AICARR JOURNAL NR. 16/2012

#16 riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

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La rivista PER i professionisti DEGLI IMPIANTI HVAC&R

ANNO 3 - OTTObre 2012

POMPE DI CALORE, COME DIMENSIONARLE ACCUMULO AD IDROGENO, QUALI VANTAGGI? CLIMATIZZAZIONE SATELLITARE E PRESTAZIONI ENERGETICHE RADIANTE NEI CAPANNONI CASE STUDY RISCALDAMENTO CON RECUPERO DEL CALORE DI CONDENSAZIONE BARRIERE D’ARIA, QUANDO NON FUNZIONANO?

IMPIANTI DI RISCALDAMENTO RECUPERO DI CALORE

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

EURO15

Organo Ufficiale AiCARR

refrigerazion

MOSTRA E CONVEGNO INTERNAZIONALE

“

POLITICA, ISTITUZIONI E RESPONSABILITà DEI CITTADINI Ora, in tempi bui, c’è chi confonde la politica

“L’utilizzo delle fonti rinnovabili è OBBLIGATORIO

per tutti gli edifici ad USO PUBBLICO qualora non vi siano

con l’istituzione e pensa che un’associazione non debba

impedimenti di natura tecnica o economica”

“sporcarsi con le mani” con questa classe dirigente. È una visione

Correva l’anno 1991 e lo imponeva la legge 10.

Abbiamo perso venti anni. Di chi è la responsabilità?

Spesso, da bravi italiani, ci lamentiamo della classe

politica, e questi tempi bui sembrano darci ragione. Tuttavia, a volte, una serena autocritica non guasterebbe affatto. La legge 10 era lungimirante, come dovrebbero essere sempre gli atti governativi: tracciava una rotta ben precisa. Siamo stati noi a

miope, qualunquista e sbagliata in partenza, perché confonde il dovere di singolo cittadino da quello di un’associazione.

Fare politica, significa dare giudizi morali: è un diritto del cittadino, espresso dal voto. Chi dialoga con le istituzioni, come rappresentante di un’associazione, non può e non deve esercitare nessun giudizio morale su chi rappresenta l’istituzione.

In sintesi, non deve fare politica.

Le istituzioni sono formate da politici, nominate da

non seguirla. Spesso “l’impedimento di natura tecnica” era una semplice frase del progettista che cassava pompe di calore,

politici. Pertanto, come rappresentanti di un’associazione, spesso

piuttosto che altre fonti rinnovabili, senza un motivo ben preciso.

ci si trova di fronte non chi sie è votato, ma portatori di idee

Erano gli anni del famigerato CAF (Craxi, Andreotti, Forlani), della

evisioni morali diverse dalle proprie. Tuttavia è doveroso quanto

fine della cosidetta prima repubblica, dell’inizio di tangentopoli:

etico discutere con loro: l’istituzione è di tutti gli italiani così come

classe politica malata, ma ancora in grado di produrre buone

l’associazione è di tutti i soci, indipendentemente dal loro credo

leggi. Le colpe della mancata applicazione stanno altrove.

politico.

Anche AiCARR ha le sue responsabilità: non

Personalmente non amo i furori antipolitici, li trovo

ha mai denunciato pubblicamente lo scempio che si stava

demagogici, ma li rispetto nell’ambito delle prerogative del

consumando. Certo, organizzava bellissimi convegni su questi

singolo cittadino. Li trovo, invece, devastanti quando li si vuole

temi, con anche 150 – 200 partecipanti, ma tutto si fermava là.

trasferire in un’associazione culturale: la portano fuori dai luoghi

AiCARR è un’associazione elitaria nel suo DNA, e nel corso degli

dove si prendono le decisioni, la rendono inutile.

anni si è spesso arroccata in una lucente torre d’avorio, senza

Non serve a nulla fare cultura, se poi ci si

capire che, con il passare degli anni, il paesaggio cambia e la

scontra con una realtà diversa. Da anni sosteniamo che la

torre rischia di confondersi con la vegetazione.

certificazione energetica così come è fatta è monca, perché non

Tutte le volte che siamo scesi dalla torre, i

considera l’estate, ma tuttora rimane così. Quando si interviene

risultati si sono visti. Il dialogo con le istituzioni, da CTI e UNI,

con proposte concrete, però, a volte si riesce a farsi ascoltare.

ai vigili del fuoco, ai ministeri, fino alle commissioni parlamentari

È di queste ore la notizia che si interverrà sull’allegato 3 del DL

deve essere l’obiettivo di ogni associazione culturale: in quei

28/11 sulle fonti energetiche rinnovabili: anche se con soluzioni

luoghi si getta il seme per veder cresce norme e leggi in grado di

diverse da quelle proposte da AiCARR, verranno superate tutte

rispettare i principi della fisica, prima ancora di quelli del sano

le problematiche da noi sollevate con il nostro position paper.

buonsenso.

Personalmente, la trovo una vittoria importante, perché è proprio questo lo scopo di un’associazione culturale: aiutare le istituzioni a migliorare leggi e norme, nell’interesse di tutti.

Michele Vio, Presidente AiCARR

Editoriale 2

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Novità prodotti 6

AiCARR Informa 77

ATTUALITà Tutte le novità del Conto Energia termico

Periodico Organo ufficiale AiCARR

Svolta nella politica energetica sulle rinnovabili. A fine anno si raggiungerà il tetto previsto per le rinnovabili elettriche al 2020 e cominceranno gli incentivi per le rinnovabili termiche. Disponibili 900 milioni di euro

Direttore responsabile ed editoriale Marco Zani

a cura della Redazione

Direttore scientifico Michele Vio Consulente scientifico Renato Lazzarin

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POMPE DI CALORE Pompe di calore, come dimensionarle?

Partendo dalla basilare differenza fra pompe di calore e caldaie, vengono fornite alcune linee guida per il corretto dimensionamento degli impianti di riscaldamento con pompa di calore di Michele Vio

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STAND ALONE Il vantaggio dei sistemi di accumulo ad idrogeno In caso di edifici ad energia zero in condizioni stand-alone, l’integrazione ad idrogeno risulta più vantaggiosa rispetto ad un tradizionale sistema con accumulo al Li-ion di Marco Surra

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PERDITE DI DISTRIBUZIONE Climatizzazione satellitare e prestazioni energetiche Il sistema di generazione centralizzata dell’energia, abbinata al sistema satellitare con contabilizzazione alle singole utenze è caratterizzato da perdite di distribuzione molto contenute, sia in regime di riscaldamento sia in raffrescamento. Maggiore attenzione progettuale va invece prestata al sistema per la distribuzione dell’ACS di Michele De Carli, Stefano Faganello, Samantha Graci, Giacomo Villi e Angelo Zarrella

34 46 54

radiante NEI CAPANNONI Climatizzazione industriale per irraggiamento Dimensionamento, progettazione e comfort: potenzialità e limiti delle tecnologie radianti di Michele De Carli e Antonio Polito

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 Riccardo Antoniazzi, Michel Bruni, Nicolandrea Calabrese, Francesco D’Aurea, Michele De Carli, Francesco Di Giovanni, Stefano Faganello, Enrico Galaverna, Samantha Graci, Antonio Polito, Paola Rovella, Marco Surra, Alessandro Veronesi, Giacomo Villi, 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

Il sistema ha previsto l’installazione di centrali di compressione del freddo alimentare con scambiatori di calore e di un’unità roof-top dotata di inverter sui ventilatori di mandata e ripresa

Gli abbonamenti decorrono dal primo fascicolo raggiungibile.

di Riccardo Antoniazzi

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

BARRIERE D’ARIA Quando non funzionano?

Solo con un’installazione corretta ed una manutenzione efficace è possibile ridurre del 75-80% i consumi dovuti all’apertura e alla chiusura delle porte

SISTEMI DI GENERAZIONE Solar heating and cooling abbinato a pannelli radianti e fan coil, prestazioni invernali L’utilizzo dell’impianto ha permesso di risparmiare, in termini di combustibile, 574 Nm3 di gas metano e il sole ha coperto il 56% dei consumi per il riscaldamento di Nicolandrea Calabrese, Michel Bruni, Alessandro Veronesi e Paola Rovella

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Comitato scientifico Paolo Cervio, Sergio Croce, Francesca Romana d’Ambrosio Alfano, Renato Lazzarin, Luca Alberto Piterà, Mara Portoso, Michele Vio, Marco Zani

CASE STUDY Supermercato, riscaldamento con recupero del calore di condensazione

di Enrico Galaverna

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Consulente tecnico per il fascicolo Luigi Tischer

ESPERIENZA DALLE AZIENDE Polivalenti idronici a doppio ciclo, monitoraggio delle prestazioni energetiche L’utilizzo di polivalenti a doppio ciclo in cascata con gas refrigeranti diversi permette di superare i limiti dei sistemi monociclo di Francesco D’aurea e Francesco Di Giovanni

Stampa CPZ spa - Costa di Mezzate -BG

Posta target magazine - LO/CONV/020/2010.

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Aderente

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Novità Prodotti Server al fresco CCD, acronimo di Climaveneta Cooling Door, è il nome della nuova unità ad acqua messa a punto dall’azienda di Bassano del Grappa per il raffreddamento diretto dell’aria in uscita dai server, in particolare dai gruppi ad alta densità, con oltre 40 kW/m² per rack. Il sistema può essere configurato sia in versione stand-alone per il raffreddamento di un singolo rack, sia integrato in impianti di condizionamento esistenti per adattarsi alle diverse condizioni operative. La particolarità di Climaveneta Cooling Door è che l’unità viene installata direttamente nella parte posteriore del rack, adeguandosi alla struttura esistente e senza ulteriori ingombri. La posizione sul retro è infatti quella ideale per convogliare in modo efficiente l’aria calda di espulsione dal rack e raffreddarla. L’unità coniuga l’efficienza di un sistema idronico con l’impiego di ventilatori a commutazione elettronica EC. Anche grazie al controllo dinamico autoadattante, si ottengono valori di EER superiori a 180. L’affidabilità del sistema, considerata la particolare applicazione, è garantita dalla totale ridondanza del sistema di raffreddamento. Grazie alla versione “dual” con doppia batteria di raffreddamento e doppia valvola di regolazione completamente indipendenti, il sistema di raffreddamento arriva a garantire il 100% di back-up, favorendo lo sfruttamento del sistema free cooling da un lato e il collegamento ad un chiller ad acqua refrigerata dall’altro. CCD è disponibile in quattro taglie per la versione “Basic” e due per la versione a due batterie “Dual”, con un range di potenza frigorifera da 26 a 40 kW. www.climaveneta.it

VRV per l’aria primaria Si chiama VRV IV, il nuovo sistema di climatizzazione a espansione diretta di Daikin. Oltre all’abbinamento a un’ampia gamma di unità interne – VRV, residenziali, nuove cassette round flow – per il raffrescamento e il riscaldamento, questa soluzione offre la possibilità di connessione alle barriere d’aria e ai sistemi di ventilazione per il trattamento dell’aria di rinnovo, permettendo la produzione di acqua calda a bassa (tra 25 e 45°C) e fredda (tra 10 e 20°C) temperatura con i moduli Hydrobox. Tra le innovazioni del nuovo sistema il riscaldamento continuo, che permette di fornire calore agli ambienti anche quando si attiva il ciclo di sbrinamento, il controllo dinamico della temperatura del refrigerante e il software VRV Configurator, il quale consente di configurare anche più sistemi installati in edifici diversi, utilizzando le stesse impostazioni predefinite. Con il VRV IV, Intelligent touch manager. Daikin propone anche il nuovo sistema di controllo Intelligent Touch Manager, attraverso il quale è possibile gestire fino a 2.560 gruppi di unità interne. Oltre alle funzioni tradizionali, tale sistema dispone anche dell’opzione Smart Energy Management per il monitoraggio del consumo energetico giornaliero. Inoltre, con un programma dedicato è possibile anche identificare quali unità presentano i consumi maggiori, intervenendo per ridurne l’incidenza sull’efficienza energetica di tutto l’impianto. www.daikin.it

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#16

Pulizia delle camere di combustione delle caldaie

Un prodotto appositamente studiato per pulire le camere di combustione delle caldaie a condensazione durante i consueti interventi di manutenzione. Prodotto da Cillichemie, Cillit-KK Cleaner ha la proprietà di pulire in profondità e in breve tempo e risulta, inoltre, utilizzabile per tutti i metalli con i quali vengono realizzate le camere di combustione, quali rame, acciaio inossidabile e leghe di alluminio. Nè acido, né alcalino, Cillit-KK Cleaner non è infiammabile, né un comburente, ma è biodegradabile, assicura di non esalare odori sgradevoli o/e irritanti durante la pulizia della caldaia e di non danneggiare la protezione antifiamma sul fondo delle camere di combustione, garantendo massima tranquillità. Ultimato l’intervento e pulizia della camera di combustione, la stessa può essere lavata con acqua che può essere tranquillamente scaricata, trattandosi di un prodotto ecocompatibile. Cillit-KK Cleaner è disponibile in confezioni da 1 kg, 5 kg e 10 kg. www.cillichemie.com

Sistemi Ibridi Integrati

Novità Prodotti Regolare la temperatura degli apparecchi frigoriferi Danfoss presenta una nuova gamma di regolatori per il controllo della temperatura degli apparecchi frigoriferi – per il controllo di uno o due compressori, sbrinamento, ventilatori, resistenza, luci e funzione di allarme. La gamma è composta dai regolatori: EKC 102, 202, 302 e AK-CC 250 e 350; l’EKC 202 viene utilizzato per il montaggio sul pannello anteriore, mentre l’EKC 302 per il montaggio su barra DIN. Dato che il controllore comprende 2 termoregolatori, il segnale può essere ricevuto da uno o due sensori di temperatura. Il sensore è posizionato nel flusso di aria fredda a valle dell’evaporatore e/o nel flusso di aria calda a monte dell’evaporatore. Inoltre, le funzioni desiderate vengono attivate o disattivate da due o quattro relè; questo determina la funzione di refrigerazione, sbrinamento, ventilazione, allarme e luci. www.danfoss.com

Pochi “click” per la diagnosi dell’impianto termico Testo presenta sul mercato uno strumento multifunzione per l’analisi di combustione di impianti termici, che consente di eseguire tutte le funzioni necessarie attraverso un menù intuitivo e ben strutturato. Ai fini della misura diretta, testo 320 ha due sensori di gas per O2 e CO, una sonda per la temperatura dei fumi e una per la temperatura ambiente. Da questi dati, lo strumento calcola tutti i parametri di misura rilevanti come valore di CO2, il rendimento e le perdite in camino. Le sonde disponibili come accessori consentono di misurare molti altri parametri. Grazie all’autoazzeramento automatico e alle speciali celle installate, lo strumento è pronto per misurare 30 secondi dopo l’accensione. Le celle sono precalibrate, rapidamente sostituibili dall’utente e garantite 3 anni. www.testo.it

Nuova gamma di unità Rooftop Carrier presenta la nuova gamma di unità Rooftop 50/48UA-UH, disponibili in sette taglie e progettati per il condizionamento dell’aria di grandi ambienti, come i supermercati, installabili in edifici nuovi o ristrutturati. Le unità, equipaggiate con il refrigerante R-410A, completano la linea di unità Carrier Rooftop e Packaged e, inoltre, offrono possibilità di raffrescamento e riscaldamento, con capacità frigorifera nominale compresa tra 44 e 109 kW e alti coefficienti di efficienza energetica. Includono inoltre: free cooling, un compatto Modulo di Recupero dell’Energia (ERM) a doppio flusso, reimpostazione del set point della temperatura basato sulla temperatura dell’aria esterna, per un migliore risparmio energetico fino a quattro gradini di parzializzazione per efficienza a carico parziale delle prestazioni e motore ventilatore ad alta efficienza. Tutte le unità possono essere dotate di pre-filtri F6 e filtri F7 per poter rispettare le normative locali e fornire una migliore qualità dell’aria interna. Il sensore opzionale CO2 assicura bassi livelli di concentrazione di CO2 nell’edificio. Pro-Dialog+. Una delle caratteristiche più importanti delle unità è il controllo Pro-Dialog+, dotato di un avanzato microprocessore con algoritmi auto-adattivi, per soddisfare le esigenze di raffreddamento o riscaldamento dell’edificio, nonché le richieste di risparmio energetico del cliente. Pro-Dialog+ incorpora funzioni di diagnostica, dati storici e di pianificazione del tempo. www.carrier.it

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Sistema di rivelazione fughe di gas Per monitorare la concentrazione di metano, GPL, monossido di carbonio, gas esplosivi e velenosi, Seitron lancia sul mercato Multigate. Ideale per parcheggi sotterranei o coperti e per edifici a uso industriale e commerciale, il sistema può arrivare a monitorare una superficie fino a 5/6000 m². Questo è possibile grazie a diversi dispositivi – fino a un massimo di 32 trasmettitori – che, integrati insieme, garantiscono la sicurezza contro le fughe di gas.

Multigate è basato su un’unità centrale e dispositivi di monitoraggio SX. A questi si aggiungono i moduli ausiliari che potenziano ulteriormente le funzionalità. La centralina comunica con i rivelatori attraverso il protocollo S-bus. Nel caso quindi i sensori misurino una concentrazione superiore alle soglie di sicurezza impostate, Multigate lancia l’allarme attraverso 4 relè di uscita (1 di preallarme, 2 di allarme e 1 di segnalazione guasto). www.seitron.it

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Attualità

Le novità del Conto Energia termico

È

del Conto Energia termico, il nuovo Decreto sulle rinnovabili termiche che potrebbe già partire con l’inizio del nuovo anno. Tante le novità, in particolare per il settore pubblico il quale, finora escluso dal 55%, potrà ora accedere agli incentivi del nuovo Conto, intervenendo su tutta una serie di edifici vetusti sparsi sul territorio. Anche i privati, tuttavia, vedranno cambiarsi le carte in tavola, potendo per la prima volta scegliere se usufruire della detrazione del 55% o invece rivolgersi ai nuovi aiuti previsti dal Conto Energia termico. imminente la pubblicazione

Gli obiettivi del Conto Termico A parlarne, nel corso della conferenza “Heat4U” organizzata giovedì 11 ottobre 2012 da Robur, è Sebastiano Serra, in rappresentanza del Ministero dell’Ambiente. «Con il nuovo Conto Termico, – spiega Serra – si intende creare uno strumento di incentivazione per interventi di piccole dimensioni volti alla produzione di energia termica da fonti rinnovabili e all’incremento dell’efficienza energetica». Tra gli obiettivi, anche quello di creare un meccanismo incentivante sul modello del “conto energia” dedicato alle FER termiche, che contribuisca al raggiungimento degli obiettivi nazionali di sviluppo delle fonti rinnovabili, e il proposito di sviluppare il ruolo esemplare della Pubblica Amministrazione, attraverso un meccanismo di incentivazione diretto, in grado di ridurre la barriera finanziaria di investimento iniziale. Non soltanto: con la nuova iniziativa si vuole consentire quel salto in avanti necessario affinché il comparto del solare termico giunga preparato agli obiettivi di efficienza europea del 2020 fissati dalla Commissione Europea. A differenza del settore delle rinnovabili elettriche (solare fotovoltaico), che già quest’anno ha raggiunto i target energetici previsti, anche a causa di incentivi al fotovoltaico molto elevati, «la parte calore deve fare un balzo in avanti, – ci tiene a sottolineare Serra – facendo crescere il comparto», in Italia ancora in ritardo.

Gli interventi Gli incentivi potranno essere

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Svolta nella politica energetica sulle rinnovabili. A fine anno si raggiungerà il tetto previsto per le rinnovabili elettriche al 2020 e cominceranno gli incentivi per le rinnovabili termiche. Disponibili 900 milioni di euro a cura della Redazione richiesti per interventi su edifici esistenti o unità immobiliari di qualsiasi categoria catastale, nuovi edifici ultraefficienti (classe A), impianti termici per il condizionamento invernale e per la produzione di ACS (acqua calda sanitaria), elettrodomestici, motori e inverter. Per quanto riguarda le tipologie di tecnologie ammesse a incentivo, esse saranno suddivise per categoria, a partire dagli “impianti di piccole dimensioni”, tra cui figurano pompe di calore e scaldacqua a pompa di calore, con potenza nominale inferiore a 500 kW, e solare termico e solar cooling per superficie solare lorda inferiore ai 700 m². Soggetti pubblici e privati potranno richiedere i nuovi incentivi per l’installazione di pompe di calore (elettriche, a gas ed anche geotermiche), solare termico e solar cooling e generatori di calore a biomassa, questi ultimi soltanto in caso di sostituzione di altri impianti a biomassa (responsabili di emissioni inquinanti), gasolio o carbone. Tra le principali novità introdotte dal nuovo Conto, l’accordo di incentivi a soggetti pubblici per procedere a piccoli interventi di efficienza energetica sovrapponibili a quelli del 55%. Tra questi l’isolamento termico di pareti, coperture, pavimenti, la sostituzione di finestre ed anche l’installazione di generatori di calore a condensazione. Il nuovo provvedimento, inoltre, intende incentivare l’installazione di sistemi di schermatura e/o ombreggiamento fissi o mobili, non trasportabili, in edifici esistenti. Infine, tra gli obiettivi del nuovo Conto, anche quello di giungere a introdurre, col tempo, una serie di meccanismi premianti per la Ricerca e sviluppo tecnologie innovative nel Paese.

Meccanismi di incentivo e destinatari L’accesso agli incentivi per le rinnovabili termiche verrà consentito ai soggetti pubblici, inclusi per la prima volta l’IACP (Istituto Autonomo Case

Popolari), e privati, mentre – nell’attuale versione della bozza – quelli per l’efficienza energetica sono riservati ai soggetti pubblici. Fino ad oggi, infatti, i privati beneficiano dello sgravio fiscale del 55%: la composizione delle due misure in un disegno organico, sottolinea Sebastiano Serra, rappresenta uno dei principali nodi che si sta sciogliendo. Nel primo biennio di applicazione è previsto un costo complessivo massimo di 900 Milioni di Euro che, in analogia con le FER elettriche, sarà coperto a valere sulle tariffe del gas naturale.

Per tutte le tecnologie ammesse a incentivo, il nuovo decreto stabilisce una serie di valori prestazionali minimi. In particolare, l’incentivo risulta commisurato all’energia rinnovabile prodotta e al risparmio energetico conseguito e sarà differenziato per taglie e zone climatiche. Per gli impianti a biomassa o con pompe di calore fino a 35 kWt e solari termici fino a 50 m², l’ammontare annuo dell’incentivo è costante, calcolato a forfait ed erogato per un biennio. Per quanto riguarda, invece, gli impianti di taglia maggiore, l’ammontare annuo dell’incentivo è costante, conteggiato a forfait ed erogato per un quinquennio. Il nuovo conto energia termico premierà la quota di energia rinnovabile prodotta. Ma non da subito, nella prima fase l’incentivo sarà pari ad una percentuale della spesa sostenuta per l’intervento. n

Provate a batterlo con un «semplice» sistema Vrf

• Riscaldamento continuo durante le fasi di sbrinamento nei sistemi a pompa di calore

• VRT (Variable Refrigerant Temperature) controllo dinamico della temperatura del refrigerante

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Pompe di calore

Pompe di calore, come dimensionarle L’

utilizzo delle pompe di calore si sta diffondendo sempre più anche in caso di piccoli impianti di riscaldamento. Sebbene si tratti di una tendenza positiva, è bene sottolineare come molto spesso le pompe di calore vengano utilizzate in modo errato, perché vengono confuse con le caldaie. Gli esempi riportati dall’articolo, volti a comprendere meglio come dimensionare le pompe di calore, sono basati su un’utenza residenziale autonoma, ma i ragionamenti possono essere ampliati anche a impianti di maggiore potenza.

Pompe di calore e Caldaie Ci sono differenze fondamentali tra le pompe di calore e le caldaie. Le caldaie generano una potenza indipendente dalla temperatura dell’aria esterna, sempre nettamente superiore a quella richiesta dall’impianto. Storicamente le caldaie autonome forniscono una potenza di 24 kW che è quella necessaria per permettere la produzione istantanea di acqua calda sanitaria per una doccia, con una portata d’acqua di circa 12 litri al minuto. Inoltre non hanno limiti inferiori di funzionamento: possono operare a qualunque temperatura dell’aria esterna, mantenendo sostanzialmente invariata sia la potenza che il loro

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Partendo dalla basilare differenza fra pompe di calore e caldaie, vengono fornite alcune linee guida per il corretto dimensionamento degli impianti di riscaldamento con pompa di calore di Michele Vio

Figura 1 – Andamento della potenza richiesta dall’impianto e fornita dai generatori (pompe di calore evaporanti ad aria)

Lo sbrinamento

Anche se le norme non lo considerano, durante il funzionamento invernale si forma brina sulla superficie delle batterie evaporanti delle pompe di calore. La Figura B1 mostra la foto di una pompa di calore di taglia elevata durante il suo funzionamento invernale.

La quantità di ghiaccio formatasi è tanto maggiore quanto maggiore è la quantità di contenuto d’acqua nell’aria. Quindi le pompe di calore evaporanti ad aria temono non tanto le basse temperature quanto l’elevata umidità relativa con temperatura dell’aria da 5°C a 0°C, come è il caso delle città della val Padana.

Il fenomeno della formazione della brina, se non controllato, porta rapidamente al blocco della pompa di calore: lo strato di ghiaccio che si forma sulla superficie della batteria riduce sia le caratteristiche di scambio termico, in quanto funge da isolante, sia l’area di passaggio dell’aria, sia la portata dell’aria che l’attraversa.

Figura B1 – Batteria brinata di una pompa di calore di elevata potenza

Di fatto è come se la superficie di scambio si riducesse mano a mano al procedere della formazione di ghiaccio. Una volta innescato, il fenomeno di formazione della brina aumenta d’intensità in modo esponenziale fino a che la batteria non si ricopre completamente di ghiaccio e i dispositivi di sicurezza della macchina non ne bloccano il funzionamento. Per evitare questo inconveniente, nelle pompe di calore evaporanti ad aria si effettuano cicli di sbrinamento per eliminare il ghiaccio che incrosta le superfici di scambio, invertendo il circuito frigorifero (il condensatore diventa evaporatore e viceversa), come mostrato in Figura B2. I cicli di sbrinamento non sono indolori per la pompa di calore: lo sbrinamento comporta una perdita energetica dovuta all’effetto congiunto del consumo di energia durante il ciclo e della sottrazione di calore dall’impianto effettuata dal condensatore divenuto evaporatore. Questa perdita può essere quantificata in circa il 10% per ogni ciclo.

Figura B2 – Inversione di ciclo per sbrinare la batteria

BOX 1 rendimento. Anche la temperatura di produzione dell’acqua non incide sulla potenza fornita.

Le pompe di calore generano una potenza tanto più bassa quanto più alta è la temperatura dell’acqua prodotta: nel funzionamento in produzione di acqua calda sanitaria (55°C) forniscono una potenza inferiore rispetto alla produzione di acqua per l’impianto (45°C), a parità di ogni altra condizione.

Ciò è vero per tutte le pompe di calore, sia quelle evaporanti ad acqua che quelle evaporanti ad aria.

Le pompe di calore evaporanti ad aria riducono la potenza fornita anche in funzione della temperatura dell’aria esterna, come mostrato in Figura 1. Tale riduzione è in totale controtendenza con la potenza

richiesta dall’impianto che, invece, aumenta al diminuire della temperatura dell’aria esterna.

Analogamente, tutte le pompe di calore hanno un limite di funzionamento per la temperatura dell’acqua prodotta, che non può superare determinati valori. Per le pompe di calore ad aria, questo limite vale anche in funzione della temperatura dell’aria esterna: la pompa di calore di Figura 1 riesce a produrre acqua alla temperatura di 45°C fino a una temperatura esterna di -10°C, mentre può funzionare solo fino a -5°C, se produce acqua calda sanitaria a 55°C. Per quanto riguarda la produzione di acqua calda sanitaria, bisogna ricordare che vi è anche un limite di temperatura dell’aria esterna superiore: non tutte le pompe di calore sono in grado di produrre acqua calda sanitaria quando la temperatura dell’aria esterna è superiore ai 30°C. Questo è un problema da tenere in forte considerazione nel caso in cui la pompa di calore sia l’unico generatore a servizio dell’impianto, perché in piena

The sizing of heat pump’s plants

The use of heat pumps is spreading more and more also in the case of small-scale heating. Although this is a positive trend, it should be noted that very often heat pumps are used in the wrong way, because they are confused with the boilers. The examples from the article, aimed at a better understanding of how to size the heat pump are based on a consumer residential autonomous, but the reasoning can even be extended to power plants.

Keywords: heat pumps, boilers

estate potrebbe esserci il serio rischio di non riuscire a produrre acqua calda per lavarsi.

Se l’installazione avviene in una località dove la temperatura dell’aria esterna può raggiungere i -10°C e se la pompa di calore è l’unico generatore, non è corretto dimensionarla nel punto 1, dove la potenza fornita eguaglia quella dell’impianto, perché si commetterebbero 4 errori: 1) la pompa di calore non può produrre acqua calda sanitaria a 55°C in ogni condizione perché a questo livello termico il funzionamento cessa a -5°C dell’aria esterna; 2) in ogni caso il limite di funzionamento è troppo vicino alla condizione più bassa dell’aria esterna: durante la gelata di febbraio 2012 la temperatura è scesa di molto oltre i valori di progetto in gran parte d’Italia. Con una caldaia la potenza fornita dall’impianto è sempre garantita, mentre una pompa di calore si può bloccare del tutto, lasciando gli utenti senza riscaldamento e senza acqua calda sanitaria; 3) non si considera che, durante il funzionamento in produzione di acqua calda sanitaria, la pompa di calore lavora per alimentare l’accumulo sanitario e, di conseguenza, non può fornire energia all’impianto; 4) Non si considera lo sbrinamento (si veda il Box 1), fenomeno sempre presente nelle pompe di calore ad aria, anche se trascurato dalle normative vigenti.

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Formule per calcolare la potenza di una pompa di E E calore +E

(B1)

(B2)

(B3)

(B4)

(B1) Se si vuole che una pompa di calore sia in grado di soddisfare le esigenze da sola, senza alcuna integrazione, è necessario calcolare la sua potenza PPdC secondo il seguente bilancio energetico: E + ESB ERI + x % NT PPdC

(B1) PPdC = RI = N O fi N O fi (B1) (B2) con: PPdC potenza fornita dalle pompa di calore nelle condizioni desiderate ERI energia richiesta dall’impianto nell’arco dell’intera giornata (B1) (B1) E ACS all’impianto dai cicli di sbrinamento (è uguale a zero nelle ENSB energia sottratta = N − Ofi T y% PPdC (B2) pompe di calore evaporanti ad acqua) (B3) NO fi numero di ore giornaliere in cui la pompa di calore produce energia per l’impianto NT numero totale di ore giornaliere in cui la pompa di calore produce energia per (B2) y E + E ACS (B2) PPdCl’impianto = % RIo per l’acqua calda sanitaria: se quest’ultima utenza non c’è corriNT y% ( 1 − x% ) (B3) sponde a NO fi x% percentuale oraria di perdita di energia causa degli sbrinamenti: si può considerare generalmente pari al 20% (due sbrinamenti ora) nelle condizioni più (B3) critiche y E + E ACS 0 ,8 ⋅ 120 + 16 (B3) PPdC = % RI = = 7 ,3 kW Per condizioni desiderate si intende la temperatura di produzione dell’acqua NT y% ( 1 − x% ) 24 ⋅ 0 ,8 ( 1 − 0 ,2 ) dell’impianto e la temperatura della sorgente fredda, aria o acqua che sia. Se la pompa di calore evaporante ad aria è l’unico generatore dell’impianto, la temperatura dell’aria esterna considerata deve essere almeno quella di progetto, ma è y ERI + E ACS 0 ,8 ⋅120 + 16 bene che la PPdC tenere = % presente = temperatura esterna = 5 ,8minima kW potrebbe in qualche N y ( 1 − x ) 24 ⋅ 0 , 8 momento Tessere Pertanto bisogna valutare molto bene la scelta della % inferiore. % (B4) macchina, facendo in modo che il limite inferiore di funzionamento sia di almeno 5°C inferiore alla minima temperatura che si pensa possa verificarsi nella località d’installazione.

E Se τ ≈la pompaPrdi calore non produce acqua calda sanitaria, il numero di ore PW − P − PP − Am (B4) BOX 2

La produzione di acqua calda sanitaria, differenze tra caldaia e pompa di calore Uno degli errori più gravi e ripetuti nel dimensionamento della pompa di calore è quello di assimilarla ad una caldaia, utilizzando una priorità sulla produzione di acqua calda sanitaria. È un problema di bilancio energetico: per comprenderlo, torna utile un esempio automobilistico. Se si viaggia a 100 km/h e ci si ferma per 6 minuti per rifornirsi di benzina, in un’ora si percorrono solo 90 km: alla tabella di marcia mancano 10 km. Se si dispone di un’auto veloce, basta viaggiare per 6 minuti a 200 km/h per recuperare la distanza persa durante il rifornimento. Se invece si viaggia in camion e non si possono superare i 100 km/h, questa distanza è persa per sempre e non può più essere recuperata. La caldaia è l’auto veloce, mentre la pompa di calore è il camion, moderno e tecnologico, ma pur sempre un camion.

Si supponga di avere, in un appartamento che richiede 5 kW di potenza per il riscaldamento, un serbatoio in grado di accumulare 8 kWh per l’acqua calda sanitaria, corrispondenti circa all’energia necessaria per soddisfare 4 docce da 4 minuti l’una, con un soffione in grado di erogare 15 l al minuto (vi sono soffioni che richiedono

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+ x % NT PPdC SB PPdC = RI N equivale = RIalle ore giornaliere N OO fifi N O fidi funzionamento dell’impianto NT. Se invece produce anche acqua calda sanitaria, bisogna calcolare per quanto tempo la pompa di calore fornisce energia a quest’utenza. In questo caso, il numero di ore giornaliere NO fi si riduce secondo l’equazione: E + x % NT PPdC E +E PPdC = RI ESBACS= RI

N Ofi = NTN−O fi N O(B2) fi y% PPdC con: E + x% N E +richiesta E ERI NTT P PPdC EPACS energia ERI ESB RI + x % sanitaria PdC nell’arco dell’intera giornata = RI + SB = dall’acqua PPdC = = PdC N N fi potenza nella O fi y% riduzione produzione di acqua calda sanitaria: il suo valore NOO di N fiE O fi EèRIa 1+ACS E N Ofiinferiore = Ny%T − ACS la temperatura di produzione dell’acqua calda sanitaria è suPPdC = y% PsePdC NT yalla 1 − x% ) di produzione dell’acqua da inviare all’impianto % ( temperatura periore Dalle (B1) e (B2) si può ricavare l’equazione finale per il calcolo della potenza riE EACS N = N − ACS di calore: chiesta ad pompa Tuna NOfi = N − Ofi T yy% P P y E %+ PdC E ACS

PdC 0(B3) ,8 ⋅ 120 + 16 PPdC = y%% ERIRI + E ACS PPdC = NT y% ( 1 − x% ) = = 7 ,3 kW NT y% ( 1 − x% ) 24 ⋅ 0 ,8 ( 1 − 0 ,2 ) Si può effettuare un piccolo esempio numerico facendo riferimento alla situazione di figura yy% 2.

ERIL’energia + E ACSrichiesta dall’impianto è ERI = 120 kWh; l’energia richieP = % ERI + E ACS PdC PPdCdall’acqua = N y sanitaria sta è EACS = 16 kWh; y% = 80% perché la produzione di acqua % ) NyTT% yE%%RI(( 11+− −ExxACS 0 ,8 ⋅ 120 + 16 % ) calda sanitaria richiede una a quella dell’impianto; y E + E 0 ,8 ⋅120 +di1610°C superiore PPdC = % RI =temperatura = 7 ,3 kW PPdC = N y ( 1 − xACS) = 24 ⋅ 0 ,8 ( 1 − 0 ,2=)5 ,8 kW T % % x% = 20%; 24 perché la pompa e in funzione in tutto l’arco giornaNTNTy= 24 ⋅di0 ,calore 8 % ( 1 − x% ) liero. Si ha: yy% E 0 ,8 ⋅ 120 + 16 RI + E ACS P = % E RI + E ACS = 0 ,8 ⋅ 120 + 16 = 7 ,3 kW PPdC = = PdC N 24 ⋅ 0 ,,88 (( 11 − 00 ,,22 )) = 7 ,3 kW % ) NyTT% yyE%%RI(( 11+− −ExxACS 024,8⋅ 0⋅120 +−16 % ) P la pompa = E = 5(falda ,8 kW fosse=evaporante ad acqua o geotermica con scambio τSePdC ≈ NT yPrdi%calore ( 1 − x% ) 24 ⋅ 0 ,8 PW − P −non PPci− Am al terreno) sarebbero cicli di sbrinamento (x% = 0%), per cui la potenza risultante sarebbe inferiore: y E + E ACS 0 ,8 ⋅120 + 16 P = y%% ERI RI + E ACS = 0 ,8 ⋅ 120 + 16 = 5 ,8 kW PPdC = 5 ,8 kW PdC = N y ( 1 − x ) = 24 NTTEPr y%% ( 1 − x%% ) 24 ⋅⋅00 ,,88 τ≈ PW − P − PP − Am

E EPr ττ ≈ Pr (B4) ≈ (B4) P P W −P − P − PPP −− Am W −P Am portate anche 2-3 volte superiori, e attualmente vanno molto di moda). Ovviamente, il volume dell’accumulo è diverso nel caso di caldaia o pompa di calore: più piccola nel primo caso perché la temperatura di produzione è nettamente superiore. Quello che interessa è comunque l’energia da fornire.

La caldaia genera una potenza di 24 kW, per cui bastano solamente 20 minuti per caricare l’accumulo termico. In quei 20 minuti non viene fornita energia all’impianto per un totale di 1,67 kWh, ma proprio per l’eccesso di potenza della caldaia è molto semplice recuperare: la caldaia è l’auto sportiva e veloce, ed è in grado di recuperare il tempo perso. Non è così per la pompa di calore: se la sua potenza massima è 5°C kW quando produce acqua a 45°C si abbassa a 4 kW, quando produce acqua alla temperatura richiesta dal sanitario, il tempo che ci mette a ricaricare l’accumulo è di 2 ore. In questo intervallo, non fornisce energia all’impianto per 10 kWh, che non possono più essere recuperati: la pompa di calore è lenta, come il camion: tutto quello che si perde è perso per sempre.

Analogo ragionamento si può fare anche con i cicli di sbrinamento, che portano addirittura ad una sottrazione di energia dall’impianto.

Come si dimensiona correttamente una pompa di calore Se si vuole che la pompa di calore funzioni da sola, senza alcuna integrazione, soddisfacendo le esigenze di un impianto, bisogna effettuare un dimensionamento basato sul consumo energetico giornaliero. Relegando al Box 2 l’esplicitazione delle formule, andremo qui a descriverne semplicemente il metodo.

Si faccia riferimento alla Figura 2, che descrive l’andamento giornaliero della potenza fornita all’impianto, all’acqua calda sanitaria, e quella sottratta per i cicli di sbrinamento. La somma delle aree sottese alle curve di potenza rappresenta l’energia: l’energia fornita all’impianto (area verde) deve essere uguale all’energia richiesta dall’impianto, più eventualmente l’energia sottratta dall’impianto dai cicli di sbrinamento. La Figura 2 evidenzia una serie di particolari che è bene commentare.

Innanzitutto, sia la potenza richiesta dall’impianto che quella fornita dalla pompa di calore rimane costante al variare delle ore, perché si è ipotizzato che la temperatura dell’aria esterna rimanga costante nel corso della giornata, cosa abbastanza vera in molte nostre città, dove l’escursione termica invernale in alcune giornate è molto bassa, prossima a 0.

Il profilo immaginato è quello di un tipico impianto ad uso residenziale, con priorità sull’acqua

calda sanitaria, la cui produzione avviene a partire dalle 7 di mattina, ovvero quando le persone si alzano e fanno una doccia, e dalle 19 quando chi torna a casa fa un’altra doccia e si usa acqua calda per la cucina. Un altro aspetto da sottolineare è che tutte le pompe di calore ad aria che producono anche acqua calda sanitaria effettuano i cicli di sbrinamento sempre sottraendo energia all’impianto, al fine di funzionare nel minor tempo possibile in produzione di acqua calda sanitaria. Come si può vedere, la potenza della pompa di calore deve essere superiore a quella richiesta dall’impianto.

Figura 2 – Profilo di funzionamento di una pompa di calore evaporante ad aria in un impianto residenziale (5 kW costanti richiesti dall’impianto, per un totale di 120 kWh; 16 kWh richiesti per l’acqua calda sanitaria – temperatura di produzione: 45°C dell’impianto, 55°C per l’acqua calda sanitaria)

Figura 3 – Andamento delle temperature dell’aria e di pelle del pavimento per diverse potenze della pompa di calore.

Il pavimento radiante richiede maggiori potenze delle pompe di calore, a causa della lenta reazione del sistema

L’utilizzo dei sistemi radianti a pavimento per l’accumulo di energia Il surplus di potenza generato dalla pompa di calore (caratterizzato in Figura 2 dalle aree verdi superiori alla curva rossa della potenza richiesta dall’impianto) deve essere accumulato.

Generalmente si pensa che il sistema più adatto sia l’accoppiamento con un sistema radiante a pavimento, in grado di accumulare direttamente l’energia nella sua struttura, in modo da evitare di utilizzare dei serbatoi d’acqua. È una visione non corretta, perché non tiene conto delle dinamiche degli scambi di calore, descritte nel Box 3. L’energia accumulata nel pavimento radiante non può essere utilizzata a piacimento, come invece accade per l’accumulo in acqua: appena il pavimento è “caldo”, scambia calore con l’ambiente circostante. Ciò comporta due problematiche, una generale ed una relativa all’utilizzo con le pompe di calore: • la cessione di calore avviene a prescindere dalla presenza di persone: in alcuni casi si potrebbe sprecare energia; • la cessione di calore aumenta i tempi di carica dell’energia nella struttura del pavimento, che in alcune condizioni potrebbe non riuscire ad arrivare mai alla temperatura di pelle ottimale.

Questo secondo aspetto è il più importante per il dimensionamento della pompa di calore.

Secondo quanto descritto nel Box 3, la velocità di innalzamento della temperatura del pavimento dipende dalla potenza fornita dalla portata d’acqua che a sua volta dipende dalla potenza del generatore. Più alta è questa potenza, tanto più velocemente il pavimento reagisce. È quanto mostrato nei grafici di Figura 3 che esprimono l’andamento della temperatura dell’aria e della temperatura di pelle (temperatura superficiale) del pavimento in una residenza con profilo simile a quello di Figura 2. Quello che differenzia i due diagrammi è la potenza della pompa di calore. Nel primo, la potenza è 7,5 kW, ovvero quella calcolata nel Box 2; nel secondo è 10,5 kW, quindi oltre 1,5 volte superiore (il doppio della reale richiesta dell’impianto). Come si può vedere, con una potenza di 7,5 kW la temperatura di pelle del pavimento si innalza molto lentamente, per cui la temperatura dell’aria in ambiente non riesce mai a salire sopra i 19°C. Per farlo, è necessario aumentare la potenza del generatore.

Riprendendo l’esempio automobilistico fatto in precedenza, se la pompa di calore è un camion, il sistema radiante a pavimento diventa il rimorchio: serve più potenza per trascinarlo.

Un particolare interessante: le seghettature nelle curve dipendono dalla sottrazione di energia dovuta ai cicli di sbrinamento.

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NT y% ( 1 − x% )

24 ⋅ 0 ,8 ( 1 − 0 ,2 )

Accumulo di calore nell’acqua e nella struttura y

C’è una differenza fondamentale tra accumulare energia nell’acqua o accumulare energia direttamente sulla struttura di un sistema radiante a pavimento. Nel primo caso l’energia può essere accumulata e prelevata in qualunque momento, esattamente nella quantità desiderata, fatta salva la minima percentuale di perdite attraverso la superficie del serbatoio. La Figura B3 mostra un impianto con (B4) accumulo sull’acqua: l’energia può essere stoccata anche quando non vi è prelievo (pompa dell’impianto spenta), oppure prelevata mentre c’è produzione di acqua calda sanitaria (caso evidenziato in figura).

Non è così invece nel caso di accumulo nella struttura del pavimento: ogni cm di spessore del massetto conferisce al pavimento un’inerzia di 6 Wh/(m² °C); quindi, per esempio, 6 cm di massetto incamerano 36 Wh/(m² °C) il che significa che per alzare di 5°C la temperatura di 1 m² di pavimento si devono fornire 180 Wh. Una volta portato in temperatura, il pavimento si comporta come un accumulatore di energia: 20 m² di pavimento, con un massetto di 6 cm, portati ad una temperatura di 5°C sopra quella ambiente, accumulano 3.500 Wh. Lo scambio di calore avviene prima tra acqua e pavimento, poi tra pavimento e ambiente. Nella stagione invernale, il pannello comincia a scambiare energia, per convezione e per irraggiamento, non appena raggiunge una temperatura di pelle superiore rispettivamente a quella dell’aria in ambiente e a quella media radiante delle pareti superfici circostanti. L’energia termica accumulata nella struttura del pavimento è uguale alla differenza tra la potenza ceduta dall’acqua che circola nelle tubazioni del pavimento e la potenza fornita dal pavimento radiante all’ambiente (ovviamente il tutto moltiplicato il tempo).

La potenza ceduta dall’acqua alla struttura del pavimento, a parità di ogni altra condizione dipende dalla portata circolante nelle tubazioni, che a sua volta è funzione della potenza massima fornita dal sistema: se la potenza nominale è bassa, lo è anche la portata d’acqua. Di conseguenza, la portata d’acqua nelle tubazioni del sistema radiante a pavimento determina la velocità di variazione della temperatura di pelle. Il tempo impiegato da un sistema radiante a pavimento per

E + E ACS 0 ,8 ⋅120 + 16 PPdC = % laRItemperatura = =a 5regime ,8 kWè tanto maggiore quanto raggiungere NT y% ( 1 − x% ) di funzionamento 24 ⋅ 0 ,8 più è bassa la potenza nominale richiesta al sistema stesso. In prima approssimazione, il tempo τ richiesto per variare la temperatura del pavimento può essere calcolato come: EPr

(B4) τ≈ PW − P − PP − Am con EPr energia accumulata.

PW-P potenza termica ceduta dall’acqua alla struttura del pavimento PP-Am potenza termica ceduta dalla struttura del pavimento all’ambiente Un esempio aiuta a chiarire meglio il concetto. Si supponga di avere un pavimento che non scambia calore con l’ambiente, ad esempio perché ricoperto da uno spesso tappeto caratterizzato da elevata resistenza termica. In questa ipotesi il termine PP-Am è nullo e dalla (B4) tutta la potenza ceduta dall’acqua alla struttura del pavimento contribuisce a variarne la temperatura. Se per portare a regime il pavimento è necessario fornire una energia EPr = 180 Wh/m², il tempo richiesto è di circa 2 ore se la portata d’acqua è dimensionata per una potenza PW-P = 90 W/m², di circa 3 ore se invece la portata d’acqua è dimensionata per una potenza PW-P = 60 W/m².

Nella realtà, non è possibile realizzare le condizioni dell’esempio, perché non è possibile fare in modo che il pavimento non scambi calore con l’ambiente, e quindi il termine PP-Am è diverso da zero. Il pavimento si riscalda e, una volta che la sua temperatura diventa maggiore di quella dell’aria e di quella media radiante delle superfici dell’ambiente. Di conseguenza, anche il tempo di messa a regime aumenta, tanto più quanto maggiori sono le dimensioni dell’ambiente e le differenze di temperatura. La temperatura dell’aria in ambiente è modificata dalla componente convettiva, che è tanto più bassa quanto più la temperatura dell’aria è vicina a quella di pelle. Di conseguenza, una variazione di temperatura dell’aria all’interno dell’ambiente comincia a verificarsi solamente quando la temperatura di pelle è sufficientemente alta.

Figura B3 – Schema d’impianto con accumulo nell’acqua BOX 3

Il dimensionamento dei terminali Nel caso di accumuli in acqua, radiatori o fan coil, il dimensionamento dei terminali può essere effettuato sulla massima potenza richiesta dall’impianto (5 kW nell’esempio fin qui fatto): i terminali sono collegati direttamente al serbatoio (Figura B3) e la potenza richiesta è indipendente da quella della pompa di calore.

Non è così nel caso di sistemi radianti. Per quanto descritto nel Box 3, la portata d’acqua al sistema deve essere pari a quella della pompa di calore, altrimenti la velocità di reazione del pavimento è troppo bassa. Ciò significa che, oltre al generatore, bisogna sovradimensionare anche il sistema radiante: nel caso utilizzato come esempio si passa da una potenza di 5 kW ad una di 10,5 kW. Significa più che raddoppiare le portate in gioco, quando addirittura non ridurre il passo delle tubazioni.

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L’utilizzo della regolazione per diminuire gli accumuli in acqua Quanto fin qui detto vale per una regolazione basata sulla priorità dell’acqua calda sanitaria, quasi sempre utilizzata, ma in assoluto la peggiore nel caso di pompa di calore. Viene utilizzata perché si scimmiotta il funzionamento delle caldaie, senza tenere conto della loro maggior potenza quindi della maggiore velocità a caricare gli accumuli di acqua calda sanitaria.

Nel caso di pompe di calore, invece, la priorità dovrebbe essere sempre data all’impianto. In questo modo è possibile sia ridurre il volume degli accumuli in acqua, sia migliorare le prestazioni di pompe di calore accoppiate a sistemi radianti a pavimento senza aumentarne eccessivamente la potenza. Tuttavia, mentre nel primo caso la regolazione è estremamente facile, nel secondo diventa più difficile, a meno che

non si affianchi all’accumulo sulla struttura del pavimento anche un accumulo in acqua. È bene cominciare dal dimensionamento dell’accumulo in acqua, la cui dimensione dipende da quanto tempo impiega la pompa di calore a produrre acqua calda sanitaria e dal salto termico sull’impianto (differenza tra temperatura di mandata e temperatura di ritorno). Osservando il profilo di Figura 2 si osserva che è possibile dare la priorità all’impianto a patto che il volume su accumulo sia tale da poter essere caricato nelle 12 ore di lasso che vanno dalle 7 alle 19, periodo nel quale il prelievo dell’acqua calda sanitaria è molto limitato.

Tabella 1 – Tempi di carica e scarica dell’accumulo lato impianto (profilo Figura 2) Tempo di scarica Tempo di carica Numero cariche Tempo di carica Volume Accumulo accumulo impianto ACS impianto Accumulo impianto [litri] in 12 ore [ore] [ore] [ore] 1000

13,8

2,3

1,7

0,7

750

10,4

1,7

1,7

1,0

500

6,9

1,2

1,7

1,5

250

3,5

0,6

1,7

2,9

La Tabella 1 mostra il tempo di carica e di scarica dell’accumulo lato impianto, in funzione del suo volume ed è valido per un salto termico 10°C (per salti termici differenti la propozione è inversamente lineare: raddoppia ilvolume al dimezzarsi del salto termico).

Il tempo di carica è funzione dell’energia prodotta dalla pompa di calore a cui si deve sottrarre l’energia richiesta dall’impianto e l’energia richiesta per i cicli di sbrinamento.

Se si effettua una regolazione basata sulla priorità per l’acqua

calda sanitaria (carica del serbatoio ACS in un unico ciclo), l’accumulo lato impianto deve essere di 750 litri, perché deve sostenere la fornitura di energia verso i terminali per tutto il tempo di carica del serbatoio ACS (1,7 ore). Un volume di accumulo maggiore sarebbe addirittura eccessivo: con 1000 litri il tempo di carica risulterebbe superiore alle 12 ore disponibili tra una carica e l’altra del serbatoio ACS. Con una priorità sull’impianto si può ridurre l’accumulo a soli 250 litri: nelle 12 ore di lasso tra le 7 e le 19, si ha il tempo di caricarlo per 3 volte (3,5 ore di tempo per ogni carica) e di scaricarlo per altrettante volte mentre si stiva energia nel serbatoio ACS (0,6 ore di scarica per 3 volte equivale 1,8 ore di tempo a disposizione dell’ACS).

Per ridurre il volume del serbatoio di accumulo in acqua è quindi necessario definire bene i profili di funzionamento soprattutto dell’ACS. In alternativa si possono utilizzare sostanze diverse dall’acqua: attualmente si stanno diffondendo in alcuni paesi (in Austria in particolare) degli accumuli che utilizzano paraffina. Sfruttando il calore del cambio di fase (la paraffina diventa liquida all’aumentare della temperatura) è possibile ottenere la stessa energia accumulata in un volume 3,5 volte inferiore a quello dell’acqua: per la situazione di figura 2 basterebbero solo 250 litri, anche con la priorità sull’ACS. La regolazione con priorità sull’impianto permette anche di far lavorare meglio le pompe di calore con sistemi radianti a pavimento: infatti, in questo modo, si evita che il pavimento si raffreddi troppo. Tuttavia è necessario avere comunque un accumulo anche sul lato acqua, generalmente maggiore perché il salto termico consentito dai sistemi radianti a pavimento difficilmente supera i 5°C. Con un accumulo di dimensioni adeguate si può evitare il surdimensionamento della pompa di calore (da 7,3 kW a10,5 kW) e il conseguente surdimensionamento dell’impianto. n

Silenziosi, efficienti

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Stand alone

Il vantaggio dei sistemi di accumulo ad idrogeno In caso di edifici ad energia zero in condizioni stand-alone, l’integrazione ad idrogeno risulta più vantaggiosa rispetto ad un tradizionale sistema con accumulo al Li-ion di Marco Surra*

I

l concetto di energia zero, inizialmente introdotto e poi ridimensionato a “quasi zero” nella versione approvata della Direttiva Ue costituisce un obiettivo agevolmente perseguibile per un edificio di nuova costruzione.

Il criterio si basa, per i consumi termici, sulla realizzazione di un edificio dotato di un involucro altamente performante (tipicamente in classe energetica A o A+) e sull’adozione di un sistema di generazione elettrico in pompa di calore alimentato da pannelli fotovoltaici.

In ambito residenziale ad esempio, escludendo le applicazioni che riguardano fabbricati di elevata altezza, in cui la superficie disponibile per il sistema di captazione solare non è in grado di fornire una potenza elettrica di picco sufficiente all’impianto di generazione termica, tale intento è attualmente già facilmente ottenibile. Basta considerare un edificio connesso in

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rete (grid-connected) nel quale l’energia elettrica viene prodotta dal sistema fotovoltaico durante le ore di insolazione e viene prelevata dalla rete mediante il meccanismo dello scambio sul posto nei giorni privi di sole e durante le ore notturne.

Direttiva Ue 2010/31

Tale sistema è regolamentato da un contratto che l’utente stipula con il Gestore dei Servizi Energetici (GSE) secondo il quale ogni utente connesso alla rete agisce da produttore (nelle ore di insolazione) e

La Direttiva 2010/31/UE sulla “prestazione energetica nell’edilizia” (EPDB “Energy Performance of Buildings Directive” Recast) approvata il 19 maggio 2010 introduce il concetto di edifici ad energia quasi zero (nZEB near Zero Energy Buildings), prescrivendo all’art. 9 che: a) entro il 31 dicembre 2020 tutti gli edifici di nuova costruzione siano edifici a energia quasi zero; b) a partire dal 31 dicembre 2018 gli edifici di nuova costruzione occupati da enti pubblici e di proprietà di questi ultimi siano edifici a energia quasi zero.

Viene definito un edificio a energia quasi zero “un edificio ad altissima prestazione energetica […], il cui fabbisogno energetico molto basso o quasi nullo dovrebbe essere coperto in misura molto significativa da energia da fonti rinnovabili, compresa l’energia da fonti rinnovabili prodotta in loco o nelle vicinanze”.

Tabella 1 – Modalità di produzione energetica da idrogeno prese in cosiderazione Energia termica

Energia elettrica

1º modo

Combustore catalitico a H2 + celle a combustibile

Celle a combustibile

2º modo

Celle a combustibile + Pompa di calore

Celle a combustibile

da utilizzatore (in condizioni di assente o insufficiente insolazione o quando il fabbisogno di punta supera la produzione del sistema captante).

Il bilancio di energia (si considera un gruppo frigorifero reversibile in pompa di calore) potrà essere soddisfatto su base annuale dimensionando opportunamente il campo fotovoltaico. Il bilancio energetico dovrà tuttavia considerare sia il funzionamento invernale in riscaldamento che il funzionamento estivo in cui l’apparecchio lavora in raffreddamento.

Se consideriamo il bilancio termico nelle sole condizioni invernali osserviamo come in realtà la produzione del campo fotovoltaico sia in genere inferiore alle necessità in considerazione della scarsa insolazione rispetto alla stagione estiva, dovuta sia alle limitate ore diurne che alla maggiore inclinazione dei raggi solari che colpiscono la superficie terrestre. Risulterebbe pertanto necessario aumentare la superficie del campo fotovoltaico per soddisfare il bilancio energetico. Stiamo tuttavia sempre ragionando su base stagionale. Il costo energetico potrà annullarsi a fine stagione, tuttavia il sistema di produzione non sarà mai in grado di garantirci l’autonomia energetica qualora

il Gestore dell’energia dovesse interrompere l’erogazione del servizio.

Sistemi di accumulo energetico ed edifici off-grid Se consideriamo un edificio isolato, non collegato alla rete elettrica, risulta evidente la criticità del ragionamento finora svolto, insita nell’impossibilità di accumulare l’energia e utilizzarla nei periodi o negli orari in cui il sistema di captazione fotovoltaica non è in grado di operare efficacemente (scarsa insolazione) o del tutto (orari serali invernali e notturni). È infatti ben nota l’impossibilità di accumulare energia con il sistema energetico distribuito in corrente alternata. L’energia elettrica prodotta nelle centrali attraverso i turboalternatori viene immessa sulla rete degli elettrodotti per poi essere trasformata e utilizzata dagli utenti finali.

L’unico sistema di immagazzinamento per un utilizzo differenziato nel tempo può essere costituito dalle batterie elettrochimiche di accumulatori che rappresentano tuttavia sistemi molto costosi e che necessitano di particolari accorgimenti in fase di installazione ed esercizio (locali e protezioni adatte), adottabili solo per particolari applicazioni, in genere connesse ai sistemi di sicurezza.

Si intuiscono tuttavia le difficoltà nell’utilizzare l’accumulo dell’energia elettrica per far funzionare la pompa di calore nelle condizioni invernali più gravose (temperatura esterna di progetto e condizioni di luce diurna limitate alle 8 ore tipiche del solstizio d’inverno).

Il sistema di accumulo dovrebbe essere anche in grado di garantire i servizi minimi notturni (illuminazione e piccoli elettrodomestici) oltre che il funzionamento della pompa di distribuzione dell’acqua calda ai terminali riscaldanti. Un

Hydrogen storage systems in zero energy buildings in stand-alone condition

In anticipation of the coming into effect of the legal obligation to realize net zero energy buildings (nZEB), we consider plant types adoptable to buildings not connected in a network, capable of providing energy autonomy both from the thermal point of view that electric, thanks to the support of a system PV energy. The criticality of the system is inherent of the possibility of ensuring the functioning of the utilities under the most rigid winter conditions, when the hours of sunlight are reduced. This paper compares two types of systems: the first consists of a geothermal heat pump with an adequate water storage tank and accumulator batteries, Li-Ion for electric utilities, and the second an hydrogen system, accumulated in cylinders and used by a fuel cell to produce electricity for domestic users and the power of a pump heat, and thermal energy at low enthalpy.

Keywords: nZEB, hydrogen storage systems

sistema alternativo di accumulo, ai fini del riscaldamento ambientale, può essere costituito da un volano termico in acqua.

Un’ulteriore possibilità presa in esame da questo articolo è rappresentata da un accumulo energetico sotto forma di idrogeno.

Idrogeno come sistema di accumulo energetico (termico ed elettrico) L’attuale tecnologia consente di prendere in considerazione un accumulo energetico in idrogeno. L’energia elettrica prodotta dal sistema fotovoltaico può essere utilizzata per produrre localmente idrogeno attraverso un elettrolizzatore.

L’accumulo dell’idrogeno avverrà in bombole e la produzione dell’energia (in forma diretta o temporalmente differenziata) potrà essere effettuata secondo due modalità (si veda la Tabella 1).

Nella prima modalità si utilizza un combustore catalitico [1] per la produzione dell’energia termica (il fluido termovettore prodotto è acqua calda a bassa temperatura, tipicamente 45-40°C, con il quale si può alimentare un sistema di emissione di tipo radiante) al quale deve essere affiancato un dispositivo a celle a combustibile per le utenze elettriche. Quest’ultimo produce anche energia termica.

Nella seconda modalità considerata, si utilizza solamente un dispositivo a celle a combustibile per produrre sia l’energia elettrica per le utenze domestiche e a servizio dell’impianto termico (elettropompe di circolazione), che l’energia termica. L’energia elettrica prodotta in esubero rispetto alle utenze domestiche viene utilizzata in una pompa di calore di tipo geotermico per produrre acqua calda a bassa temperatura ed alimentare un sistema radiante.

Il potere calorifico inferiore del H2 è pari a 33,3 kWh/kg. Se si recupera il calore di condensazione del vapore acqueo in uscita al ciclo termico è possibile sfruttare il potere calorifico superiore del H2 pari a 39,4 kWh/kg. Con una densità di 0,09 kg/m³ (in condizioni normalizzate a 15°C e alla pressione di 1 bar) si ha che 1 Nm³ di H2 sviluppa una energia pari a 3,5 kWh. Se si considerano celle a combustibile della tecnologia PEM (membrane a scambio protonico), che sono le più semplici e in grado di funzionare a basse temperature e con raffreddamento ad acqua, si ha un rendimento elettrico [2] pari a circa il 43%, mentre la restante parte è dissipata sotto forma di calore [3] (con un discreto contenuto entalpico in quanto le celle PEM lavorano con temperature da 50 a 80°C).

Ipotizzando di utilizzare solo il combustore catalitico (prima modalità) per la potenza richiesta, a fronte di 1 Nm³ di H2 si ottengono quindi 3,5 kWh termici.

Utilizzando la cella a combustibile (seconda modalità) si otterrà circa il 43% di resa elettrica e il 57% di resa termica sul potere calorifico superiore,

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Figura 1 – Diagramma Sankey di flusso energetico.

Produzione di energia termica ed elettrica da idrogeno di generazione solare

sfruttando il calore di condensazione del vapore in uscita dalla cella ipotizzando di recuperare tutto il calore sensibile e latente. Nella realtà il rendimento del sistema di recupero termico sarà inferiore e si attesterà intorno al 52-53%.

Quindi in termini energetici da 1 Nm³ di H2 si otterranno nella cella 0,43 * 3,5 = 1,50 kWh elettrici e 0,52 * 3,5 = 1,82 kWh termici.

Utilizzando una pompa di calore acqua-acqua in ciclo chiuso [4] con un COP = 4 si avranno, a fronte di 1,5 kWh elettrici, 6 kWh termici, per un totale di 7,8 kWh termici.

La seconda modalità, sfruttando l’energia a bassa entalpia prelevata dalla sorgente geotermica (terreno con sonde di profondità), consente rendimenti più elevati in termini di energia termica fornita all’impianto (si veda Figura 1). Quindi, prescindendo da altre considerazioni funzionali ed economiche, ma ragionando in termini di pura efficienza energetica, nell’esempio seguente si opterà per la seconda modalità esposta, che considera l’utilizzo di un cella a combustibile abbinata a una pompa di calore ad elevata efficienza (del tipo acqua-acqua in ciclo chiuso con sorgente termica il terreno). La PDC acqua-acqua in ciclo aperto che utilizza acqua di pozzo, che garantisce valori di COP decisamente maggiori, non viene considerata in quanto di difficile applicazione in termini diffusi per ragioni autorizzative. La potenza della cella a combustibile dovrà essere opportunamente maggiorata per tener conto anche delle utenze elettriche dell’edificio.

Confronto fra sistemi di accumulo in acqua/batterie e in idrogeno È interessante valutare la possibilità, per un edificio non connesso in rete, di alimentare, attraverso l’energia captata nelle ore diurne da un sistema fotovoltaico, le utenze termiche ed elettriche dell’edificio stesso durante le ore notturne.

Il confronto viene eseguito tra le due soluzioni impiantistiche praticabili: 1) Pompa di calore geotermica abbinata a batterie di accumulo al Li-ion L’energia termica viene prodotta nelle ore diurne mediante un sovradimensionamento della PDC e accumulata in un serbatoio inerziale in acqua per essere utilizzata nelle ore serali e notturne.

L’energia elettrica viene accumulata nelle batterie elettrochimiche che vengono caricate nelle ore diurne dal sistema solare fotovoltaico.

2) Pompa di calore geotermica abbinata a celle a combustibile ad idrogeno L’energia elettrica prodotta dal sistema fotovoltaico viene utilizzata per produrre localmente idrogeno attraverso un elettrolizzatore. L’accumulo avviene in bombole di idrogeno. La produzione dell’energia elettrica avviene attraverso un dispositivo a celle a combustibile. La energia termica viene prodotta direttamente dalle fuel cell e da una pompa di calore che utilizza l’energia elettrica, da esse prodotta, in esubero rispetto alle utenze elettriche domestiche.

Vengono introdotte le ipotesi esplicitate nel seguente box.

Case study, caratteristiche ed ipotesi CARATTERISTICHE EDIFICIO • Caratteristiche geometriche Si considera come caso-esempio un’unità abitativa indipendente su quattro lati, ubicata a Milano, dotata di un involucro altamente performante, tipicamente in classe energetica A+ (indice soglia per la Lombardia pari a 14 kWh/m²/anno). Per semplicità si esamina un edificio a forma di parallelepipedo a base rettangolare di dimensioni di 12,5 m (esposizioni S e N) per 8 m (esposizioni E e O), con altezza 2,7 m (dimensioni interne). Il tetto in questo caso si considera a falda unica orientata verso S con inclinazione di 15° (superficie utile di captazione di circa 120 m²).

80 140

120 240

12,5

80 140

8

120 240

80 140

120 240

SISTEMA DI CAPTAZIONE SOLARE FOTOVOLTAICO • Il sistema fotovoltaico utilizza celle di tipo cristallino L’adozione di moduli di tipo amorfo avrebbe consentito, a fronte di una penalizzazione nella resa specifica, di avere un’efficienza minima di captazione anche nel caso di giornate prive di insolazione diretta, in cui è presente solo una radiazione diffusa. Tuttavia, considerando il bilancio energetico in termini mensili (con riferimento al mese meno soleggiato), si è preferito utilizzare sistemi captanti più efficienti (in grado attualmente di garantire la potenza di 1 kWp con una superficie captante di circa 5 m²).

• La valutazione viene eseguita in corrispondenza del solstizio invernale Ci si pone nelle condizioni peggiori, nelle quali si hanno solo 8 ore di luce a fronte di 16 ore serali e notturne nelle quali occorre garantire i servizi energetici all’edificio (riscaldamento e utenze elettriche).

• Superficie utile di captazione La superficie utile di captazione è costituita dalla copertura (120 m² considerando l’estensione della falda), dalla parete verticale verso S utilizzata per l’80% (30 m²) e dal 60% delle pareti verticali verso E (15 m²) ed O (15 m²).

80 140

UTENZE • Caratteristiche involucro Si considerano i seguenti valori di trasmittanza dell’involucro: Elemento

Trasmittanza involucro [W/(m²K)]

parete opaca

0,11

solaio di copertura

0,17

pavimento su terreno

0,22

vetro – serramento

1,70

portoncino

1,10

• Ventilazione Si considerano ricambi di aria di tipo meccanico pari a 0,3 volumi/ora trattati attraverso un recuperatore termico con efficienza dell’85%.

• Acqua calda sanitaria Per i consumi di acqua calda sanitaria non si considera nessun apporto di solare termico. Il fabbisogno viene calcolato secondo UNI 11300-2 in 1,5 litri/(m²giorno).

• Utenze elettriche Si considerano come livelli minimi da garantire quelli relativi all’illuminazione dell’edificio (illuminamento con corpi illuminanti che utilizzano lampade a LED), e al funzionamento delle elettropompe di servizio dell’impianto di riscaldamento e dei ventilatori del sistema ventilante a doppio flusso con recupero.

Inoltre si considera giornalmente un ciclo di lavaggio della lavastoviglie e uno della lavatrice (entrambi gli elettrodomestici si considerano in classe A), e 3 ore di funzionamento di un televisore a cristalli liquidi (LCD) da 32 pollici.

Si prevede anche la presenza di un frigorifero in classe A+++ da 300 litri.

L’illuminazione si considera in funzione per 8 ore serali e 2 ore mattutine.

• Utenze termiche Si considera il carico termico di progetto necessario a far fronte alle condizioni invernali di progetto (Milano: te = -5°C) per tutte le ore diurne e notturne. Si considerano due livelli di temperatura (valore diurno ti = 20°C per 14 ore, con riduzione nelle ore notturne a ti’ = 16°C).

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Determinazione dei carichi termici ed elettrici Sulla base delle ipotesi introdotte si calcolano i seguenti valori di potenza: • Carichi termici Dispersioni involucro

2044 W

Carichi ventilazione

223 W

Carichi produzione acqua calda sanitaria (1)

1107 W

TOTALE carichi termici

3374 W

Per semplicità non si considerano apporti né di tipo solare, né endogeno.

La pompa di calore verrà dimensionata sulla base delle potenze termiche richieste.

• Carichi elettrici Il dimensionamento dell’impianto va eseguito secondo i seguenti carichi massimi contemporanei: Illuminazione a LED

100 W

Pompe riscaldamento

46 W

Ventilazione

2 x 30 W

Frigorifero

campo fotovoltaico (non si entra nel merito dello scambio sul posto che nel caso di energia prelevata dalla rete dovrebbe tenere in conto un valore di energia primaria legato al fattore di rendimento del sistema nazionale di produzione e distribuzione dell’energia elettrica). Le considerazioni in merito alla necessità di accumulo, data la non contemporaneità delle utenze, sono oggetto del paragrafo seguente.

• Fabbisogno energia primaria Il valore complessivo di energia primaria da fornire all’edificio nel mese di minore insolazione (dicembre) è quindi pari a 598 kWh.

Dimensionamento del sistema fotovoltaico La produzione della superficie di captazione per 1 kWp è quella riportata nella Tabella 2.

Tabella 2 – Produzione annua sistema fotovoltaico Fonte PV-GIS Sistema fisso: inclinazione = 15°, orientamento = Sud Mese

Ed

Em

Hd

Hm

Dicembre

1,25

38,7

1,58

48,8

200 W

Lavastoviglie (2)

2200 W

Lavatrice (2)

2350 W

Televisore

150 W

TOTALE carico max contemporaneo utenze elettriche

< 3 kW

Sistema fisso: inclinazione = 90°, orientamento = Sud Mese

Ed

Em

Hd

Hm

Dicembre

1,72

53,3

2,18

67,5

Sistema fisso: inclinazione = 90°, orientamento = Est

Determinazione dei fabbisogni di energia primaria Secondo le ipotesi introdotte si determinano i seguenti valori energetici: • Energia primaria ad uso termico Il valore è dato dalla somma dei fabbisogni termici relativi all’involucro, alla ventilazione e alla produzione dell’acqua calda sanitaria, e tiene conto dei rendimenti del sistema impiantistico (produzione, regolazione, distribuzione ed emissione).

Il fabbisogno annuo di energia primaria per la climatizzazione invernale per l’edificio considerato è pari a 4974 MJ/anno (1381 kWh/anno), corrispondente ad un indice di prestazione energetica di 13,82 kWh/(m²anno). Il valore è stato calcolato con software certificato dal CTI. Nel mese di dicembre considerato, il fabbisogno di energia primaria per la climatizzazione invernale è pari a 1398 MJ corrispondenti a 388 kWh. • Fabbisogno elettrico Si ottengono i seguenti fabbisogni energetici su base giornaliera.

Illuminazione a LED

10 ore x 100 W

1,00 kWh

Pompe riscaldamento

24 ore x 46 W

1,10 kWh

Ventilazione

24 ore x 2 x 30 W

1,45 kWh

Frigorifero

24 ore di funzionamento

0,65 kWh

Lavastoviglie

1 ciclo di lavaggio

1,05 kWh

Lavatrice

1 ciclo di lavaggio

0,80 kWh

Televisore

3 ore x 150 W

0,45 kWh

TOTALE utenze elettriche

6,50 kWh

Il fabbisogno energetico mensile per il mese di dicembre considerato (31 giorni) è pari a 202 kWh. Considerando una caduta di tensione sulla rete elettrica interna all’edificio del 4%, tale valore corrisponderà ad un fabbisogno in termini di energia primaria per usi elettrici di 210 kWh. Tale fabbisogno energetico verrà soddisfatto integralmente dal

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Mese

Ed

Em

Hd

Hm

Dicembre

0,56

17,4

0,77

23,8

Sistema fisso: inclinazione = 90°, orientamento = Ovest Mese

Ed

Em

Hd

Hm

Dicembre

0,55

17,2

0,77

23,8

Ed: Produzione elettrica media giornaliera dal sistema indicata (kWh/kWp/ giorno) Em: Produzione elettrica media mensile dal sistema indicata (kWh/kWp/mese) Hd: Media irraggiamento giornaliero al metro quadro ricevuto dai panelli del sistema (kWh/m²/g) Hm: Media irraggiamento mensile al metro quadro ricevuto dai panelli del sistema (kWh/m²/mese) Poiché la superficie utile di captazione è costituita dalla copertura (120 m²) corrispondente a 24 kWp, da una parte della parete verticale verso S (30 m²), corrispondente a 6 kWp, e dalle pareti verso E (15 m²) e O (15 m²) per ulteriori 6 kWp, con un totale installato di 36 kWp, l’energia captata per il mese di minor insolazione (dicembre) sarà pari a 1352 kWh. Se si considera un rendimento del sistema di captazione medio dell’85% per la parte in continua (string-mismatch, effetti della sovratemperatura, perdite nei collegamenti) e del 95% per la parte in alternata (inverter) tale valore si riduce a 1352 * 0,85 * 0,95 = 1092 kWh. Ne deriva che la potenza installata in termini di impianto FV (pari a 36 kWp) è in grado di fornire l’energia primaria necessaria (1092 kWh) a soddisfare il fabbisogno energetico (termico ed elettrico) in termini di energia primaria nel mese di minore insolazione (dicembre) per l’edificio in classe A+ considerato (pari a 598 kWh).

Risultati del confronto Poiché, come si è detto, il sistema di produzione fotovoltaico è operativo solo per 1/3 delle ore giornaliere e risente dell’insolazione, avendo considerato l’edificio non connesso alla rete elettrica, è necessario adottare un sistema di accumulo energetico in grado di soddisfare il fabbisogno dell’edificio, nelle ore notturne e nei giorni di insufficiente insolazione, calcolato nei valori medi mensili esposti in precedenza.

Pompa di calore geotermica abbinata a batterie di accumulo al li-ion • Accumulo termico inerziale in acqua La soluzione richiede un accumulo inerziale in grado di sopperire al fabbisogno del mese a minore insolazione (dicembre). Tale accumulo sarà costituito da un serbatoio in calcestruzzo opportunamente coibentato.

Il fabbisogno di energia primaria ad usi termici per il mese di dicembre considerato è pari a 1398 MJ. Tale energia dovrà essere prodotta con la pompa di calore e direttamente utilizzata durante le ore diurne di insolazione e accumulata per un utilizzo differito nelle ore notturne e nei periodi di insufficiente insolazione. Ci si pone nelle condizioni peggiori, tali per cui il volano termico prodotto nei mesi precedenti, debba sopperire al fabbisogno totale mensile di dicembre e non vi sia apporto nel mese considerato.

In tal caso il bilancio energetico [5] è il seguente: Qf (calore fornito) = 0 Qacc (calore da accumulare) = Qu (calore di cessione utile all’impianto) + Qd (calore disperso) Tenendo conto del 20% di dispersioni all’involucro dell’accumulatore, il calore da accumulare sarà di Qacc = 1398 (1 + 0,2) = 1678 MJ Il volume dell’accumulo inerziale si calcola come:

Vacc = Qacc / (c * Δθ) [m³] (1) dove: c = calore specifico acqua = 4,186 kJ/(kg*K) Δθ = differenza di temperatura utilizzabile (si ipotizza che la PDC scaldi l’acqua fino a 45°C e che l’acqua possa essere utilizzabile fino a 35°C nel sistema di riscaldamento a bassa temperatura) = 10 K Si ottiene Vacc = 40 m³ In realtà il bilancio termico del sistema di accumulo nel mese considerato deve tenere conto anche degli apporti di calore dati dalla pompa di calore.

L’energia elettrica apportata dal sistema fotovoltaico (Qfv = 1092 kWh), detratti i fabbisogni relativi alle utenze elettriche (Qe = 210 kWh) fornisce la quota di energia elettrica che alimenta la pompa di calore (Qe,pdc = 882 kWh) che può essere trasformata in energia termica dalla pompa di calore geotermica (COP = 4), ottenendo una energia termica pari a Qt,pdc = 3520 kWh (12672 MJ).

Quindi su base mensile l’apporto dato dal sistema FV è ampiamente sufficiente a compensare il fabbisogno termico. Nella realtà il sistema di accumulo dovrà essere previsto per gli orari giornalieri o i periodi di insufficiente insolazione.

Ipotizzando un andamento costante nel mese, si ha che il fabbisogno termico giornaliero (1678/31 = 54,1 MJ) richiederebbe un accumulo minimo, secondo la (1), di 1293 litri, valore da incrementare opportunamente per considerare i periodi invernali privi di insolazione diretta che possono durare parecchi giorni.

Per un confronto congruente tra i due sistemi proposti si considera pertanto il volume richiesto per l’intero mese di dicembre, azzerando l’apporto del sistema FV. • Accumulo elettrico in batterie a ioni di litio In questa soluzione impiantistica l’energia elettrica deve essere fornita da un sistema di accumulo in corrente continua costituito da batterie di accumulatori elettrochimici in serie [6] [7].

Per la maggiore durata (fino a 10.000 cicli di carico/scarico), potenza specifica (oltre 300 W/kg) e efficienza nei cicli di carico/scarico (fino al 98%) si considerano le batterie a ioni di litio.

Il fabbisogno mensile di dicembre per le utenze elettriche è di 210 kWh. Considerando batterie da 80 Ah a 24 V si ottiene per ogni batteria una capacità energetica di accumulo di 1,92 kWh. Per ottenere la potenza elettrica mensile richiesta occorrerebbero 110 batterie.

Sistemi di accumulo quali quello considerato, seppure molto costosi, esistono in commercio e

sono gestiti tramite appositi container che comprendono i dispositivi di controllo, supervisione e prevenzione incendi.

Anche in questo caso, tenendo conto che potranno essere presenti periodi di insolazione certamente inferiori alla durata mensile considerata (e tipicamente per un solo giorno sarebbe sufficiente un accumulo costituito da 4 batterie), per poter eseguire un confronto con la soluzione ad idrogeno si considera l’accumulo per la durata di tutto il mese di dicembre.

Pompa di calore geotermica abbinata a celle a combustibile ad idrogeno • Produzione idrogeno mediante idrolisi Per produrre 1 Nm³ di idrogeno con un elettrolizzatore [8] occorrono 5,4 kWh elettrici (e 0,9 litri di acqua). Quindi con la produzione elettrica del campo fotovoltaico si ottengono teoricamente (3) 202,2 Nm³ di H2 nel mese di dicembre.

• Stoccaggio idrogeno in bombole Per ragioni di sicurezza la compressione dell’idrogeno avviene utilizzando dei booster alimentati da compressori ad aria, che escludono elementi elettrici, potenzialmente pericolosi.

La compressione dell’idrogeno determina una perdita energetica dell’8% alla quale vanno aggiunte perdite meccaniche ed elettriche.

Si considera quindi una perdita totale del 20%. Il consumo di energia elettrica viene quindi incrementato a 6,5 kWh elettrici. La produzione effettiva di H2 nel mese di dicembre scende quindi a 168,5 Nm³.

• Produzione energia mediante celle a combustibile Da questi, secondo quanto illustrato in precedenza, si ricavano 168,5 * 1,5 * 0,95 = 240 kWh elettrici (si considera una efficienza dell’inverter nella trasformazione DC/AC del 95%) e 168,5 * 1,82 = 306 kWh termici.

Detraendo i 210 kWh elettrici richiesti per le utenze elettriche, restano 30 kWh che possono essere utilizzati dalla pompa di calore geotermica (COP = 4) per produrre 120 kWh termici, che sommati ai 306 kWh termici prodotti direttamente dalle celle a combustibile consentono di ottenere una produzione per il mese di dicembre di 426 kWh, sufficienti a sopperire al fabbisogno di energia primaria ad usi termici mensile di dicembre (valutato in precedenza in 388 kWh).

Si potrebbe utilizzare anche una pompa di calore aria-acqua, per cui è possibile assumere un COP stagionale di circa 3. Tuttavia

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occorre considerare che il valore medio mensile di dicembre della temperatura media giornaliera dell’aria esterna a Milano è di 3,1°C. Poiché i dati nominali forniti da Eurovent si riferiscono ad una temperatura dell’aria esterna di 7°C ne deriva che il valore di COP va corretto (in ragione del 2% per ogni grado centigrado in meno di temperatura) dell’8%, decadendo a 2,78 [9].

Nella situazione considerata, la produzione termica dalla pompa di calore con sorgente termica l’aria esterna, sarebbe di 83,4 kWh, che sommati ai 306 kWh termici prodotti direttamente dalle celle a combustibile consentono di ottenere una produzione per il mese di dicembre di 389 kWh, ancora sufficienti a sopperire al fabbisogno termico mensile di 388 kWh. • Accumulo in idrogeno Una normale bombola di idrogeno da 50 litri compressi a 200 bar contiene 50 * 200/1000 = 10 Nm³ di idrogeno. Poiché il potere calorifico dell’H2 è pari a 3,5 kWh/Nm³, si ha che ogni bombola ha un contenuto energetico di 35 kWh. Un accumulo mensile in idrogeno, per il mese con minore insolazione (dicembre) comporta la presenza di 18 bombole.

Nella realtà le dimensioni dell’accumulo in H2 potrebbero essere ridotte a quelle necessarie a far fronte ad una notte di servizio per l’edificio, potenziando adeguatamente il campo FV, o utilizzando un campo FV in silicio amorfo in grado di garantire una efficienza minima anche in presenza di sola radiazione diffusa (giorni nuvolosi).

Idrogeno e sicurezza

Un accumulo di idrogeno in bombole delle dimensioni considerate, pur avendo costi e ingombri contenuti, risulta soggetto a prescrizioni in termini di sicurezza antincendio che occorre tenere in conto. Tali considerazioni esulano dal contenuto del presente articolo e quindi vengono solamente accennate.

L’idrogeno gassoso richiede una bassissima energia per l’ignizione in aria (0,02 mJ contro 0,29 mJ del metano). Inoltre il campo di infiammabilità della miscela idrogeno e ossigeno è molto esteso (dal 4 al 73% a confronto della miscela metano e ossigeno che va dal 5 al 15%).

Occorre tuttavia precisare che, nonostante questa pericolosità, l’utilizzo dell’idrogeno come combustibile non costituisce un fatto storicamente nuovo, in quanto esso costituiva il componente principale (per circa il 50%) del gas di città, distribuito fino agli anni ’60 nelle principali metropoli del mondo, ottenuto facendo fluire del vapor d’acqua su un letto di carbone rovente.

La pericolosità di tale miscela gassosa era infatti dovuta più ai rischi di asfissia conseguenti alla presenza dell’ossido di carbonio (in ragione del 20%) che a quelli di esplosione legati al componente idrogeno.

Importante sarà quindi il controllo e il rilevamento delle possibili cause di innesco oltre che la ventilazione degli ambienti. Occorrerà quindi installare dei rivelatori di fiamma e gli impianti elettrici dovranno essere in esecuzione antideflagrante (EEx d IIC T1: costruzioni elettriche per atmosfere potenzialmente esplosive – custodie a prova di esplosione – gruppo gas idrogeno – massima temperatura superficiale 450°C).

La unica norma di prevenzione incendi nel settore (D.M. 31/08/2006) riguarda gli impianti di distribuzione dell’idrogeno per autotrazione. Tale norma può essere applicata per quanto concerne le prescrizioni relative al locale contenente i recipienti di accumulo, considerato tra gli elementi pericolosi dell’impianto, per il quale vengono prescritte determinate specifiche costruttive e distanze di sicurezza. La norma applicabile più specifica riguardo al deposito di bombole è il D.M. 14/05/2004 che riguarda i depositi di G.P.L. con capacità complessiva inferiore a 13 Nm³.

Note

(1) Si considera un tempo di ricarica dell’accumulo di 4 ore.

(2) Utenze non contemporanee.

(3) Per un confronto corretto si ipotizza di non utilizzare direttamente l’energia elettrica prodotta dal campo FV per alimentare la PDC nelle ore diurne, ma di differire tutta la produzione, attraverso la riconversione dell’H2 in energia elettrica.

Soluzioni alternative Cogenerazione fotovoltaica di energia termica (PVT) Le soluzioni impiantistiche adottate sono state volutamente semplificate ai fini del confronto. Sono ovviamente possibili sistemi ibridi in cui sia sempre presente un accumulo inerziale in acqua eventualmente integrato da sistemi sostenibili come collettori solari termici o impianti a biomassa.

In tal senso sarebbe possibile incrementare l’efficienza del sistema mediante la cogenerazione solare utilizzando dei sistemi ibridi (PVT) costituiti da moduli fotovoltaici alloggiati all’interno di collettori solari termici [10] [11].

La componente termica del sistema potrebbe essere utilizzata in primis per la produzione dell’acqua calda sanitaria ma anche per una integrazione del riscaldamento ambientale. Il conseguente raffreddamento del modulo fotovoltaico ne incrementa inoltre il rendimento elettrico.

Sotto l’aspetto termico l’utilizzo di un campo solare delle dimensioni di quello ipotizzato per l’edificio, costituito da moduli PVT invece che

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PV, determinerebbe una produzione di energia termica, per il mese di dicembre, pari a 7040 MJ (1955 kWh), sufficiente a coprire tutto il fabbisogno termico annuale.

In tal caso potrebbe ragionevolmente essere ridotto il campo fotovoltaico in misura tale da soddisfare il solo fabbisogno delle utenze elettriche domestiche.

Occorre tuttavia ricordare che il sistema risente dei problemi legati alla intermittenza della fonte solare (necessità di accumuli in acqua di elevate dimensioni pari almeno a 9 m³).

Pompe di calore ad adsorbimento (AHP) È possibile utilizzare, in alternativa alla pompa di calore elettrica a compressione di vapore, un dispositivo ad adsorbimento (AHP), in grado anch’esso di operare la produzione dell’acqua calda e refrigerata di alimentazione dell’impianto termico. In tal caso sarebbe possibile ridurre la produzione della cella a combustibile PEM alle sole esigenze delle utenze elettriche

domestiche, limitando di conseguenza l’estensione del campo fotovoltaico, considerando che una pompa di calore a zeolite presenta in genere un COP prossimo a 1,5 mentre l’efficienza estiva nella produzione di acqua refrigerata si attesta su valori intorno a 0,6.

Conclusioni

Dalle considerazioni esposte emerge come un adeguato campo fotovoltaico consenta l’autonomia energetica per un edificio passivo anche considerando ai fini del bilancio energetico il solo mese a minore insolazione (dicembre), in cui le ore di luce diurna si riducono fino ad un minimo di 8 (solstizio invernale).

Il sistema richiede l’integrazione con un accumulo energetico

che può essere realizzato, in spazi molto contenuti, con bombole di idrogeno (utilizzabili sia per il fabbisogno termico che elettrico) oppure, con ingombri molto maggiori, con un tradizionale accumulo termico in acqua affiancato da un accumulo elettrico in batterie agli ioni di litio.

Il dimensionamento del sistema sul mese a minore insolazione consentirà un esubero di potenza per la restante parte dell’anno, con la conseguenza che l’edificio, se collegato in rete, si comporterà come un produttore di energia elettrica.

Tipicamente, considerando nel mese invernale di minore insolazione (dicembre) un periodo massimo della durata di una settimana privo di radiazione solare diretta, i sistemi di accumulo saranno costituiti da: • pompa di calore geotermica abbinata a batterie di accumulo al Li-ion: accumulo termico inerziale in acqua da 9 m³; accumulo elettrochimico in batterie LI-ION da 25 batterie da 80 Ah a 24 V; • pompa di calore geotermica abbinata a celle a combustibile ad idrogeno: accumulo in idrogeno da 4 bombole da 50 litri di H2 compresso a 200 bar.

Il confronto economico tra i due sistemi esula questo lavoro. Si evincono tuttavia, dai dati esposti, i vantaggi, in termini di costi ed ingombri, della seconda soluzione. Un impianto come quello descritto rappresenta un obiettivo già perseguibile con le attuali tecnologie e la sua diffusione non potrà che comportare miglioramenti nelle efficienze e riduzione nei costi.

Il sistema che utilizza come vettore energetico l’idrogeno prodotto tramite elettrolisi da sorgente fotovoltaica [12] costituisce dunque il più promettente metodo a sostenibilità totale di autoproduzione dell’energia termica ed elettrica per utenze non in rete. n

Si ringraziano: · Federico Faccini, Debora Guida e Filippo Tuffanelli – per le simulazioni termiche al calcolatore · Daniele Savarese – per le illustrazioni

Bibliografia

[1] S. Gioria, S. Molina – Progettare e realizzare impianti stazionari a idrogeno – Giacomini – 2010 [2] K.-H. Tetzlaff – Idrogeno verde – Editoriale Delfino – 2009 [3] M. Noro – Celle a combustibile – Dario Flaccovio – 2003 [4] R. Lazzarin – Pompe di calore – S.G.E. Padova – 2011 [5] H. Kirn, A. Hadenfeldt – Le pompe di calore – Tecniche Nuove – 1981 [6] M. Noro – Accumuli di energia elettrica – Aicarr Journal n. 11 – Novembre/Dicembre 2011 [7] G. Benedici – Nell’accumulo il futuro del fotovoltaico – Casa & Clima n. 38 – Settembre 2012 [8] J. Ivy – Summary of Electrolytic Hydrogen Production – U.S. National Renewable Energy Laboratory – 2004 [9] M. Vio – Efficienza energetica e benessere ambientale – Editoriale Delfino – 2009 [10] L. P. M. Colombo, C. M. Joppolo, A. Marzera, L. Molinaroli – Thermal models of PV/T solar collectors – 48° Convegno Internazionale AICARR – Baveno – Settembre 2011 [11] F. Fantozzi, S. Filippeschi – Solar PV-T hybrid plants applied to residential buildings in Italy – 48° Convegno Internazionale AICARR – Baveno – Settembre 2011 REC_AicarJournal_160x228_T 18-09-2012 Pagina– 1CDA – Aprile 2007 [12] M. Surra – Rinnovabili: opportunità16:22 e prospettive

* Marco Surra, Studio Surra Engineering, www.surra.it

#16

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PERDITE DI DISTRIBUZIONE

Climatizzazione

satellitare e prestazioni energetiche

Il sistema di generazione centralizzata dellâ&#x20AC;&#x2122;energia, abbinata al sistema satellitare con contabilizzazione alle singole utenze è caratterizzato da perdite di distribuzione molto contenute, sia in regime di riscaldamento sia in raffrescamento. Maggiore attenzione progettuale va invece prestata al sistema per la distribuzione dellâ&#x20AC;&#x2122;ACS di Michele De Carli*, Stefano Faganello**, Samantha Graci*, Giacomo Villi* e Angelo Zarrella*

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N

ella climatizzazione degli edifici residenziali i sistemi di riscaldamento autonomi hanno incontrato nel tempo il favore degli utenti per la possibilità che assicurano di regolazione totalmente personalizzata delle condizioni termoigrometriche.

D’altra parte i sistemi di produzione di energia termica centralizzata presentano indiscutibili vantaggi in termini di sicurezza, maggiori rendimenti e minor impatto ambientale.

I sistemi satellitari autonomi a contabilizzazione rappresentano una possibile soluzione al problema: un sistema dove indipendenza di gestione e fabbisogno termico, tipici di un sistema autonomo, si combinano con un sistema di generazione del calore centralizzato mantenendone i benefici.

I vantaggi della generazione centralizzata del calore sono l’elevato rendimento di produzione e la possibilità di impiegare in modo integrato diverse fonti di energia.

Vi è inoltre la possibilità di modificare più agevolmente l’impianto nel tempo a seconda delle esigenze e delle nuove tecnologie. I sistemi satellitari a gestione autonoma del calore si prestano anche alle applicazioni della climatizzazione estiva, grazie ad appositi dispositivi che prevengono la formazione di condensa nei sistemi radianti.

IL CASO DI STUDIO L’impianto di climatizzazione

L’impianto in analisi è costituito da un sistema di climatizzazione autonomo satellitare capace di

soddisfare le esigenze di climatizzazione invernale ed estiva dell’utenza. Il generatore di calore centralizzato è costituito da tre moduli identici per una potenza complessiva di 660 kW, modulabile da 44 kW alla massima potenza, mentre il sistema di raffrescamento si serve di un chiller ad acqua alimentato da acqua di roggia.

L’impianto si basa su sistemi satellitari gestiti da un sistema di controllo e contabilizzazione. Ogni unità abitativa è provvista di un modulo satellitare, cioè di una vera e propria unità terminale che permette di prelevare da un circuito distributivo primario il calore necessario sia per il riscaldamento che per la produzione di acqua calda sanitaria oltre al fluido freddo per la climatizzazione estiva. I moduli satellitari sono posizionati sia all’interno degli appartamenti sia all’interno di un cavedio tecnico collocato nel vano scale. Un apposito contabilizzatore di energia, posto all’interno di ciascun modulo, quantifica il consumo effettuato sulla base della portata circolante e del relativo salto termico.

Per le esigenze di raffrescamento, è predisposto all’interno ad ogni utenza uno scambiatore di calore tra il circuito primario freddo e il circuito secondario. Sono inoltre installati dei contatori di calore dedicati per il monitoraggio dei consumi in regime estivo.

CREAZIONE DEL MODELLO IN AMBIENTE TRNSYS

L’edificio

Il modello dell’edificio

L’edificio in analisi presenta una superficie commerciale di 1650 m² e una superficie residenziale di 7400 m² suddivise rispettivamente in una portineria, 19 negozi e 69 appartamenti a cui si accede tramite 6 scale. L’edificio si sviluppa su 5 piani e, avendo un’altezza di interpiano di 4 m, si innalza complessivamente per 20 m.

Per valutare il rendimento di distribuzione del sistema di climatizzazione è stata analizzata nello specifico una porzione del sistema edificio impianto: la scala “5”, che serve 25 appartamenti e 5 negozi. In particolare, degli appartamenti serviti, uno è stato assunto quale appartamento campione. Tale appartamento è stato monitorato sia per quanto riguarda i consumi di energia

La realizzazione del modello tramite TRNSYS è stata divisa in due parti. Si è dapprima realizzato il modello dell’edificio in esame, con la definizione delle varie zone termiche. Successivamente, è stato realizzato il modello dell’impianto, limitatamente ai condotti di mandata e ritorno alloggiati nel cavedio.

La scala 5 è stata modellata mediante due zone termiche, il cavedio e il vano scale. Si è tenuto conto degli appartamenti adiacenti a queste impostando come condizione al contorno la temperatura rilevata nell’appartamento campione.

Il cavedio è stato modellato come un locale avente una base di 2 m² e sviluppato per un’altezza di 20 m; esso confina lateralmente con il vano scale, inferiormente con il terreno, supposto ad una temperatura media costante di 13°C, e superiormente è limitato da un solaio orizzontale esposto alle condizioni ambientali esterne. Il

Heating satellite system, evaluation of energetic performances

An air conditioning satellite system may combine the characteristics of efficiency, safety and low environmental impact typical of centralized systems to the possibilities of personalized management of the level of comfort of a own autonomous system. This paper illustrate the energy evaluation of an indipendent satellite system, installed during the requalification of an abandoned medical facility located in the city of Treviso. From the measured data of temperatures, flow rates and environmental parameters, was built in the building a model of the building-plant system using the computer dynamic code TRNSYS. In the study presented it was possible, in particular, to determine the satellite system’s distribution efficiency for heating, cooling and the supply of hot water, depending on the energy loss on the supply and return’s columns and the energy conveyed to the users. The analyzed system was compared to a conventional centralized system under homogeneous conditions.

Keywords: heating satellite system, TRNSYS, energy evaluation

per la climatizzazione invernale ed estiva sia per quanto riguarda le temperature di mandata e ritorno dei circuiti primari e secondari dell’impianto. Sono stati inoltre registrati come parametri significativi ai fini del clima indoor la temperatura dell’aria e l’umidità relativa.

Il vano della scala 5 ha una superficie calpestabile di circa 56 m²; in esso è ricavato un cavedio di circa due metri quadrati, isolato tramite un setto divisorio in mattoni forati, nel quale sono posizionati i condotti di mandata e ritorno dei circuiti di riscaldamento e raffrescamento.

I condotti dei circuiti dell’impianto sono realizzati con tubi in acciaio aventi un diametro interno di 4", coibentati con 5 cm di isolante. La portata nominale di acqua nell’impianto è di 26700 l/h, mentre misure sperimentali evidenziano valori di esercizio inferiori in funzione dei regimi di funzionamento; la temperatura nei circuiti dell’impianto è nota grazie ai dati ricavati dal monitoraggio con campionamento orario.

Ai fini della presente simulazione si è considerato per la scala 5 due moduli satellitari per piano siano posizionati nel cavedio, per un totale di dieci apparecchi.

lo strumento TRNSYS

TRNSYS è uno strumento completo e flessibile per la simulazione dinamica di sistemi quali gli edifici multizona. In generale, può essere utilizzato per simulare da semplici sistemi domestici arrivando fino al progetto e alla simulazione dell’intero edificio e del rispettivo impianto, permettendo la modellazione di diverse strategie di regolazione.

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vano scala presenta una superficie vetrata in corrispondenza solaio della copertura pari a 5 m².

Per le pareti laterali del vano scale, come detto, è stata specificata l’adiacenza ad ambienti a temperatura nota, avendo a disposizione i valori registrati nell’appartamento campione.

Il cavedio e il vano scale sono entrambi privi di impianto di climatizzazione. Per entrambi si è tenuto conto delle infiltrazioni d’aria, assumendo un ricambio d’aria orario di 0,3 h-1. Al cavedio sono stati imposti i carichi termici aggiuntivi dovuti ai flussi termici dispersi dai condotti di mandata e ritorno dei circuiti di riscaldamento e raffrescamento dell’edificio: tali condotti sono stati modellati come tubazioni cilindriche aventi un diametro interno di 4’’, estese per tutta l’altezza del cavedio, e rivestite esternamente con 48 mm di isolante, secondo quanto prescritto dall’appendice B del D.P.R. 412/93.

Figura 1 – Immagine reale del cavedio e del modello semplificato utilizzato nella simulazione

Applicazione del modello I satelliti posti nel vano scale

Il modello dell’impianto di climatizzazione

I flussi di energia termica inviati all’utenza dai circuiti di riscaldamento e di raffrescamento sono stati valutati mediante specifici moduli del codice TRNSYS basati sull’equazione 1: ‫ ݍ‬ൌ ݉ ȉ ܿ௣ ൫ܶ௙ǡ௠ െ ܶ௙ǡ௥ ൯ሺͳሻ dove: q è la potenza convogliata istantaneamente dal circuito dell’impianto m è la portata di fluido convogliata dai condotti, pari a 26700 l/h cp è il calore specifico a pressione costante del fluido Tf,m è la temperatura di mandata del fluido Tf,r è la temperatura di ritorno del fluido L’equazione descrive la potenza convogliata istante per istante dai circuiti dell’impianto e integrata nel periodo della simulazione fornisce l’energia complessiva convogliata. La presenza stabilita di un determinato numero di moduli satellitari all’interno del cavedio comporta un aumento dell’energia termica che l’impianto scambia con il cavedio dovuto alle dispersioni da ciascun modulo. Si tratta di energia dispersa che contribuisce all’incremento della temperatura del cavedio e che partecipa alle perdite di energia che risultano nel rendimento di distribuzione dell’impianto. Nelle simulazioni che seguono, limitatamente a quelle dove si è considerata la presenza dei bollitori nel cavedio, tale incremento dell’energia termica dispersa è stato valutato calcolando le perdite dovute ai bollitori e sommando quindi tali voci alle dispersioni dal circuito caldo valutate secondo il modello descritto.

Analisi della coerenza del modello realizzato

Sono stati utilizzati per il completamento dell’analisi i consumi annuali per ogni unità residenziale e commerciale contabilizzati a partire dall’ottobre del 2007 sino al settembre 2008. Sono state inoltre rilevate le misure di

28

#16

Le colonne montanti poste nel cavedio

Il vano scale

temperatura sull’impianto relativamente alla scala 5, con campionamento orario, le temperature di mandata e di ritorno del primario per riscaldamento e acqua calda sanitaria e per il raffrescamento. Oltre alle misure di temperatura dell’aria e di umidità relativa nell’appartamento campione, è stato effettuato anche il monitoraggio della temperatura raggiunta dal cavedio, rilevamento realizzato nel periodo estivo, dal 9 luglio al 14 ottobre dello stesso anno.

Il fatto di non disporre di misure campionate con continuità ora per ora nell’intera finestra di osservazione ha comportato, in fase di elaborazione e di preparazione dei dati di input per la simulazione, l’integrazione dei dati non noti negli intervalli mancanti. Quest’operazione è stata compiuta imponendo ai dati mancanti il valore noto all’intervallo di tempo precedente.

Le analisi che seguono, mirate alla determinazione del rendimento di distribuzione dell’impianto, si basano sui risultati della simulazione dinamica realizzata tramite TRNSYS su intervalli orari distinguendo tra funzionamento invernale ed estivo dell’impianto. I periodi di tempo

Tabella 1 – Confronto tra l’energia convogliata all’utenza secondo la simulazione e l’energia stimata secondo la relazione (1) ANNO

INVERNO 1-ott/30- apr

ESTATE 1-mag/30-set

Energia convogliata secondo la simulazione [kWh]

230600

184300

44804

Energia stimata secondo la relazione (1) [kWh]

237050

190778

46268

2.8%

3.5%

3.2%

Differenza percentuale

Figura 1 – Andamento della temperatura nel cavedio, misurata e simulata. Il grafico presenta in ordinata la temperatura mentre in ascissa è indicato il periodo di tempo con riferimento al quale è stato effettuato il confronto. In blu è riportata la curva della temperatura media ottenuta dalle misure, mentre in rosso è rappresentata la temperatura ottenuta dalla simulazione.

Temperatura [°C]

35 30 25 20 15 10 5 0

32

temperatura [°C]

30 28 26 24

corrispondenti ai due regimi di funzionamento sono quelli convenzionali, indicati dalla norma UNI 11300-1 per la zona climatica E: dal 15 ottobre al 15 aprile per il funzionamento invernale e dal 16 aprile al 14 ottobre per il funzionamento estivo.

Nella successiva fase di valutazione energetica complessiva del sistema, i dati a disposizione comprendono le temperature rilevate in mandata e ritorno del primario caldo, le portate circolanti in regime di funzionamento estivo ed invernale e il consumo di metano sia su base annuale, sia suddiviso nei periodi invernale ed estivo. In particolare, le letture disponibili per quanto riguarda i consumi di metano hanno imposto di considerare per i regimi di funzionamento invernale ed estivo i seguenti intervalli di tempo: dal 1 ottobre al 30 aprile per il regime invernale e dal 1 maggio al 30 settembre per quello estivo. La coerenza del modello è stata verificata in base alla congruenza tra i valori di energia inviati all’utenza dal primario caldo nel corso dei diversi periodi di valutazione e i risultati delle simulazioni, come mostrato in Tabella 1.

RISULTATI DELLA SIMULAZIONE

Il modello descritto è stato ulteriormente validato in funzione della temperatura rilevata sperimentalmente nel cavedio. Nel periodo compreso tra il 9 luglio e il 14 ottobre del 2008 sono state effettuate misure di temperatura del caveConfronto tra il valore misurato per la temperatura del dio ai piani primo, terzo e quinto, valutando un cavedio e il valore fornito dalla simulazione valore medio per l’intero ambiente che è stato quindi confrontato con la temperatura del cavedio ottenuta dalla simulazione. In questo modo, è stato possibile tarare il modello del sistema simulato, ottenendo infine, con riferimento al periodo considerato, uno scostamento medio inferiore a 0,5°C. La successiva elaborazione dei risultati ha permesso di calcolare un rendimento di distribuTmedia rilevata T cavedio trnsys zione globale annuale dell’impianto pari a 0,985.

Il valore ottenuto è stato calcolato in base alla seguente relazione: Figura 2 – Andamento delle temperature del cavedio, ݁݊݁‫ܽ݅݃ݎ‬ ݁݊݁‫݈݁݀ ݁݊​݊݋݈݋ܿ ݈݁​݈ܽ݀ ܽݏݎ݁݌ݏ ݅݀ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ‫݈݁݀ ݁݊​݊݋݈݋ܿ ݈݁​݈ܽ݀ ܽݏݎ݁݌ݏ ݅݀ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ‬ ൌ ͳ݁݊݁‫ܽ݅݃ݎ‬ ͳെ െ ߟߟௗ​ௗ ൌ ᇱ ᇱ ᇱ ᇱᇱ‫ܽݖ݊݁ݐݑ‬ ݅݉‫݋ݐ݊ܽ݅݌‬ ݅݉‫ ݋ݐ݊ܽ݅݌‬ᇱ ݅݉‫݋ݐ݊ܽ݅݌‬ ݅݉ ݁݊݁‫ܽ݅݃ݎ‬ ݁݊݁‫ܽ݅݃ݎ‬ ‫݈​݈݁݀ ݁݊​݊݋݈݋ܿ ݈݁​݈ܽ݀ ܽݏݎ݁݌ݏ ݅݀ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ‬ ‫݈​݈݁݀ ݁݊​݊݋݈݋ܿ ݈݁​݈ܽ݀ ܽݏݎ݁݌ݏ ݅݀ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ‬ ݁݊݁‫ܽ݅݃ݎ‬ ‫݈​݈݁݀ ݁݊​݊݋݈݋ܿ ݈݁​݈ܽ݀ ܽݏݎ݁݌ݏ ݅݀ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ‬ ‫݈​݈݁݀ ݁݊​݊݋݈݋ܿ ݈݁​݈ܽ݀ ܽݏݎ݁݌ݏ ݅݀ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ‬ del vano scale e dell’appartamento campione ݁݊݁‫݈​݈ܽ ܽݐܽ݅ݒ݊݅ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ݁݊݁‫݈​݈ܽ ܽݐܽ݅ݒ݊݅ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ‫ݖ݊݁ݐݑ‬ ሺʹሻ ሺʹሻ ሺ ߟௗ ߟൌௗ ͳൌെͳ െ ߟௗ ൌ ͳ െ ߟௗ ൌ ͳ െ ᇱ ‫ܽݖ݊݁ݐݑ‬ ᇱ ‫ܽݖ݊݁ݐݑ‬ ᇱ ‫ ܽݖ݊݁ݐݑ‬ᇱ ‫ܽݖ݊݁ݐݑ‬ ݁݊݁‫݈​݈ܽ ܽݐܽ݅ݒ݊݅ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ݁݊݁‫݈​݈ܽ ܽݐܽ݅ݒ݊݅ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ݁݊݁‫݈​݈ܽ ܽݐܽ݅ݒ݊݅ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ݁݊݁‫݈​݈ܽ ܽݐܽ݅ݒ݊݅ ܽܿ݅݉ݎ݁ݐ ܽ݅݃ݎ‬ ‫ݍݍ‬ௗ​ௗ೎ೌ೗೏೚ ൅ ൅‫ݍݍ‬ௗ​ௗ೑ೝ೐೏೏೚ ೎ೌ೗೏೚ ೑ೝ೐೏೏೚ ൌ ൌ ͳ ͳ െ െ ‫ݍ‬ௗ೎ೌ೗೏೚ ‫ݍ‬ௗ೎ೌ೗೏೚ ൅ ‫ݍ‬൅ௗ೑ೝ೐೏೏೚ ‫ݍ‬ௗ‫ݍ‬೑ೝ೐೏೏೚ ൅ ‫ݍ‬ ‫ݍ‬ ൅ ‫ݍ‬ ௗ೎ೌ೗೏೚ ௗ​ௗ ௗ೑ೝ೐೏೏೚ ೎ೌ೗೏೚ ೑ೝ೐೏೏೚ ‫ݍ‬ ‫ݍ‬ ௨௧௘௡௭௔ ௨௧௘௡௭௔ ሺ೎ೌ೗೏೚శ೑ೝ೐೏೏೚ሻ ሺ೎ೌ೗೏೚శ೑ೝ೐೏೏೚ሻ ൌ ͳൌെͳ െ ൌͳെ ൌͳെ ‫ݍ‬௨௧௘௡௭௔ ‫ݍ‬௨௧௘௡௭௔ ‫ݍ‬௨௧௘௡௭௔ ሺ೎ೌ೗೏೚శ೑ೝ೐೏೏೚ሻ ‫ݍ‬௨௧௘௡௭௔ ሺ೎ೌ೗೏೚శ೑ೝ೐೏೏೚ሻ ሺ೎ೌ೗೏೚శ೑ೝ೐೏೏೚ሻ ሺ೎ೌ೗೏೚శ೑ೝ೐೏೏೚ሻ

22 20 18 16

Tscale

Tcavedio

T App INPUT

dove: qd è l’energia dispersa dai montanti per il riscaldamento e il raffrescamento, presa in valore assoluto qutenza è l’energia totale inviata all’utenza, intesa come energia globale somma dei contributi dei circuiti del lato caldo e del lato freddo Per caratterizzare con più dettaglio il

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comportamento energetico dell’impianto, e determinare con maggiore precisione le origini e l’entità delle perdite di energia attraverso i condotti, è stata introdotta una distinzione stagionale in modo da poter valutare le prestazioni dell’impianto sia in condizioni di riscaldamento sia di raffrescamento, dal momento che in inverno il calore intercettato dal vano scale può configurarsi come energia recuperata, tendendo quindi a diminuire le perdite di distribuzione. Al contrario, in estate tutta l’energia termica dispersa condotta dalle colonne dell’impianto di climatizzazione non costituisce un apporto utile.

Per quanto riguarda la stagione di riscaldamento, i risultati dell’analisi effettuata sono riportati in Tabella 3. Si nota come i condotti causino la perdita di circa il 2% dell’energia termica convogliata all’utenza, risultando un rendimento di distribuzione pari a 0,979. Tuttavia, dato che il cavedio confina con il vano scale lungo l’intera superficie laterale, ne consegue che l’energia dispersa attraverso le pareti laterali non è completamente dissipata. In condizioni invernali, infatti, tale calore è intercettato dal vano scale e contribuisce a soddisfare il fabbisogno di riscaldamento dell’edificio, trattandosi quindi di fatto di energia recuperata. Valutato alla luce di questa considerazione, il rendimento di distribuzione globale annuale si attesta al valore di 0,997.

Per quanto riguarda la stagione di raffrescamento, per effettuare correttamente l’analisi delle prestazioni dell’impianto, in merito alla dispersione di energia e al rendimento di distribuzione, sono state valutate separatamente la sezione dell’impianto dedicata alla distribuzione dell’ACS e quella adibita al raffrescamento. Si osserva dai risultati mostrati in Tabella 4 come il comportamento dei due rami dell’impianto sia molto differente: il lato freddo adibito alla climatizzazione è soggetto ad una perdita di energia praticamente trascurabile, mentre il lato caldo è interessato da una perdita di energia pari al 6% di quella convogliata all’utenza. Il rendimento di distribuzione complessivo in funzionamento estivo si attesta comunque ad un valore pari a 0,98 dato il minor peso rispetto alla totale energia inviata all’utenza del contributo legato all’acqua calda sanitaria (si veda per il dettaglio la Tabella 4).

SOLUZIONI PER LA GENERAZIONE DI ACS A CONFRONTO L’aspetto migliorabile dell’impianto analizzato riguarda la gestione del funzionamento in regime estivo. La stagione estiva è caratterizzata infatti da un fabbisogno di energia termica limitato alla sola produzione di acqua calda sanitaria (ACS), generalmente richiesta alla temperatura di 45°C, mentre, per come è stato concepito l’impianto in esame, la temperatura di mandata nel primario deve essere mantenuta a oltre 60°C, pena non riuscire a soddisfare, nel caso in analisi,

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Tabella 2 – Rendimento di distribuzione dell’impianto in un anno RENDIMENTO DI DISTRIBUZIONE GLOBALE DELL’IMPIANTO NEL’ARCO DELL’ANNO Energia totale inviata all’utenza per il lato caldo Energia totale inviata all’utenza per il lato freddo

[kWh]

230000 97370

Energia totale dispersa dai condotti del circuito di riscaldamento e refrigerazione

[kWh]

7612

Energia scambiata attraverso il pavimento e il solaio [kWh] (effettivamente dispersa)

4472

Rendimento di distribuzione al netto dell’energia recuperabile

0.99

Tabella 3 – Analisi delle prestazioni in condizioni invernali (15 aprile – 15 ottobre) RISULTATI CON RIFERIMENTO AL PERIODO DI RISCALDAMENTO Energia totale inviata all’utenza nel periodo di riscaldamento Energia totale dispersa dai condotti del circuito di riscaldamento e dovuta alla presenza dei boiler nel cavedio Energia scambiata attraverso il pavimento e il solaio (effettivamente dispersa) nel periodo di riscaldamento Energia scambiata dal cavedio con il vano scale (recuperata) nel periodo di riscaldamento

[kWh] 176820

100 %

3626

2,0 %

486

0,3%

3140

1,8%

Rendimento di distribuzione invernale lordo

0,979

Rendimento di distribuzione invernale al netto dell’energia recuperata

0,997

Tabella 4 – Analisi delle prestazioni dell’impianto in condizioni estive (16 aprile – 14 ottobre) RISULTATI CON RIFERIMENTO AL PERIODO DI RAFFRESCAMENTO Energia totale inviata all’utenza nel periodo di raffrescamento per la climatizzazione (lato freddo) Energia totale dispersa dai condotti del circuito freddo Rendimento di distribuzione per il circuito freddo

il fabbisogno delle utenze. Per ovviare alla necessità di alimentare il primario a tale temperatura anche in estate, è stato valutato il comportamento di un sistema analogo in cui si abbia un solo primario, che convogli l’acqua del circuito caldo e freddo a seconda della stagione di esercizio, mentre l’ACS sanitaria utilizzi un condotto indipendente. Data questa tipologia del sistema, la generazione dell’ACS può avvenire in modo centralizzato e quindi la distribuzione avverrebbe alla temperatura di 45°C. Lo schema dei due impianti è mostrato in Figura 3.

Il primo esempio mostra lo schema di principio della soluzione che prevede la produzione

[kWh]

%

97370

100 %

322

0,3 % 0,99

centralizzata dell’ACS e la successiva distribuzione alle utenze alla temperatura di 45°C (fig. 3-a).

L’energia termica prodotta nella caldaia viene trasferita dall’acqua primaria ad un accumulo termico tramite un opportuno scambiatore in acciaio ad alta efficienza. Il serbatoio è coibentato e per le dispersioni termiche è stato adottato il valore 4,9 kWh/G indicato nel catalogo tecnico. Nel modello realizzato, per garantire la stabilità del sistema, si è ricorsi all’impiego

il freddo a noleggio 24 Ore Service

Figura 3 – Rappresentazione schematica del funzionamento dei sistemi analizzati per la produzione di ACS. La soluzione centralizzata (a) e il sistema con i moduli satellitari (b)

SETTORI DI APPLICAZIONE

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• alimentare • farmaceutico • petrolchimico • GDO • hotel/residence • ospedali

• gruppi frigoriferi (chiller) • pompe di calore • unità di trattamento aria • condizionatori roof top • condizionatori ad armadio • stazioni di pompaggio

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di tre serbatoi in parallelo, per un volume complessivo di 4,5 m³. Dalla parte superiore dell’accumulo, l’acqua a più alta temperatura viene miscelata nelle opportune proporzioni con acqua fredda proveniente dall’acquedotto e convogliata alle utenze tramite un apposito montante. All’ingresso del circuito secondario un contabilizzatore permette di valutare l’energia termica assorbita da ciascuna utenza.

Il secondo modello prevede la generazione dell’ACS presso le unità satellitari installate presso le utenze. Si tratta di moduli satellitari progettati per il riscaldamento e la produzione di ACS, dispongono di un accumulo del volume di 75 litri in grado di garantire la giusta produzione per ogni esigenza dell’utenza. Sono veri e propri accumuli localizzati che, tramite una serpentina in acciaio, utilizzano il calore del fluido del circuito primario, distribuito alla temperatura di circa 60°C, per garantire l’erogazione dell’acqua sanitaria sino alla temperatura di a 45°C. Sono accuratamente coibentati e realizzano dispersioni

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Figura 4 – Profilo di carico medio giornaliero per utenza di ACS

fabbisogno di ACS (litri)

contenute valutabili in 0,91 kWh/G. Un contabilizzatore registra lo scambio di energia tra l’ingresso e l’uscita del circuito primario.

La portata di ACS è stata calcolata sulla base della normativa UNI TS 11300-2 secondo la relazione: ݈ ܸ௪ ൌ ܽ ȉ ܰ௨ ൤ ൨ ሺ͵ሻ ‫ܩ‬ dove a è un opportuno coefficiente ed Nu è la superficie calpestabile dell’utenza [m²].

Imponendo rispettivamente a pari a 1,5 e una superficie in pianta a 100 m² (valore pari alla superficie calpestabile dell’appartamento preso come riferimento) si ottiene un fabbisogno di ACS di 150 l/G. Il profilo di carico utilizzato nel modello è illustrato in Figura 4.

L’analisi delle prestazioni dei due sistemi descritti è schematicamente riassunta in Tabella 5. Il sistema satellitare richiede una maggiore energia termica e presenta ai moduli perdite di calore maggiori rispetto a quelle dell’accumulo del sistema centralizzato. Si tenga presente però che mentre per la soluzione centralizzata l’energia dispersa al serbatoio è integralmente dissipata, nel caso della soluzione satellitare, limitatamente ai mesi in cui vi sia bisogno di riscaldamento, l’energia dispersa è valutabile come recuperabile in quanto contributo termico all’ambiente riscaldato. Per questo motivo l’energia effettivamente dissipata è circa il 60% del valore teorico che sarebbe pari a circa 16106 kWh. Modificando opportunamente il modello utilizzato nella simulazione precedente relativo alla determinazione del rendimento di distribuzione, è stato possibile valutare i rendimenti per entrambe le configurazioni di produzione dell’ACS considerate. I risultati mostrano come nel caso “centralizzato”, dove l’acqua è convogliata alla temperatura di 45°C, il rendimento di distribuzione sia pari a 0,99, mentre nel caso “satellitare”, dove l’acqua è inviata ai moduli satellitari a 60°C, il rendimento sia pari a 0,98. Tenendo conto dei rendimenti di distribuzione valutati per i due sistemi il bilancio finale delle energie è mostrato in Tabella 6.

Si può concludere che la soluzione centralizzata presenta il minore fabbisogno di energia termica richiesta al primario. È caratterizzata da una perdita totale, calcolata considerando sia le dispersioni all’accumulo sia le perdite di distribuzione, pari al11% dell’energia richiesta al primario, mentre il sistema satellitare presenta una perdita globale pari al 29%. Nel caso in cui le unità satellitari si trovino all’interno degli ambienti riscaldati e non nel cavedio dell’edificio, la quota di energia termica recuperabile fissa il valore delle perdite del sistema satellitare al 18%.

profilo di carico medio per l'ACS

40 35 30 25 20 15 10 5 0 1

3

5

7

9

11 13 15 ore del giorno

17

19

21

23

Tabella 5 – Bilancio di energie per i due sistemi di generazione dell’ACS E dispersa E primario E ACS al serbatoio [kWh] [kWh] [kWh] Centralizzato

53012

47750

5200

Satellitare

65614

47750

9400

Tabella 6 – Valutazione delle perdite complessive dei due sistemi per la generazione di ACS E E ACS Perdite primario [kWh] [kWh] [kWh]

Perdite %

Centralizzato

53530

47750

5790

11%

Satellitare

66750

47750

19000ĺ12290*

29%ĺ18,4%*

* perdite totali al netto dell’energia termica recuperabile perché contribuisce al riscaldamento.

CONCLUSIONI Per quanto riguarda l’impianto installato nella riqualificazione edilizia analizzata, si può affermare che il sistema di generazione centralizzata dell’energia, abbinata al sistema satellitare con contabilizzazione alle singole utenze è caratterizzato da perdite di distribuzione molto contenute, sia in regime di riscaldamento sia in raffrescamento, realizzando un rendimento di distribuzione annuale pari a 0,99. La valutazione di una soluzione impiantistica che permetta la produzione centralizzata dell’ACS e la distribuzione tramite conduttura indipendente alla temperatura di 45°C, ha mostrato come il sistema

BIBLIOGRAFIA

centralizzato sia preferibile rispetto alla soluzione satellitare, realizzando una perdita di energia inferiore, al netto dell’energia termica recuperabile. n * Michele De Carli, Samantha Graci, Giacomo Villi, Angelo Zarrella, Dipartimento di Fisica Tecnica, Univeristà degli Studi di Padova Stefano Faganello, Erretiesse ** S.p.A., Mareno di Piave (TV)

• TRNSYS, A transient system simulation program, Reference Manual, Vers. 15, Solar energy laboratory University of Wisconsin Madison (USA) 2000 • UNI/TS 11300-1/2: 2008, Prestazioni energetiche degli edifici. Parte 1: Determinazione del fabbisogno di energia termica dell’edificio per la climatizzazione estiva ed invernale. Parte2: Determinazione del fabbisogno di energia primaria e dei rendimenti per la climatizzazione invernale e per la produzione di acqua calda sanitaria.

• DOCUMENTAZIONE TECNICA: Erretiesse S.p.A. 2011

Radiante nei capannoni

Climatizzazione industriale per irraggiamento Dimensionamento, progettazione e comfort: potenzialità e limiti delle tecnologie radianti

I

nella climatizzazione industriale si distinguono tra sistemi per il solo riscaldamento e impianti che possono funzionare anche in regime di raffrescamento. Per gli impianti che possono funzionare in regime di riscaldamento si può fare una distinzione in funzione della temperatura del fluido termovettore: • a fluido termovettore circolante a bassa temperatura (25-40°C); • a fluido termovettore circolante a media temperatura (45-65°C); • a fluido termovettore circolante ad alta temperatura (70-140°C); • alimentati direttamente a gas combustibile a irraggiamento indiretto (100-500°C); • alimentati direttamente a gas combustibile a irraggiamento diretto (750-900°C); • a elementi elettrici (650-2200°C).

I sistemi ad alta temperatura, a irraggiamento diretto e indiretto e gli elementi elettrici sistemi radianti

34

#16

di Michele De Carli* e Antonio Polito**

vengono comunemente chiamati elementi radianti e possono funzionare solamente in regime di riscaldamento.

I sistemi che possono funzionare anche in regime di raffrescamento sono quelli a bassa temperatura.

Particolarmente interessante è la possibile distinzione che si può già operare tra sistemi ad elevata temperatura e sistemi a bassa temperatura, dal punto di vista del dimensionamento.

Gli impianti radianti sono caratterizzati da una superficie che fornisce calore (se la temperatura superficiale è mediamente maggiore della temperatura ambiente) o lo sottrae (se la temperatura superficiale è mediamente inferiore della temperatura ambiente). Ipotizzando uno

scambio termico emisferico tra la superficie radiante e l’ambiente circostante, si può scrivere: q = σn ε (Tp4 – Ts4) (1) Sulla base di questa equazione si può pertanto calcolare il flusso termico specifico per radiazione emesso dalla superficie a temperatura tp, ipotizzando una temperatura media superficiale per l’ambiente circostante. In tabella I si può vedere il flusso specifico calcolabile con la formula per diverse temperature superficiali tp e a una temperatura media superficiale ts di 17°C.

Per gli impianti radianti ad elevata temperatura si può ritenere preponderante lo scambio radiante rispetto a quello convettivo fornito dalla superficie; pertanto può essere usata la formula (1) per dimensionamento.

Se le temperature superficiali sono moderate, comprese tra 15°C e 35°C, la formula precedente viene semplificata in prima approssimazione in questo modo: q = 4 σn ε Tm3 (Tp – Ts) (2) dove il termine 4 σn ε Tm3 è costante e pari a 5,5 W/(m²K) e viene definito coefficiente di scambio termico radiante superficiale. Per i sistemi a bassa e media temperatura lo scambio termico avviene attraverso la combinazione degli scambi termici radiante e convettivo, pertanto si possono esprimere dei coefficienti di scambio complessivo radiante e convettivo (Tabella II). In questo modo, nota la temperatura superficiale media e la temperatura dell’ambiente, si può determinare il flusso termico fornito o asportato tra ambiente e sistema radiante.

Occorre precisare che nella progettazione degli impianti la temperatura di riferimento dell’ambiente interno è da ritenersi quella operante.

Radiant systems

Radiant systems are an important part of the technology for the air conditioning of industrial environments. Generally plants are of the type at high temperature for heating with radiation from above.However, in recent times, thanks to the increase of shell insulation, the floor systems have become popular, allowing the cooling of industrial environment .

In this paper are first pointed out the specific comfort’s characteristics for the radiant system. Then we present the heating elements, the direct combustion electric radiant systems, the internal combustion radiant systems (pipes and radiant strips) and the radiant floor, trying to highlight some of the results of specific research carried out for the evaluation of comfort achieved in environment. Finally we discuss the legal and safety aspects related to heating systems in industrial environments.

Keywords: radiant systems, industrial environments

Tabella I – Flussi termici scambiati tra una superficie radiante e lo spazio circostante !3%8<;% IJJ, MJJ, LJJ, OJJ, EJJ,

-3%89:;% HE, BHE, HHE, IHE, MHE,

!+%8<;% HKJ, HKJ, HKJ, HKJ, HKJ,

=>?%8@>0A;% LE, KLJ, HNIJ, OHLJ, BBKJJ,

Tabella II – Coefficienti di scambio termico superficiale per i diverse superfici Tipologia di superfice Pavimento Parete Soffitto

Caldo Freddo Caldo Freddo Caldo Freddo

Coefficiente di scambio termico radiante 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5 5,5

Coefficiente di scambio termico convettivo 5,3 1,5 2,5 2,5 5,3 0,5

Coefficiente di scambio termico globale 10,8 7 8 8 10,8 6

Il comfort in ambienti con impianti radianti

I concetti del benessere termico, sistematizzati da Fanger (Fanger 1972), sono oramai ampiamente diffusi e conosciuti livello scientifico e tecnico: come noto, le variabili indipendenti della resistenza termica dell’abbigliamento, dell’attività metabolica, della temperatura dell’aria, della velocità dell’aria, della pressione parziale di vapore nell’aria, della temperatura media radiante dell’ambiente permettono di valutare gli indici definiti “globali” (in quanto definiti dalle condizioni macroscopiche dell’ambiente) del Voto Medio Previsto (PMV), e la Percentuale di Persone Insoddisfatte (PPD) che ci si può attendere all’interno di un ambiente in una data situazione.

Va sottolineato che tali valori limite rappresentino una condizione necessaria ma non sufficiente per l’accettabilità di un ambiente dal punto di vista termico, poiché devono essere soddisfatti anche i limiti imposti dalla normativa (UNI EN ISO 7730) alle disuniformità locali delle variabili ambientali. I parametri di discomfort locale sono il rischio da correnti d’aria (definito “Draft Risk”), il gradiente di temperature tra testa e piedi, le temperature superficiali e l’asimmetria radiante. In particolar modo i primi due parametri sono relativi ad attività di tipo sedentario e pertanto si possono escludere dagli edifici destinati ad attività di tipo industriale.

In particolare, importante ai fini degli impianti radianti è il parametro asimmetria radiante, che si basa sulla definizione della temperatura piana radiante Tpr, definita come la temperatura radiante relativa a un semispazio individuato da un piano orizzontale o verticale situato nell’ambiente considerato, e si può calcolare come: Tpr

m

¦F k 1

p k

verticale. Studi specifici (Langkilde et al. 1985) hanno valutato il disagio causato dalla radiazione asimmetrica dovuta a elementi radianti in ambienti industriali. Nella Figura 1 sono riportate le curve relative alla percentuale di insoddisfatti da asimmetria radiante (PDr) in funzione dell’asimmetria radiante (DTpr) per alcuni casi specifici di ambienti industriali (curve da 1 a 6), in cui si può notare la differenza rispetto alla curva tipica per il caso di ambienti termici moderati (curva a tratti della normativa UNI EN ISO 7730).

Accettando una percentuale di persone insoddisfatte pari al 5%, come indicato dalla citata UNI EN ISO 7730, il limite per l’asimmetria radiante in ambienti industriali si può ritenere compreso tra 10°C e 14°C (si esclude la curva 3 relativa a persone che indossino casco di protezione.

Per quanto riguarda le temperature superficiali, particolarmente rilevanti ai fini di applicazioni industriali risultano le temperature superficiali del pavimento, che sono regolamentate dalla norma UNI EN 1264, secondo la quale la temperatura massima in regime di riscaldamento deve essere di 29°C nelle zone occupate, 35°C nelle zone periferiche. La temperatura minima è dettata dalla sensazione di discomfort che si percepisce quando si scende al di sotto di 19°C, che rimane pertanto il limite per il raffrescamento, qualora la temperatura di rugiada sia inferiore.

Figura 1 – Percentuale di insoddisfatti (PDr) per l’asimmetria piana radiante (DTpr) in ambienti di elevata altezza con sistemi radianti ad alta temperatura [11]

Ts ,k

dove Fp-k è il fattore di forma tra un elemento del piano e le superfici viste da esso in uno dei due semispazi. La differenza tra le temperature piane radianti dei due semispazi definisce l’asimmetria radiante. I valori limite per tale parametro sono fissati nella UNI EN ISO 7730 in modo da assicurare una percentuale di insoddisfatti pari a un massimo di 5%.

Di fondamentale importanza nel campo del riscaldamento radiante ad alta temperatura è l’asimmetria radiante

#16

35

I sistemi radianti Elementi radianti elettrici Questi elementi sfruttano il calore prodotto dal passaggio della corrente elettrica in conduttori di adeguata resistività. Trovano impiego negli essiccatoi, nelle serre, negli allevamenti di polli ecc.

I tipi più comuni sono qui di seguito brevemente descritti. a) Elementi radianti con rivestimento metallico Sono costituiti da un avvolgimento scaldante in nichel-cromo, avvolto in una massa di materiale refrattario elettricamente isolato e inserito poi in un contenitore metallico. A piena potenza raggiungono temperature superficiali del rivestimento che vanno da 650°C a 1000°C. b) Elementi radianti a forma di lampada Possiedono un filamento in tungsteno avvolto a spirale che costituisce una sorgente radiante puntiforme. Il filamento è contenuto in un vetro rosso o smerigliato resistente al calore a sua volta racchiuso in un tubo di vetro chiaro parzialmente argentato internamente per formare un efficiente riflettore. c) Elementi radianti con tubi al quarzo Hanno un avvolgimento di nichel-quarzo all’interno di un tubo di quarzo fuso con estremità di porcellana o di metallo. I valori usuali delle temperature di funzionamento sono tra i 700°C e 1000°C. alcuni tipi, dotati di filamento in tungsteno, raggiungono temperature di funzionamento di circa 2200°C (Figura 2).

Figura 2 – Esempio di sistemi radianti elettrici al quarzo con filamento in tugsteno

Figura 3 – Esempio di sistemi ad irraggiamento diretto a gas I componenti caratteristici sono: • la camera di combustione • il ventilatore di espulsione dei fumi • il tubo emettitore della radiazione termica • la parabola riflettente o la cassa di contenimento • l’isolamento termico Gli elementi radianti alimentati da combustibili possono essere realizzati secondo due configurazioni che trovano specifico riferimento

anche a livello normativo: “tubi radianti” e “nastri radianti”.

Tubi Radianti Caratteristiche costruttive

I moduli a tubi radianti stagni a gas sono costituiti da un tubo di acciaio del diametro di 100

Figura 4 – Vista esplosa di un modulo a tubo radiante con bruciatore ed aspiratore monoblocco

Impianti radianti a combustione diretta La combustione avviene a diretto contatto con l’aria dell’ambiente da riscaldare (Figura 3). Il supporto per la combustione è generalmente una matrice refrattaria porosa che raggiunge temperature dell’ordine di 750 – 900°C. La miscela di aria e gas combustibile viene fatta passare attraverso tale matrice, all’interno della quale avviene la combustione, in modo che la superficie del refrattario si porti alla temperatura voluta.

Il punto debole di questo sistema è la dispersione dei gas combusti nell’ambiente, che pertanto dovrà essere abbondantemente ventilato (UNI EN 13410). Questi sistemi trovano impiego specialmente in grandi ambienti o in spazi aperti o semiaperti con notevoli ricambi d’aria. Occorre sempre considerare che il vapor d’acqua che inevitabilmente si forma alla combustione del gas può innalzare il tasso di umidità ambiente a valori critici, così come il livello di CO2 ambiente.

Impianti radianti a combustione interna Gli elementi radianti possono distinguersi, in relazione al combustibile, ossia a gas naturale, a GPL, a gasolio.

36

#16

Figura 5 – Modulo a tubo radiante con bruciatore ed aspiratore separati 1 Bruciatore 2 Estrattore fumi 3 Scarico fumi 4 Tubazioni radianti in acciaio alluminato 5 Parabola riflettente in alluminio a superficie speculare 6 Curva di collegamento ad “U” 7 Testata di chiusura 8 Staffe di sostegno

Figura 6 – Due possibili configurazioni di moduli a tubi radianti multibruciatore (1) con aspiratore (2) separato

Figura 7 – Globotermostato per controllo temperatura operante

Figura 8 – Esempi di installazioni di riscaldamento con Moduli a tubi radianti

a

b

Figura 9 – Esempio di simulazione temperatura operante e flusso radiante per il dimensionamento di moduli a tubi radianti

mm circa, sagomato ad U, all’interno del quale vengono immessi i prodotti della combustione di un componente gassoso (gas metano, GPL), che ne portano la superficie esterna alla temperatura media di 350°C circa (Figura 4). La temperatura di regime viene raggiunta in pochi minuti. I sistemi di controllo, di miscelazione, di combustione, di accensione, di aspirazione dell’aria ed espulsione dei fumi sono racchiusi in un contenitore stagno, installato in testa ad ogni modulo. Poiché il condotto di aspirazione dell’aria e quello di espulsione dei fumi sono raccordati con continuità dalla testa del modulo all’esterno dell’edificio, non vi è alcuna comunicazione tra camera di combustione ed ambiente interno. L’intero circuito si trova in depressione rispetto all’ambiente grazie alla collocazione del ventilatore di espulsione dei fumi posto al termine del tubo ad U. I moduli a tubi radianti, che sono prodotti in lunghezze standard, tipicamente 6, 9 o 12 m, sono provvisti di parabole riflettenti speculari sovrastanti il tubo radiante per tutta la sua lunghezza, aventi lo scopo di riflettere verso il basso la radiazione termica emessa dal tubo stesso e limitare lo scambio convettivo. Tali superfici sono generalmente dotate anche di un isolamento in lana di roccia sulla parte superiore allo scopo di limitare la potenza termica ceduta in forma convettiva dalla superficie esterna della parabola alla parte superiore dell’ambiente.

In alcuni casi il bruciatore è separato dal gruppo espulsione fumi, in tale modo vi possono essere oltre ai circuiti radianti sagomati ad U, anche configurazioni con tubi radianti rettilinei e bruciatore ed aspiratore posizionati alle estremità opposte (Figure 5 e 6).

In tutti i casi comunque il controllo delle condizioni di benessere è usualmente demandato a termostati, che possono essere del tipo sensibile alla temperatura operante, posizionati nelle immediate vicinanze della zona servita (Figura 7).

Facendo riferimento ad una

#16

37

Figura 10 – Edificio analizzato per la tipologia a moduli a tubi radianti

temperatura media delle superfici circostanti dell’ambiente di 17°C e assumendo pari a 250-350°C le temperature superficiali tipiche di questi corpi scaldanti, i flussi termici scambiati per radiazione risultano dell’ordine di 3000-6000 W/m². Alcune installazioni tipiche sono riportate in Figura 8.a e 8.b, mentre in Figura 9 si può notare un esempio di calcolo per il dimensionamento di tale tipologia si sistema.

Analisi di comfort termico

Per quanto riguarda le prestazioni termiche ai fini del comfort termico in ambienti reali, vengono riportati i risultati di una ricerca svolta su questa tipologia di impianti nell’edificio riportato in Figura 10 (Polito 1992). Nella Figura 11 si può vedere la stratificazione dell’aria a regime, pari a circa 0,3°C/m. Nella Figura 12 si può vedere la misura in transitorio di una tipica mattina invernale con moduli a tubi radianti. Si noti come l’asimmetria radiante si mantenga al di sotto di 10°C.

Figura 11 – Stratificazione dell’aria a regime Analisi termica in regime variabile:

25 20

38

#16

°C

10 5 0 -5

6

7

8

9

10 ORA

11

12

13

14

Figura 12 – Monitoraggio dei parametri di comfort in una mattina invernale Andamento verticale temperatura dell'aria a regime 8 7 6 QUOTA [ m ]

Gli impianti ad irraggiamento a nastro radiante sono costituiti da un gruppo di combustione pensile (unità termica) che può essere posto all’esterno e da una superficie radiante emettente (condotta radiante) posta all’interno dell’ambiente da riscaldare. Il gruppo di combustione svolge le funzioni di generare del calore tramite un bruciatore a gas e di realizzare, per mezzo di un ventilatore, il ricircolo continuo del fluido vettore all’interno di un nastro emettente stagno ed in depressione rispetto all’ambiente riscaldato. La superficie radiante si diversifica in relazione al numero (1 o 2 tubi) e al diametro del tubo emettente (200 o 300 mm) e può assumere le più svariate conformazioni a seconda dell’esigenza di percorso richiesta all’interno degli edifici, con curve a 90°, 180° e diramazioni a “T” e “L” sia in orizzontale che in verticale (da cui la denominazione di “nastro”). Il tubo emettente è contenuto in una carcassa isolata sui tre lati con pannello di lana di roccia avente lo scopo di contenere la potenza termica scambiata in forma

Tmr Ta Te DTprV

15

Nastri Radianti Caratteristiche costruttive

-Tmr - temperatura media radiante -Ta - temperatura aria ambiente -Te - temperatura aria esterna -DTprv - asimmetria radiante piana verticale

5 4 3 2 1 0 17,0

18,0

19,0

Taria [°C ]

20,0

21,0

22,0

Figura 13 – Sezione di condotte radianti Figura 14 – Circuito di condotte radianti (a) e unità termica esterna (b) a

b

Figura 15 – Schema e particolare di un nastro radiante

convettiva. Il lato inferiore può essere protetto da una rete metallica (Figura 13).

Il fluido vettore termico a temperatura variabile è costituito da gas combusti di ricircolo che si surriscaldano investendo la camera di combustione in acciaio inox e si miscelano con i nuovi gas combusti prodotti dal bruciatore; entrambe queste fasi possono avvenire all’esterno dell’ambiente (Figura 14.a e 14.b). Un apposito collettore in pressione, posto comunque all’esterno dell’ambiente, consente poi di eliminare attraverso un camino, parte della miscela combusta sopraccitata, equivalente in massa alla quantità di aria comburente e gas, in ingresso al bruciatore.

La temperatura della superficie emettente dei tubi può variare fra un minimo di 150°C ed un massimo di 300°C, a seconda delle condizioni di progetto. Un opportuno termostato limite consente di tarare la temperatura superficiale massima dei tubi a valori prefissati indicati sia dall’altezza d’installazione dei nastri radianti, che dal tipo di lavorazioni e materiali in deposito nell’ambiente.

Anche in questi casi, come per i moduli a tubi radianti trattati in precedenza, il controllo del comfort ambientale, legato sia alla temperatura dell’aria che alla temperatura media radiante, è usualmente affidato a termostati con sonde a globo poste in ambiente, le quali intervengono sul funzionamento del singolo bruciatore modificandone la portata termica (sono possibili regolazioni on-off, bistadio o modulante) e controllandone l’accensione e lo spegnimento in funzione anche della temperatura esterna (regolazione climatica) e/o di un orario di lavoro.

Sempre con riferimento ad una temperatura media delle superfici circostanti dell’ambiente di

Figura 16 – Esempi di riscaldamento di ambienti industriali con nastri radianti

#16

39

17°C e assumendo in 150-250°C le temperature superficiali tipiche dei nastri radianti, i flussi termici scambiati per radiazione risultano dell’ordine di 1000 – 3000 W/m².

Il parziale ricircolo dei prodotti della combustione ha come effetto l’ottenimento di una temperatura superficiale dei tubi più bassa rispetto al caso dei tubi radianti e per avere un sufficiente flusso termico, questo fatto viene compensato adottando una superficie emettente più estesa con tubi di diametro maggiore.

Tale differenziazione risulta fondamentale, quando si affrontano gli aspetti normativi di sicurezza, ai fini della possibilità o meno di installazione in determinati ambienti (DM 12 Aprile 1996), come più oltre descritto.

Alcuni esempi di installazioni di nastri radianti sono riportate in Figura 16.

Per quanto riguarda le prestazioni termiche ai fini del comfort in ambienti reali, vengono riportati i risultati di due ricerche svolte su questa tipologia di impianto (Brunello et al. 2001, Brunello et al. 2002, De Carli et al. 2003).

Figura 17 – Morfologia del capannone e lay-out dell’impianto termico

Figura 18 – Logica di controllo adottata nell’edificio oggetto di indagine

Analisi dei parametri di comfort

Figura 19 – Gradiente termico verticale misurato istantaneo

medio nel periodo

1.6 Gradiente termico verticale [°C/m]

È stata condotta una campagna di misurazioni in un capannone industriale di recente costruzione riscaldato mediante un impianto ad irraggiamento a nastri radianti. La morfologia del capannone e le sue caratteristiche termofisiche sono riportate rispettivamente in Figura 5, e Tabella I. L’impianto termico consiste in un sistema ad irraggiamento mediante nastri radianti a gas metano, avente la geometria indicata in Figura 17. Ogni gruppo di combustione è abbinato ad un nastro radiante della lunghezza totale di 92 m, installato ad una altezza di 8,65 m dal pavimento, per una potenza termica complessiva di 1050 kW e conseguente potenza termica specifica pari a 200 W/m². Il controllo dei nastri è affidato a sette sonde a globotermostato opportunamente dislocate in ambiente (in Figura 17 i punti indicati con la lettera “G”), le quali, attraverso il quadro elettrico di comando e controllo, intervengono sul funzionamento del singolo bruciatore modificandone la potenza su due livelli

1.4 1.2 1 0.8 0.6 0.4 0.2 0 -0.2 14/2

18/2

22/2

26/2

giorno

2/3

6/3

10/3

14/3

Figura 20 – Mappa dei punti oggetto di misura (sotto 1 nastro) Andamento trasversale dell'asimmetria radiante verticale y=11,2 m

y=33,8 m

y=40 m

14

Temperatura [°C]

12 10 8 6 4 2 0 0

5

10

15

x [m]

40

#16

20

25

Figura 21 – Mappa dei punti oggetto di misura (sotto 3 nastri) Andamento trasversale dell'asimmetria radiante verticale y=11,2 m

Temperatura [°C]

14

y=33,8 m

y=40 m

12 10 8 6 4 2 0

0

10

20

30 x [m]

40

50

60

Figura 22 – Ripetitività delle misure effettuate sotto i tre nastri in tre giornate differenti 14-feb

02-mar

14-mar

14

TEMPERATURA [°C]

12 10 8 6 4 2 0 0

10

20

30

40

50

60

X (metri)

Figura 23 – Valutazione del transitorio termico Analisi del transitorio (punto 2) Tmr

Ta

Asimmetria

T esterna

9.10 ora

9.40

20.00

Temperatura [°C]

18.00 16.00 14.00 12.00 10.00 8.00 6.00 4.00 2.00 0.00

8.10

8.20

8.45

8.55

Figura 24 – Geometria del capannone e distribuzione dei nastri radianti

9.25

9.50

10.10

e controllandone l’accensione e lo spegnimento in funzione della temperatura di set-point, della temperatura esterna e dell’orario di lavoro. In Figura 18 si riporta la logica di controllo e i valori di temperature di set-point impostati per tutti i nastri.

La temperatura dell’aria interna è stata registrata in modo continuativo per il periodo dal 6 febbraio al 14 marzo ogni 15 minuti tramite quattro sensori collocati all’interno dell’edificio in posizioni simmetriche e ad altezze dal pavimento rispettivamente di 1 m e 3,7 m come illustrato in Figura 17 (punti “T”). Una tale disposizione consente di avere un riscontro della temperatura media e dell’effetto di stratificazione dell’aria del quale è stato possibile stimare un valore medio nel periodo di rilevazione pari a 0,4°C/m (Figura 19).

Sono state effettuate misure dell’asimmetria radiante ad un’altezza di 1,1 m dal pavimento, limitatamente ad alcune zone significative del capannone. Le misure sono state eseguite in aree sottostanti ad un nastro e a tre nastri, (Figure 20 e 21), quando questi funzionavano al primo stadio di potenza (85 kW). È stata verificata la ripetibilità dei risultati effettuando la stessa misura più volte in giorni differenti, compatibilmente con la disponibilità dei locali e l’attività degli occupanti (Figura 22). Dalle Figure 20, 21 e 22 si constata come l’asimmetria radiante si mantenga praticamente sempre inferiore al valore limite di 10°C caratteristico degli ambienti industriali. È stata effettuata anche una rilevazione dei parametri ambientali in condizioni di transitorio termico all’avvio degli impianti, quando cioè le condizioni di benessere rischiano di essere più difficilmente garantite. A titolo di esempio si riporta in Figura 23 una misura di transitorio termico. Si può notare come l’asimmetria radiante sia comunque inferiore al valore limite di 10°C. Nel secondo lavoro è stata condotta una campagna di misure in un capannone industriale sito in Padova riscaldato mediante un impianto ad irraggiamento a nastri radianti alimentati a metano. La geometria e la disposizione dei nastri sono riportate in Figura 24 ed in Tabella II si

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41

1,1 m dal pavimento (altezza di riferimento per persona in piedi) su tutto il capannone nei punti indicati in Figura 24. Durante le misure effettuate i nastri funzionavano entrambi al secondo stadio di potenza (151 kW il nastro 1 e 215 kW il nastro 2).

Nelle Figure 26 e 27 si possono vedere rispettivamente gli andamenti della temperatura operante, dell’asimmetria radiante nel caso di sola accensione in secondo stadio del nastro 1. Come si può vedere sotto il nastro le condizioni di temperatura operante sono molto omogenee. Per quanto riguarda l’asimmetria radiante, si può notare come questa sia comunque inferiore a 15°C,

che dovrebbe essere il valore limite accettabile per questo parametro.

Nelle Figure 28 e 29 si può vedere una distribuzione rispettivamente di temperatura operante e asimmetria radiante nel caso in cui entrambi i nastri siano accesi.

Per quanto riguarda la temperatura operante si possono notare valori soddisfacenti e un’ottima uniformità nell’intero ambiente. Per quanto concerne l’asimmetria radiante si può vedere come i valori siano soddisfacenti sotto il nastro

Figura 25 – Andamento del gradiente termico verticale Gradiente termico verticale Gradiente termico verticale [°C/m]

possono vedere le caratteristiche termofisiche degli elementi strutturali del capannone.

Il nastro 1 ha una lunghezza di 132 m, è installato ad un’altezza di 6 m dal suolo ed è abbinato ad un bruciatore da 151 kW; esso è situato nel settore del capannone in cui si concentra la presenza di personale addetto alle macchine utensili. Il nastro 2 ha la stessa lunghezza ed altezza d’installazione del nastro 1 ed è abbinato ad un bruciatore da 215 kW; l’utilizzo di un gruppo combustibile più potente rispetto al nastro 1 é dovuta all’esigenza di dover far fronte ad un eventuale ampliamento del nastro (che può portare la sua lunghezza a 192 m).

Il controllo dei nastri è affidato a due sonde a globotermostato opportunamente dislocate in ambiente le quali, attraverso il quadro elettrico di comando e controllo, intervengono sul funzionamento del singolo bruciatore modificandone la potenza su due livelli e controllandone l’accensione e lo spegnimento in funzione della temperatura di set-point, della temperatura esterna e dell’orario di lavoro. È stata misurata la temperatura all’interno del capannone mediante cinque sonde poste su lati opposti dell’edificio all’altezza di 1 m, 4 m e 7 m.

In Figura 25 si può notare l’andamento del gradiente termico rilevato.

Sono state eseguite delle misure dell’asimmetria radiante e della temperatura operante a

1 0.8 0.6 0.4 0.2 0 -0.2 -0.4 31/1

Figura 26 – Distribuzione della temperatura operante nel caso in cui il solo nastro 1 sia acceso

5/2

10/2

15/2 giorno

20/2

25/2

2/3

Figura 27 – Distribuzione dell’asimmetria radiante nel caso in cui il solo nastro 1 sia acceso 36.0036.00

36.00

30.0030.00

30.00

17.00 16.50 16.00

24.00

21.00 21.00

24.0024.00

15.50 15.00 14.50

18.00

12.0012.00

12.50 11.50

6.00 6.00 3.00 3.00

12.00

6.00

12.00 12.00 9.00 9.00

13.50 13.00

18.00 18.00 15.00 15.00

18.0018.00

14.00

12.00

24.00 24.00

6.00 6.00

0.00 0.00

11.00

0.00 0.00

5.00

10.00

15.00

20.00

25.00

30.00

35.00

40.00

45.00

0.00 0.00 0.00 0.00 5.00 5.00 10.0010.00 15.0015.00 20.0020.00 25.0025.00 30.0030.00 35.0035.00 40.0040.00 45.0045.00 50.0050.00

50.00

Figura 28 – Distribuzione della temperatura operante nel caso in cui entrambi i nastri siano accesi

Figura 29 – Distribuzione dell’asimmetria radiante nel caso in cui entrambi i nastri siano accesi 36.00 36.00

36.00

30.00 30.00

30.00 17.00

24.00 24.00

16.50

24.00

16.00

24.00 24.00

15.00

18.00

14.50

18.00 18.00

12.00

12.50

12.00 12.00

11.50

6.00 6.00

42

5.00

10.00

#16

15.00

20.00

25.00

30.00

35.00

40.00

45.00

50.00

3.003.00 0.000.00

11.00

0.00 0.00

9.009.00 6.006.00

12.00

6.00

15.00 15.00 12.00 12.00

14.00 13.50

21.00 21.00 18.00 18.00

15.50

0.00 0.00 0.00 0.00 5.00 5.00 10.00 10.0015.00 15.0020.00 20.0025.00 25.0030.00 30.0035.00 35.0040.00 40.0045.00 45.0050.00 50.00

1, ma invece sotto il nastro 2 siano piuttosto alti. Questo si può spiegare ricordando che per il nastro 2 è prevista una potenza superiore,

in eccesso rispetto alla lunghezza del nastro stesso. È pertanto molto importante porre attenzione in fase di progettazione alla corretta potenza di installazione rispetto alla potenza del nastro.

Figura 30 – Temperatura operante e asimmetria radiante misurate nel punto A 18 16 Temperatura [°C]

14 12

1° stadio

10

2° stadio

8 6 4 2 0 7.30

8.30

9.30

Asimmetria radiante

18

10.30

11.30

12.30

Temperatura operante

13.30

14.30

Temperatura esterna

Figura 31 – Temperatura operante e asimmetria radiante misurate nel punto B

16

Temperatura [°C]

14

1° stadio

2° stadio

12 10 8 6 4 2 0 7.30

8.30

9.30

10.30

Asimmetria radiante

11.30

12.30

T operante

13.30

14.30

T esterna

Figura 33 – Esempio di installazione con termostrisce radianti ad acqua calda

Figura 32 – Elementi costituenti una termostriscia radiante ad acqua calda 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

Raccordo a pressare Coprigiunto Angolare di sostegno Piastra radiante Collettore Scarico Predisposizione sfiato Attacco fluido termico Tubazione Isolamento lana di vetro Reggetta Isolamento Profilo laterale

Analisi di transitorio termico

Come indicato anche dalle misure effettuate operando costantemente al secondo stadio, si può pervenire a condizioni limite per quanto concerne l’asimmetria radiante. Pertanto è necessario prevedere un’opportuna regolazione che permetta di funzionare su due stadi: quello più alto per portare velocemente l’ambiente in condizioni di comfort durante la fase di avvio e quello più basso per il mantenimento di tali condizioni all’interno dell’ambiente limitando l’asimmetria radiante.

I nastri radianti sono dotati di un quadro di comando e controllo delle accensioni del bruciatore nei due stadi di potenza; i tempi di funzionamento sono variabili in relazione allo scostamento della temperatura ambiente dal valore di set point impostato ed alla temperatura esterna (funzione modulante derivativa). Per il funzionamento il processore utilizza due sonde di rilevamento della temperatura: una sonda globotermostato ambiente ed una sonda di temperatura esterna.

Per verificare la bontà della regolazione sono state misurate la temperatura operante e l’asimmetria radiante nei punti A e B della Figura 24 L’accensione dell’impianto è avvenuta alle ore 5:00 dopo essere stato in funzione anche nei giorni precedenti.

Nelle Figure 30 e 31 si può notare come l’andamento della temperatura operante non vari significativamente dal punto di misurazione posto sotto al nastro (punto B) a quello posto a tre metri dal nastro (punto A), il che conferma la buona uniformità in un ambiente riscaldato da nastri radianti. Inoltre è ben visibile l’andamento ciclico della temperatura, corrispondente al funzionamento dell’impianto con modalità on-off, che comincia al raggiungimento del set point (17°C).

Per quanto riguarda l’asimmetria radiante nel punto A questa si mantiene sempre al di sotto dei 10°C e nel punto B tale parametro è sempre inferiore a 14°C e quindi si può ritenere soddisfacente.

TERMOSTRISCE RADIANTI È forse la tipologia più conosciuta; consiste in elementi radianti alimentati da un fluido termovettore che può essere di diversa natura: acqua, vapore, olio diatermico, oppure aria che, riscaldata da un generatore di calore, percorre una opportuna rete di tubazioni.

I sistemi funzionanti ad acqua, a vapore o ad olio diatermico, chiamati generalmente termostriscie radianti (Figura 32) sono costituiti da tubazioni, alimentati in parallelo da un apposito collettore, accuratamente saldate a una piastra metallica, per garantire un adeguato scambio termico, da cui il nome di termostriscia.

La superficie superiore deve essere accuratamente isolata per limitare il più possibile lo scambio termico per convezione e irraggiamento

#16

43

verso l’alto; possono essere inoltre presenti dei lamierini laterali (scossaline) in modo da ostacolare il movimento dell’aria verso l’alto.

Le temperature di esercizio sono generalmente comprese tra 90°C e 140°C. Gli elementi funzionanti ad aria calda consistono in strisce generalmente a sezione rettangolare nelle quali circola l’aria calda alla temperatura di mandata compresa fra i 150 e 280°C mentre il ritorno può avere anche valori di 50 – 100°C; sopra la striscia, per limitare lo scambio termico superficiale, viene posto un materassino o un pannello di materiale isolante termico.

IMPIANTI A PAVIMENTO L’aumento di isolamento termico imposto dai recenti sviluppi legislativi ha portato alla sempre maggiore diffusione dei sistemi radianti a pavimento in ambienti industriali. In particolare, rispetto agli impianti radianti ad alta temperatura, gli impianti radianti a pavimento possono essere utilizzati nella climatizzazione estiva per stemperare gli ambienti, qualora si utilizzi ventilazione naturale, oppure per sottrarre i carichi sensibili, nel caso si preveda la combinazione con impianti di ventilazione ad aria primaria.

Un aspetto particolarmente importante, nel caso di impianti di riscaldamento radianti a pavimento, è relativo all’isolamento termico al di sotto del sistema. In particolare bisogna considerare le raccomandazioni riportate nella norma EN 1264-4. Particolarmente critica risulta la situazione in corrispondenza di falde sotterranee, che possono penalizzare la resa termica del sistema stesso. Generalmente una soluzione di compromesso, in capannoni di elevata superficie, è quella di isolare termicamente la parte controterra perimetrale dello stabile stesso.

Criterio di dimensionamento di un sistema radiante per la climatizzazione industriale

L’impianto radiante a pavimento è uno scambiatore di calore in cui uno dei due fluidi (in questo caso l’ambiente) evolve isotermicamente. In questo tipo di impianto, una volta determinata la potenza termica o frigorifera Q richiesta dall’ambiente, si può calcolare il flusso specifico fornito dal pannello q (per unità di superficie del sistema radiante). La determinazione delle temperature di esercizio può essere espressa mediante un coefficiente globale di scambio termico K H che dipende dal particolare tipo di impianto (passo tra i tubi, diametro dei tubi, caratteristiche termiche della soletta, spessore della soletta): q = KH Δ θH (4) dove: Δ θH = [(θV – θR)] ⁄ ln[(θV – θi) ⁄ (θR – θi)] (5) è il differenziale termico logaritmico tra temperatura di mandata θV, temperatura di ritorno θR e temperatura ambiente θi.

La norma attuale di riferimento è la UNI EN

44

#16

1264, che vale però solo per alcune tipologie di impianti. Le rese possono essere misurate o calcolate secondo le procedure esistenti. Alla nuova norma EN 1264 è stata recentemente affiancata un’ulteriore normativa (EN 13577) che prevede procedure semplificate di calcolo di resa per tipologie diverse da quelle previste nella EN 1264, e in particolare: superfici in legno, impianti a capillare e attivazione termica della massa. Oltre alle metodologie semplificate è possibile, secondo la norma EN 13577, calcolare la resa dei sistemi radianti mediante modelli di calcolo generali, come metodi agli elementi finiti o alle differenze finite.

Le tipologie di sistemi radianti a pavimento per applicazione industriale generalmente rientrano nei limiti di calcolo del metodo alle resistenze (sistemi massivi a pavimento), pertanto il calcolo di resa termica può essere svolto mediante tale metodologia, basata su una modellizzazione semplificata (Koschenz e Lehmann 2000). Il modello delle resistenze si basa nel suddividere il sistema radiante in tre parti (Figura 34): la parte superiore, la parte inferiore e il livello dei tubi. In condizioni stazionarie la temperatura di mandata θV e la temperatura a livello dei tubi θc possono essere interrelate da un’opportuna rete equivalente di resistenze termiche. Possono essere definite quattro resistenze R z, Rw, Rr e Rx (Figura 35), la cui somma Rt costituisce la resistenza termica totale equivalente che collega la temperatura di mandata del circuito e la temperatura media del piano dei tubi: Rt = Rz +Rw +Rr +Rx (6) In dettaglio Rz tiene conto della variazione della temperatura dell’acqua nel circuito, basandosi sulla differenza della temperatura media logaritmica dell’acqua nel circuito θm, attraverso la seguente equazione: Rz = 1/(2 mh,sp cw) (7) La resistenza Rw considera la trasmissione di calore per convezione tra la temperatura media logaritmica dell’acqua nel circuito θm, e la superficie interna del tubo: Rw = 0,25 T0,13/ π [(da – 2sr)/(2 mh,sp l)]0,87 (8)

La resistenza Rr considera la trasmissione di calore per conduzione attraverso lo spessore del tubo: Rr = T ln[da ⁄ (da – 2sr)] ⁄(2πλr) Infine la resistenza Rx rappresenta la relazione che lega la temperatura esterna del tubo e la temperatura media del livello dei tubi, che in condizioni stazionarie può essere espressa nel seguente modo: Rx = T ln[ T ⁄ (πλb)] Il modello delle resistenze è valido purché siano rispettate le seguenti condizioni: s1 / T > 0,3, s2 / T > 0,3 e da / T < 0,2.

Le equazioni che possono sembrare complesse, in realtà sono semplici e permettono un calcolo a mano senza procedure iterative, una volta impostati i parametri progettuali.

Monitoraggio di un impianto con sistema ad aria primaria e ventilazione a dislocazione

Tra gli impianti ad aria primaria in combinazione con l’impianto radiante, quelli maggiormente interessanti sono gli impianti di ventilazione a dislocazione, che consentono di ridurre la portata rispetto a impianti di ventilazione tradizionale.

Si riporta di seguito un esempio di impianto monitorato nel periodo di raffrescamento durante l’estate 2003, la più calda degli ultimi anni.

Figura 35 – Schematizzazione mediante sistema di resistenze termiche (a) ed equivalenza con un sistema a stella (b) a

Figura 34 – Schema di un impianto radiante di tipo massivo y

_

_

θ (s 1)

conductive layer θ c

s1

da

U1

T

sr

s2

θ1 h1

Space 1

λb Space 2

x

b U2

_

θ (-s 2) h2 θ2

Il laboratorio in esame misura in pianta circa 1100 m², cui si aggiungono altri 700 m² di un secondo laboratorio e 5300 m² di magazzino.

L’intera superficie è coperta da un impianto a pavimento, con passo tra le tubazioni di 30 cm, e spessore del massetto sopra tubo di 10 cm.

L’impianto è dotato di una regolazione modulante su temperatura ambiente e di un controllo orario sul funzionamento dei circuiti a pavimento e della UTA. Il programma di funzionamento attivo durante il monitoraggio è riportato nella Tabella III. Le velocità dell’aria (non riportate nella figura) non hanno mostrato mai valori superiori a 0,15 m/s, pertanto all’interno dell’intervallo di comfort. n

Figura 36 – Risultati delle misure in opera di impianto a pavimento e ventilazione a dislocazione Monitoraggio: Valenti 40

35

25

20

25-lug

24-lug

23-lug

22-lug

21-lug

20-lug

19-lug

18-lug

17-lug

16-lug

15-lug

14-lug

13-lug

12-lug

11-lug

10

10-lug

15

09-lug

Temperatura [C°]

30

Temperatura esterna C°

Temperatura ambiente 1.1m C°

Temperatura pavimento C°

Temperatura operativa C°

Temperatura di mandata C°

Temperatura ritorno C°

Tabella III – Strategie di funzionamento dell’impianto Impianto UTA Pompa circuiti pavimento Gruppo frigo

Orario funzionamento 06:00 - 18:00 Lunedì 06:30 - 18:00 Martedì - venerdì 06:00 - 18:00 Lunedì 06:45 - 18:00 Martedì - venerdì 05:30 - 19:30 Lunedì 06:30 - 19:30 Martedì - venerdì

* Michele De Carli, DFT – Dipartimento di Fisica Tecnica, Università degli Studi di Padova ** Antonio Polito, Capogruppo Sistemi Radianti – ASSOTERMICA, Federazione ANIMA, Milano Si ringrazia l’azienda VELTAITALIA per avere fornito e messo a disposizione i dati relativi al monitoraggio dell’impianto Valenti dell’ing. Guzzini.

BIBLIOGRAFIA

• ASSOTERMICA (Federazione ANIMA), Documentazione tecnica aziende Gruppo G Sistemi radianti, (CarliEuklima S.p.A. – Impresind S.r.l. – Officine Termotecniche Fraccaro S.r.l. – Systema S.p.A.) • Brunello P., De Carli M., Polito A., Zecchin R. (2002). Comfort Criteria and Design Aspects in High Temperature Radiant Heating.

INDOOR AIR 2002. Luglio. Monterey (USA) • Brunello P., De Carli M., Magagnin P., Polito A., Zecchin R. (2001).

Riscaldamento radiante a gas in ambienti industriali: fenomenologia, progettazione, verifica. Convegno AiCARR. 18 ottobre 2001. (pp. 183-204). Bologna • Brunello P., Cavallini A., Zecchin R., 1993. “Riscaldamento per irraggiamento – Moduli stagni a gas con tubi radianti”, SGE, Padova • De Carli M., Polito A., Zecchin R. (2003). Analisi sperimentale in ambienti dotati di nastri radianti. 58° Congresso Annuale ATI. 9-12 settembre 2003. (vol. 3, pp. 2051-2062). San Martino di Castrozza • Fanger P. O., Banhidi L., Olesen B. W., Langkilde G., 1980. “Comfort limits for heated ceilings”, ASHRAE Transaction, 86, 2 • Fanger P.O., 1972. “Thermal comfort: analysis and applications in environmental engineering”, McGraw Hill, New York, N.Y. • Koschenz, M., Lehman, B. (2000). Thermoaktive Bauteilsysteme TABS, ISBN 3 – 905594-19-6 • Langkilde G., Gunnarsen L., Mortensen N. 1985 “Comfort limits during infrared radiant heating of industrial spaces”. Proceedings of CLIMA 2000, Copenaghen • Polito A., 1992. Comportamento dei pannelli radianti ad alta temperatura, Tesi di laurea, Università di Padova, A.A. 1991-92 • UNI-EN-ISO 7730, 1996. “Ambienti termici moderati – Determinazione degli indici PMV e PPD e specifica delle condizioni di benessere termico”, UNI, Milano

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CASESTUDY Il sistema ha previsto l’installazione di centrali di compressione del freddo alimentare con scambiatori di calore per il recupero del calore di condensazione e di un’unità roof-top dotata di inverter sui ventilatori di mandata e ripresa

Supermercato, riscaldamento con recupero del calore di condensazione di Riccardo Antoniazzi *

L’

impianto di recupero del calore di condensazione del freddo alimentare consente, in un edificio adibito a supermercato, di ridurre notevolmente il fabbisogno di energia primaria per la climatizzazione invernale e per la produzione di acqua calda sanitaria.

Il presente lavoro descrive come è stato progettato e installato l’impianto di riscaldamento invernale a servizio di un supermercato realizzato in provincia di Pavia da una nota catena della grande distribuzione. Il fabbricato preso in considerazione, caratterizzato da una superficie in pianta pari a 2.500 m2 (comprensiva di area vendita, zona casse, zone lavorazioni, magazzino, spogliatoi, servizi igienici), presenta un involucro edilizio costituito da: • murature esterne perimetrali realizzate con

46

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pannelli prefabbricati a taglio termico aventi trasmittanza pari a 0,34 W/m2*K; • copertura realizzata con pannello portante in calcestruzzo coibentato esternamente con pannello EPS avente conduttività pari

a 0,035 W/m2*K e spessore di 14 cm. La trasmittanza globale della copertura risulta pari a 0,25 W/ m2*K; • aperture finestrate caratterizzate da trasmittanza globale Uw pari a 2,0 W/m2*k.

Caratteristiche dell’edificio

L’impianto

• anno di realizzazione: 2010-2011 • superficie in pianta: 2.500 mq • volume complessivo: 16.600 mc • località: Comune di Gambolò (PV) • temperatura esterna di progetto invernale: -5°C • numero di GradiGiorno: 2.623

Il riscaldamento dell’edificio è in larga parte garantito dal recupero di calore di condensazione dell’impianto di refrigerazione alimentare del supermercato (banchi e celle frigorifere). All’interno

Y

aerotermi del magazzino. Nel circuito dei condensatori è presente un serbatoio inerziale avente capacità pari a 2.000 litri.

Area commerciale

Figura 1 – Centrale di compressione Arneg

delle centrali di compressione del freddo alimentare, realizzate da Arneg, sono stati installati quattro scambiatori di calore a fascio tubiero (Figura 1): due inseriti in serie nel circuito frigorifero delle centrali BT e due inseriti in serie nel circuito frigorifero delle centrali TN. Per ciascuna delle due centrali il primo scambiatore funge da desurriscaldatore, mentre il secondo scambiatore funge da condensatore. Entrambe le centrali (BT e TN) sono dotate di 3 compressori.

Il circuito dei desurriscaldatori, collegati in parallelo come i due condensatori, è in grado di produrre acqua calda fino alle temperature di mandata e di ritorno pari, rispettivamente, a 50°C e a 45°C. Tale circuito viene utilizzato per la produzione dell’acqua calda sanitaria e per il riscaldamento della batteria della lama d’aria posizionata sulla porta di ingresso del punto vendita.

Il circuito dei condensatori è in grado di produrre acqua calda fino alle temperature di mandata e di ritorno rispettivamente pari a 42°C e a 37°C. Tale circuito viene utilizzato per il riscaldamento della batteria del roof-top dell’area vendita e per il riscaldamento delle batterie degli

Supermarket, heating system with heat condenser recuperator

This paper describes how it was designed and manufactured the winter heating system of a supermarket in the province of Pavia. The thermal energy required to heat the building and to the production of domestic hot water is almost entirely recovered using the heat of condensation of the food refrigeration plant (refrigerated cabinets and cold rooms). This thermal energy would normally be “wasted” and dissipated into the atmosphere through the operation of helicoidal ventilators of the food refrigeration plant’s condenser.

The plant is equipped with energy cost allocators and supervision system: in this way it was possible to monitor its operation during the winter season 2011-2012 and analyze in detail the primary energy needs of the building.

This work can also be considered a building-system energy analysis, as expected in point A3 of Article 1 of the UNI TS 11300-1 and 11300-2.

Keywords: supermarket, winter heating system, heat condenser recuperator

L’impianto dell’area vendita e della zona casse è a “tutt’aria” con unità roof-top di Marca FAST modello MFS posizionato sulla copertura del magazzino. Il roof-top è dotato di una batteria ad acqua calda, opportunamente dimensionata per garantire la potenza adeguata quando alimentata con le temperature del circuito dei condensatori Arneg.

Il roof-top è inoltre dotato di un circuito frigorifero in pompa di calore, dimensionato anche per il trattamento dell’aria della stagione estiva, il quale funge da integrazione nelle fasi più rigide della stagione invernale, quando la potenza erogata dal sistema di recupero del calore non è sufficiente a garantire le condizioni microclimatiche di progetto.

I ventilatori del roof-top sono dotati di inverter: in tal modo la portata di aria movimentata è funzione dei carichi ambiente (estivi ed invernali); l’unità di trattamento, quindi, lavora alla portata nominale di progetto solamente per una frazione ridotta delle ore di funzionamento della stagione estiva. Durante l’intera stagione invernale la portata d’aria di mandata e di ripresa è parzializzata.

Il roof-top è completo di quadro di potenza e di comando; il sistema di regolazione è stato programmato per gestire in sequenza la batteria ad acqua e il funzionamento dei compressori della pompa di calore, con priorità al recupero di calore gratuito di condensazione.

L’impianto garantisce un ricambio forzato di aria esterna dimensionato secondo la Norma UNI 10339:1995. La quota di aria espulsa viene prelevata dalle cappe dei laboratori delle zone lavorazioni (pescheria e gastronomia) e attraversa un sistema di recupero del calore, mentre l’aria immessa, pretrattata dal recupero di calore, viene immessa in una serranda del roof-top. Il rooftop è in grado di gestire anche il funzionamento in free-cooling.

Non è presente alcuna sezione di umidificazione invernale dell’aria in quanto il carico latente generato dalle persone interne al punto vendita e dalle apparecchiature delle zone lavorazioni consentono di mantenere valori di umidità interna vicine agli intervalli di accettabilità.

Si è accennato che la produzione dell’acqua calda sanitaria avviene attraverso il recupero di calore dei desurriscaldatori; all’interno del serbatoio di accumulo dell’acqua calda sanitaria, inoltre, è presente una resistenza elettrica in grado di intervenire per integrazione quando la potenza erogata dal circuito ARNEG non è sufficiente a sopperire ai carichi. Un sistema di regolazione gestisce l’inserimento della batteria elettrica in

#16

47

Dati tecnici progettuali in sintesi Comune

Gambolò (PV)

Temperatura esterna di progetto invernale

-5°C

GG

2.623

Superficie edificio

2.500 m2

Volume edificio

16.600 mc

Trasmittanza pannelli verticali prefabbricati

0,34 W/m2*K

Trasmittanza copertura

0,25 W/m2*K

Trasmittanza superficie vetrate (Uw)

2,0 W/m2*K

Temperatura acqua calda circuito recupero calore di condensazione

42°C/37°C

Temperatura acqua calda circuito recupero calore desurriscaldatori

50°C/45°C

Progetto e Direzione Lavori impianti meccanici ed elettrici Marca roof-top

Studio Protecno S.r.l.

FAST modello MFS

Marca impianto refrigerazione alimentare Portata aria roof-top

ARNEG 37.500 mc/h

funzione delle temperature di lavoro dei circuiti e in funzione del prelievo di acqua calda sanitaria. È previsto un trattamento chimico antilegionella nella tubazione di caricamento del serbatoio dell’acqua calda sanitaria.

L’intero fabbricato non è quindi allacciato alla rete gas metano comunale.

Risparmio in termini di costi di installazione L’impianto di riscaldamento del supermercato di Gambolò (PV) consente un risparmio di costi di installazione rispetto ad un “impianto tradizionale”. Per “impianto tradizionale”, come quello precedentemente realizzato dalla catena di distribuzione proprietaria del fabbricato, si intende un impianto dotato di centrale termica a gas metano e con roof-top dotato di circuito frigorifero funzionante in solo freddo e di generatore di calore a gas metano a condensazione. Il risparmio economico è pari a circa 20.000 euro, derivato sostanzialmente dalle seguenti voci: • mancato allacciamento alla rete gas metano comunale • mancata realizzazione della rete gas metano, sia interrata che in vista fino alla centrale termica • mancata installazione della caldaia con relativi accessori (canna fumaria, organi ISPESL, …) e del generatore a gas metano nel roof-top

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#16

Figura 2 – Roof-top FAST modello MFS. Il roof-top, posizionato sulla copertura del magazzino, è dotato di una batteria ad acqua calda, opportunamente dimensionata per garantire la potenza adeguata quando alimentata con le temperature del circuito dei condensatori

Figura 3 – Circuito acqua calda (collegatio agli scambiatori Arneg) a servizio della batteria di riscaldamento interno al roof-top. Il circuito dei condensatori è in grado di produrre acqua calda fino alle temperature di mandata e di ritorno rispettivamente pari a 42°C e a 37°C. Tale circuito viene utilizzato per il riscaldamento della batteria del roof-top dell’area vendita e per il riscaldamento delle batterie degli aerotermi del magazzino

Analisi dei consumi energetici dell’edificio-impianto

Figura 4 – Andamento T aria esterna, T ambiente, T mandata roof-top nei giorni 4/5/6 febbraio 2012. Il colore azzurro indica la curva di temperatura dell’aria esterna, quello rosso la curva di temperatura dell’aria ambiente e quello giallo la curva di temperatura dell’aria di mandata del roof-top.

Figura 5 – Andamento T aria esterna, T ambiente, T mandata roof-top nei giorni 22/23/24/25/26/27 gennaio 2012

È possibile analizzare e valutare le prestazioni dell’impianto attraverso il sistema di supervisione e il sistema di contabilizzazione dell’energia, attivato, quest’ultimo il giorno 16/12/2011. Grazie ai sistemi installati è stato possibile monitorare e contabilizzare le seguenti grandezze: • Energia elettrica assorbita dai compressori dei circuiti frigoriferi del roof-top • Energia elettrica assorbita dai ventilatori di condensazione del roof-top • Energia elettrica assorbita dai ventilatori di mandata e di ripresa dell’aria distribuita in area vendita dal roof-top (ventilatori dotati di inverter) • Energia elettrica assorbita dalla resistenza elettrica di integrazione per la produzione di acqua calda sanitaria • Frequenza di lavoro degli inverter e dei ventilatori di mandata e di ripresa • Temperature varie (aria esterna, aria ambiente, aria immessa dal roof-top, temperature dei diversi circuiti idronici).

Temperatura Precisando che tutti i grafici e le immagini di seguito proposte sono state riprese dal software di gestione e contabilizzazione presente nell’edificio di Gambolò, in Figura 4 viene evidenziata, per i giorni 4-5-6 febbraio 2012, la curva di temperatura dell’aria esterna (colore azzurro), la curva di temperatura dell’aria ambiente (colore rosso) e la curva di temperatura dell’aria di mandata del roof-top (colore giallo).

Tali curve, mostrate a titolo esemplificativo, mostrano alcuni aspetti interessanti del caso di studio presentato: • la temperatura dell’aria esterna nella stagione invernale 2011-2012 è stata molto rigida, in particolare nei mesi di gennaio e febbraio 2012. Nella Figura si evidenzia la temperatura inferiore a -10°C; si può quindi affermare che la stagione presa in esame è da considerarsi significativa dal punto di vista del collaudo dell’impianto di riscaldamento; • anche nei momenti in cui la temperatura dell’aria esterna è particolarmente ridotta, la temperatura ambiente non è mai inferiore a 18°C (valore di set-point impostato nella centrale di regolazione del roof-top FAST).

Energia elettrica

Figura 6 – Cumulata energia elettrica assorbita da un compressore del roof-top nei giorni 22/23/24/25/26/27 gennaio 2012

Andiamo poi ad analizzare la Figura 5, in cui si evidenziano, nel primo grafico, le medesime temperature della Figura 5 ma in riferimento ad altri giorni della stagione invernale (2223-24-25-26-26-28 gennaio 2012).

La Figura 6, inerente l’energia elettrica assorbita da uno dei due compressori del circuito frigorifero in pompa di calore del roof-top, mostra una curva cumulativa. L’analisi congiunta dei grafici 5 e 6 evidenzia che il contributo integrativo in pompa di calore del roof-top si rende necessario quando la temperatura dell’aria esterna assume valori inferiori a 0°C circa. In caso di temperature dell’aria esterna superiori il compressore è spento e quindi il sistema di recupero del calore di condensazione del freddo alimentare è sufficiente a coprire le dispersioni e a mantenere le condizioni termoigrometriche impostate (anche grazie ai carichi interni dovuti a persone, illuminazione e apparecchiature).

Le Figure 7-8-9-10 riportano le curve cumulative di

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assorbimento di energia elettrica di tutti i componenti dell’impianto legati al fabbisogno di generazione, di regolazione e di emissione. Si riferiscono in particolare a: • compressore 1 circuito frigorifero roof-top • compressore 2 circuito frigorifero roof-top • ventilatori di condensazione del roof-top • resistenza elettrica integrativa per produzione di acqua calda sanitaria Come si è già accennato, la contabilizzazione è stata avviata il giorno 16/12/2011, di conseguenza i valori misurati di energia assorbita sono riferiti al periodo compreso dal 16/12/2011 al 15/04/2012 (giorno di chiusura della stagione invernale).

Stando ai risultati emersi, il compressore 1 del roof-top ha assorbito nell’arco temporale citato 1.650 kwh elettrici, il compressore 2 ne ha assorbiti 1.350, i ventilatori di condensazione ne hanno assorbiti 1.200 e la resistenza elettrica integrativa per la produzione dell’acqua calda sanitaria 1.117.

Se ne deduce che la sommatoria dell’energia assorbita dall’impianto di produzione dell’energia termica destinata al riscaldamento e alla produzione dell’acqua calda sanitaria è pari a 5.317 kWh elettrici. Tale assorbimento energetico è stato contabilizzato in un arco temporale pari a 120 giorni. Posto che la stagione invernale convenzionale per la zona climatica del Comune di Gambolò è pari a 180 giorni, si può stimare che l’assorbimento energetico globale annuale sarebbe stato pari a 5.317/120*180 = circa 8.000 kwh/anno.

Tale stima è sicuramente a favore di sicurezza per due motivi principali: • la stagione invernale 2011-2012 è stata caratterizzata da temperature esterne piuttosto miti nei mesi di ottobre e novembre 2011, mentre da temperature molto rigide nei mesi di gennaio e febbraio 2012. Quindi se il periodo di contabilizzazione e di raccolta dei dati è stato pari al 66% della stagione invernale, si può sicuramente sottolineare che in termini di GradiGiorno l’intervallo di contabilizzazione si approssima a percentuali molto superiori al 66%; • l’energia contabilizzata nell’ultimo periodo della stagione (soprattutto nei primi 15 giorni di aprile 2012) è dedicata al raffrescamento dell’edificio e non al riscaldamento dello stesso.

Nonostante tali precisazioni, si può concludere che il fabbisogno di energia elettrica necessaria alla produzione del calore destinato al riscaldamento e alla produzione di acqua calda sanitaria è pari a circa 0,5 kWh/mc*anno.

Considerando il rendimento del Sistema Elettrico Nazionale, pari al 46%, se ne deduce che il fabbisogno di energia primaria per il riscaldamento e la produzione di acqua calda sanitaria è pari a circa 1 kWh/mc*anno.

Si sottolinea che tale valore di fabbisogno energetico, mancante del solo valore delle perdite di distribuzione, sarebbe pienamente coerente con la classificazione A+ prevista dalla Normativa Regionale della Lombardia sul Contenimento Energetico.

La somma dei consumi di energia elettrica elencati precedentemente coprono il fabbisogno di energia termica per la climatizzazione invernale dell’edificio e per la produzione di acqua calda sanitaria e comprendono

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Figura 7 – Cumulata energia elettrica assorbita dal compressore 1 del roof-top al giorno 15/04/2012.

Il compressore ha assorbito 1.650 kwh elettrici

Figura 8 – Cumulata energia elettrica assorbita dal compressore 2 del roof-top al giorno 15/04/2012. Il compressore 2 del roof-top ha assorbito nell’arco temporale citato 1.350 kwh elettrici.

Figura 9 – Cumulata energia elettrica assorbita dai ventilatori di condensazione del roof-top al giorno 15/04/2012. I ventilatori di condensazione del roof-top hanno assorbito nell’arco temporale citato 1.200 kwh elettrici.

Figura 10 – Cumulata energia elettrica assorbita dalla resistenza elettrica per acqua calda sanitaria al giorno 15/04/2012. La resistenza elettrica integrativa per la produzione dell’acqua calda sanitaria ha assorbito nell’arco temporale citato 1.117 kwh elettrici.

Figura 11 – Frequenza inverter ventilatore di mandata del roof-top nei giorni 22/23/24/25/26/27 gennaio 2012

anche le perdite del sottosistema di generazione, le perdite del sottosistema di emissione e quelle del sottosistema di regolazione (così come definiti dalla Norma UNI TS 11300-2).

Perdite di carico

Figura 12 – Cumulata energia elettrica assorbita dal ventilatore di mandata del roof-top al giorno 20/04/2012. Il consumo di energia elettrica del ventilatore di mandata è pari a circa 17.000 kWh.

È necessario invece approfondire l’argomento delle perdite di distribuzione. Quelle legate alle pompe di circolazione che distribuiscono il fluido vettore acqua dalla centrale del freddo alimentare ai terminali si trascurano; infatti si deve sottolineare che l’impianto di recupero del calore permette di mantenere spenti i ventilatori di condensazione della centrale del freddo alimentare. Di conseguenza l’energia elettrica assorbita dalle pompe di circolazione è bilanciata dalla mancata energia elettrica assorbita dai ventilatori elicoidali dei condensatori.

Una spesa energetica significativa, sempre legata alle perdite di distribuzione, è invece quella comportata dai ventilatori di mandata e di ripresa del roof-top.

In Figura 11 viene indicata la frequenza di lavoro dell’inverter del ventilatore di mandata del roof-top. Sebbene, come viene mostrato dal grafico, il sistema di regolazione moduli la frequenza dei ventilatori di mandata e di ripresa in funzione del carico ambiente da soddisfare, il consumo di energia elettrica dei ventilatori rimane elevato.

La Figura 12, che riporta la curva cumulativa di assorbimento di energia elettrica del ventilatore di mandata del roof-top, mostra un consumo di energia elettrica del ventilatore di mandata, dal giorno 16/12/2011 al giorno 20/04/2012, pari a circa 17.000 kWh.

Ulteriori vantaggi dell’impianto di recupero calore

L’impianto di recupero del calore di condensazione del freddo alimentare permette di ottenere, in aggiunta al beneficio energetico precedentemente descritto, altri vantaggi rispetto ad un tradizionale impianto con caldaia a condensazione. In particolare: • VALORE COMMERCIALE DELL’IMMOBILE: l’impianto migliora la classificazione energetica dell’edificio e quindi permette allo stesso di incrementare il valore commerciale.

• PRODUZIONE DI ACQUA CALDA SANITARIA IN FASE ESTIVA: l’intera energia necessaria in fase estiva per la produzione di acqua calda sanitaria viene recuperata gratuitamente dai desurriscaldatori delle centrali Arneg.

Il ventilatore di ripresa ha una potenza installata pari al 70% di quello di mandata, quindi si può stimare per quest’ultimo un consumo di energia elettrica, nel medesimo periodo, pari a circa 12.000 kWh. La somma del consumo elettrico dei due ventilatori sarebbe quindi pari a circa 29.000 kWh. Tale assorbimento energetico è stato contabilizzato in un arco temporale pari a 120 giorni. Posto che la stagione invernale convenzionale per la zona climatica del Comune di Gambolò è pari a 180 giorni, si può stimare che l’assorbimento energetico globale annuale dei ventilatori del roof-top sarebbe stato pari a 29.000/120*180 = circa 43.500 kwh/ anno. Considerando il rendimento del Sistema Elettrico Nazionale, pari al 46%, se ne deduce che le perdite di distribuzione sono pari a circa 87.000 kWh e quindi pari a circa 5 kWh/mc*anno.

Le perdite di distribuzione portano quindi il fabbisogno di energia primaria totale dell’edificio ad un valore pari a circa 6 kWh/mc*anno, limite massimo della Classe A prevista dalla Normativa Regionale della Lombardia sul Contenimento Energetico.

Nel complesso si può quindi concludere che l’impianto di recupero del calore di condensazione, utilizzato per la climatizzazione invernale e la produzione di acqua calda sanitaria, permette di ottenere un importantissimo risparmio di energia primaria. Tale risparmio potrebbe essere incrementato riducendo le perdite di distribuzione; ad esempio se il terminale in ambiente fosse un impianto radiante, il fabbisogno di energia primaria dell’edificio sarebbe pari a circa 1 kWh/ mc*anno e quindi sarebbe certificabile in classe A+. È proprio su questo aspetto, quindi, che è necessario ottimizzare l’impianto; si deve proseguire l’importante lavoro che su tale ambito è stato svolto in collaborazione con l’ufficio tecnico di FAST e che ha consentito, grazie all’installazione degli inverter e alla messa a punto del sistema di regolazione, di abbattere notevolmente l’energia elettrica assorbita dai ventilatori del roof-top.

Si sottolinea che a tal proposito risulta di fondamentale importanza la manutenzione dell’impianto; la pulizia periodica dei filtri, infatti,

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• SICUREZZA: la mancata installazione della rete gas metano permette di aumentare la sicurezza intrinseca del fabbricato.

• MANUTENZIONE: la mancata installazione della caldaia e della canna fumaria permette di ridurre gli oneri di manutenzione dell’impianto.

• PREVENZIONE INCENDI: la mancata installazione della rete gas metano permette di evitare un’attività soggetta a controllo da parte del Comando VVF. • SICUREZZA DI FUNZIONAMENTO ALLE TEMPERATURE PIÙ RIGIDE: l’impianto di recupero del calore è dotato di integrazione in pompa di calore ad espansione diretta. Quindi nelle fasi in cui la temperatura dell’aria esterna è più rigida non c’è circolazione di acqua e quindi non si corrono rischi di gelo degli impianti.

permette di ridurre la perdita di carico interna al roof-top e quindi l’energia elettrica assorbita dai ventilatori.

Possibili miglioramenti Le perdite legate ai sottosistemi di generazione, di regolazione e di emissione sono così ridotte che diventano quasi trascurabili rispetto alle perdite di distribuzione.

La classificazione energetica dell’edificio risulta in classe A, secondo la Normativa sul Contenimento Energetico della Regione Lombardia, ma potrebbe migliorare in classe A+ qualora si limitasse l’assorbimento elettrico dei ventilatori del roof-top; è proprio su questo aspetto che risulta necessario lavorare per ottimizzare la spesa energetica dell’edificio.

L’installazione dell’inverter sui ventilatori di mandata e di ripresa del roof-top, quindi, deve essere considerato solo l’inizio di una serie di interventi che devono mirare a ridurre le perdite di distribuzione dell’impianto.

In particolare è importante definire nel dettaglio le fasce orarie di funzionamento dell’impianto.

Nel supermercato di Gambolò, oggetto del caso di studio, è stato impostato l’impianto di ventilazione in funzione 24h/24h; tale scelta è legata al fatto che il calore di condensazione del freddo alimentare è dissipato 24h/24h e quindi è parso utile mantenere attivi i ventilatori per trasferire tale energia all’edificio anche durante le ore notturne. I dati raccolti dal sistema di supervisione sembrano dimostrare che tale scelta non paga in quanto sono proprio i ventilatori a comportare la maggior parte del consumo di energia primaria dell’impianto. Risulta

Bibliografia

quindi necessario ridurre l’energia elettrica assorbita dai ventilatori del roof-top; per ottenere ciò si deve lavorare per minimizzare le perdite di carico dell’impianto aeraulico.

Specificatamente è necessario ridurre le perdite di carico lato aria interne al roof-top e in particolare nelle sezioni filtranti della macchina.

Inoltre si possono ridurre le perdite di carico della batteria ad acqua riducendo il dimensionamento della stessa, a scapito della resa della stessa: risulta conveniente aumentare leggermente l’integrazione della pompa di calore a fronte di un abbassamento della potenza elettrica assorbita dal motore del ventilatore di mandata.

Il progetto quindi, alla luce della campagna di misure effettuate, potrà essere migliorato lavorando sulla riduzione delle perdite di distribuzione e sull’energia elettrica assorbita dai ventilatori del rooftop. n * Riccardo Antoniazzi, Studio Protecno S.r.l.,Verona – riccardo. antoniazzi@studioprotecno.it Si ringraziano gli uffici tecnici di FAST e di ARNEG per la preziosa collaborazione nella progettazione dell’impianto oggetto del presente caso di studio.

• Norma UNI TS 11300-1 “Prestazioni energetiche degli edifici – Parte 1: Determinazione del fabbisogno di energia termica dell’edificio per la climatizzazione estiva ed invernale” • Norma UNI TS 11300-2 “Prestazioni energetiche degli edifici – Parte 2: Determinazione del fabbisogno di energia primaria e dei rendimenti per la climatizzazione invernale e per la produzione di acqua calda sanitaria” • D.G.R. Lombardia 22 dicembre 2008 – n. 8/8745 • D. Lgs. 3 marzo 2011, n. 28 “Attuazione della Direttiva 2009/28/CE sulla promozione dell’uso dell’energia da fonti rinnovabili, recante modifica e successiva adorazione delle Direttive 2001/77/CE e 2003/30/CE”

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Solo con un’installazione corretta ed una manutenzione efficace è possibile ridurre del 75-80% i consumi dovuti all’apertura e alla chiusura delle porte di Enrico Galaverna*

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o industriali l’apertura dei portoni esterni è all’ordine del giorno e avviene frequentemente.

Sia in estate che in inverno, questo crea diversi problemi, tra cui uno spreco elevato di energia dovuto all’abbassamento della temperatura all’interno delle aree lavorative, con conseguenti effetti dannosi sulla salute degli operatori.

Ultimamente, per risolvere questo problema e egli stabilimenti commerciali

mantenere il calore/raffrescamento all’interno dell’edificio, molti stabilimenti stanno adottando le barriere d’aria che, non solo assicurano l’isolamento della temperatura, ma – secondo la stima di diversi produttori – riducono i consumi dovuti all’apertura delle porte del 75-80%.

Ovviamente, a fronte di un risparmio energetico, ci saranno anche dei costi operativi, rappresentati soprattutto dal consumo di energia dei

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ventilatori e dalla quota dispersa del calore prodotto dal riscaldatore (se presente), valutabile dal 15 al 25%. Se, basandoci su questi parametri, calcoliamo i costi ed i risparmi conseguenti all’uso di una barriera d’aria, nella maggioranza dei casi il tempo di ritorno dell’investimento va da 1,5 a 3 anni.

Calcolo della redditività nel periodo di riscaldamento invernale

Per calcolare il risparmio conseguibile con l’installazione di una barriera ad aria nel periodo invernale possiamo far riferimento alle seguenti equazioni. Prima di tutto, tenendo conto della velocità media del flusso d’aria (Vw, m/sec) e della sezione della porta stessa (Afo, m²), è necessario calcolare la quantità d’aria che entra in un edificio attraverso la porta d’ingresso (Qw).

Qw = Vw · Afo (m³/h) Dopo di che, in base alla differenza tra la temperatura media esterna nel periodo di riscaldamento e la temperatura interna (Δ t), alla densità dell’aria (ρ), al calore

specifico (cp) e alla quantità di aria entrante nell’edificio (Qw), calcoliamo le perdite di calore causate ogni ora dall’aria che entra nell’edificio (Pw).

Pw = Qw · ρ · cp · Δt Le perdite di calore per l’intero periodo di riscaldamento si calcolano moltiplicando il parametro precedente (Pw) per il numero di ore/anno di riscaldamento (corretto con la frequenza di apertura delle porte). Per ogni singola applicazione, l’utilizzatore può sostituire i propri valori nelle formule e stimare il costo energetico dovuto all’apertura delle porte senza l’uso di barriere d’aria.

Ventilazione efficiente in 5 punti Per ottenere la massima efficienza da una barriera d’aria non solo è importante installare correttamente il prodotto, ma anche bilanciarne la ventilazione, raggiungere rapidamente le condizioni operative, pulire adeguatamente i filtri e, infine, effettuare una regolazione intelligente. Vediamo in che modo.

1 – Ventilazione bilanciata

Nell’area servita dalla barriera d’aria la ventilazione deve essere il più possibile bilanciata. Questo significa che la barriera non può impedire la tendenza all’equilibrio naturale di pressione tra l’aria esterna e l’aria interna (espresso con un flusso d’aria attraverso la porta). Se, infatti, la zona interna si trova in sovrapressione – o in depressione rispetto all’esterno – l’efficienza della barriera viene limitata o addirittura resa inefficace nel caso in cui la differenza di pressione è troppo elevata. Esempi di applicazione negativi sono: presenza di aspiratori all’interno dell’edificio (es. cappe di cucina, cabine di verniciatura…); altezza interna dell’edificio molto elevata in rapporto all’altezza della porta (ciò produce effetto camino); presenza di correnti d’aria esterne

RESISTENZA A FILO Copyright: Sire RESISTENZA CORAZZATA Copyright: Sire

CONFRONTO DI PRESTAZIONI TRA BARRIERE D’ARIA. Barriera standard con resistenze elettriche corazzate (sopra) e barriera con preavviamento dei ventilatori e resistenze elettriche a filo, senza inerzia Copyright: Sire (vento) di velocità superiore a 0,5 m/sec. Questi elementi vengono spesso trascurati.

2 – Installazione corretta

La bocca di lancio della barriera d’aria deve trovarsi il più vicino possibile al bordo superiore dell’apertura.

Infatti, l’efficienza della barriera dipende sia dal volume che dalla velocità del flusso d’aria, ma se il primo non cambia con la distanza dalla bocca di lancio, la seconda decresce rapidamente.

Per esempio, se la bocca di lancio della barriera si trova 1 metro sopra il bordo della porta, la velocità dell’aria in quel breve tratto si dimezza.

Trattandosi di aria ad alta velocità, di fatto, stiamo sprecando la parte più efficiente dell’effetto barriera. Un altro errore abbastanza frequente consiste nel lasciare spazio tra la barriera d’aria e il bordo della porta in senso orizzontale, sia INSTALLAZIONE CORRETTA Copyright: Sire

verso l’alto che lateralmente. In questo caso, parte dell’aria esterna entrerà in ambiente attraverso queste aperture, riducendo l’effetto barriera. È quindi molto importante che la barriera sia lunga almeno quanto l’apertura della porta, possibilmente anche 10 cm in più per lato.

3 – Raggiungimento rapido delle condizioni operative

Quando la barriera d’aria viene avviata tramite un contatto apertura porte è molto importante raggiungere, nel lasso di tempo più breve possibile, sia la portata d’aria che la temperature di mandata previste. Infatti, poiché non esiste una barriera d’aria efficiente quanto una porta fisica, parte dell’aria esterna cercherà comunque di entrare in ambiente e si miscelerà con quella lanciata dalla barriera. La temperatura della miscela si abbasserà. È importante che tale temperatura

BARRIERA TROPPO IN ALTO Copyright: Sire

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When they don’t work?

In commercial or industrial establishments, the opening of external doors frequently occurs. Recently, to solve this problem and keep heat/cooling inside the building, many factories are adopting air curtains.

This allows both to ensure the isolation of temperature and to reduce consumption.

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non scenda oltre i 2°C al di sotto della temperatura ambiente; in caso contrario, le condizioni di benessere delle persone saranno compromesse ed aumenterà il rischio di patologie. Da qui l’importanza di raggiungere rapidamente la temperatura di lancio prevista. La lentezza nella messa a regime è tipica delle barriere con riscaldamento tramite resistenze elettriche corazzate, dove il raggiungimento della temperatura operativa può richiedere fino a 75 sec. Le resistenze elettriche a filo, usate nelle barriere d’aria più evolute, raggiungono invece la temperature massima entro 15 secondi. Inoltre, la regolazione di tali barriere permette di mantenere i ventilatori sempre in funzione ad una velocità minima, anche a porta chiusa; di conseguenza quando all’apertura della porta verrà richiesta la piena portata, ciò richiederà parecchi secondi in meno rispetto al tempo che sarebbe necessario se il ventilatore fosse spento.

svolge la sua funzione e non permette di realizzare alcun risparmio, ma può indurre anche alla conclusione errata che le barriere d’aria non servano a granché.

A causa della distanza tra le alette (molto fitta), i problemi di sporcamento maggiori si riscontrano nelle barriere con riscaldatori ad acqua a tubo alettato (batterie). Tuttavia alcune barriere d’aria tra le più evolute offrono una soluzione interessante, essendo equipaggiate con batterie ad ampia spaziatura tra le alette. Queste barriere non richiedono l’uso di filtri e tuttavia non si sporcano né devono essere pulite, se non come operazione di manutenzione straordinaria. Le batterie sono state progettate con una geometria più efficiente (rapporto elevato tra superficie primaria e secondaria) per compensare la riduzione di superficie complessiva dovuta alla spaziatura larga, mantenendo così la resa termica sufficiente per garantire le prestazioni previste.

4 – Pulizia dei filtri e manutenzione

5 – Regolazione intelligente

I filtri delle barriere d’aria dovrebbero essere puliti ogni 2-4 settimane. In realtà invece, tutti sappiamo che vengono puliti raramente, se non mai. Con lo sporcamento del filtro la portata d’aria diminuisce e, di conseguenza, l’effetto barriera scende dall’iniziale 75-85% fino al 20-40%. Una barriera d’aria in queste condizioni non solo non

Quando si usa una regolazione di tipo manuale non è possible ottimizzare il funzionamento della barriera d’aria in base alle condizioni ambientali esterne ed interne. Pertanto, la barriera si trova spesso ad operare ad un livello di prestazioni più alto del necessario, aumentando inutilmente i costi operativi. Nel rispetto delle

DEVIAZIONE DALLA TEMPERATURA RICHIESTA. Confronto tra regolazione manuale a gradini e regolazione automatica stepless Copyright: Sire

REGOLAZIONE MANUALE Copyright: Sire

REGOLAZIONE AUTOMATICA Copyright: Sire

attuali tendenze riguardo al risparmio energetico, è buona cosa privilegiare l’utilizzo di barriere d’aria con regolazione automatica, poiché valutano un gruppo di informazioni ricevute da sensori, timers, ecc. In base ai dati raccolti poi vengono regolate le prestazioni della barriera stessa, ottimizzando il funzionamento dal punto di vista dei consumi pur mantenendo sempre adeguato il livello delle funzioni base: effetto barriera e mantenimento della temperatura ambiente. Questi dispositivi di regolazione automatica sono spesso interfacciabili con i sistemi di controllo automatico degli edifici (BMS).

Conclusioni REGOLAZIONI A CONFRONTO. Il confronto tra la regolazione completamente automatica e la regolazione manuale indica che è possibile conseguire risparmi sui costi di gestione fino al 20%. Il tempo di ritorno dell’investimento, a seconda delle condizioni operative, va da 2 a 6 anni Copyright: Sire

Concludendo possiamo affermare che l’installazione di una barriera d’aria permette di conseguire importanti risparmi d’energia. Il risparmio sarà tanto più elevato quanto più la barriera sarà correttamente progettata ed installata e quanto meno richiederà interventi manuali per la regolazione e la manutenzione. Per contro, una selezione affrettata e tesa solo al risparmio sulla spesa iniziale comporterà prestazioni deludenti e tempi di ammortamento tali da disincentivare l’investimento. n * Ing. Enrico Galaverna, Delta Tecnica – Torino

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Sistemi di generazione

Il sistema è al servizio dell’edificio F-92 del C.R. ENEA – Casaccia (Roma)

Solar heating and cooling abbinato a pannelli radianti e fan coil, prestazioni invernali L’utilizzo dell’impianto ha permesso di risparmiare, in termini di combustibile, 574 Nm³ di gas metano e il sole ha coperto il 56% dei consumi per il riscaldamento di Nicolandrea Calabrese1, Michel Bruni2, Alessandro Veronesi3 e Paola Rovella4

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sistemi di solar heating and cooling utilizzano l’energia solare, quindi una fonte rinnovabile e gratuita, per soddisfare le esigenze di riscaldamento e raffrescamento degli edifici contribuendo alla diminuzione dei consumi di energia di natura fossile, ovvero alla riduzione delle emissioni di gas serra, ed incrementando la percentuale di utilizzo delle fonti rinnovabili come stabilito dall’attuale legislazione (D. Lgs. 28/11) per la copertura del 50% del fabbisogno termico totale annuo. Con questa tecnologia si riducono inoltre i fabbisogni di energia elettrica evitando problemi di stabilità nella domanda di elettricità, che a sua volta richiede costosi adattamenti della rete per sopportare i picchi di potenza sempre

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più frequenti durante il periodo estivo, con possibilità non remota di blackout elettrico.

L’utilizzo dell’energia solare, unitamente ai provvedimenti di risparmio energetico ed agli

Solar heating and cooling

incrementi nell’efficienza di tutti i processi energetici, rappresenta sicuramente una prima ottima risposta all’emergenza ambientale

At the F-92 building of the ENEA Casaccia’s Research Centre (in Rome) there’s a solar heating and cooling system dedicated to meet the energy needs of the entire building for the periods of winter heating and summer cooling.

The monitoring of the system was conducted from 9 February 2012 to 15 April 2012. The results showed that the system has always ensured the maintenance of comfortable thermohygrometric conditions. During winter operation the sun has covered the 56% of the energy consumption for space heating; while, in terms of fuel, were saved 574 Nm3 of natural gas.

Keywords: solar heating, winter operation

La facility di prova

L’impianto e l’edificio sono controllati da un sistema di supervisione e gestione BMS (Building Management System) che acquisisce e memorizza tutti i parametri di funzionamento necessari al monitoraggio e alla determinazione delle prestazioni dell’impianto stesso. L’edificio F-92 si sviluppa su tre livelli (superficie totale pari a circa 230 m²) di cui ognuno servito da un circuito idraulico indipendente in modo tale da realizzarne l’esclusione, attraverso l’impianto di regolazione, quando le condizioni termo igrometriche dello stesso sono soddisfatte.

Figura 1 – Viste dell’impianto e dell’edificio F-92.

L’impianto può essere suddiviso in centrale di produzione, campo solare, termodotto di collegamento tra la centrale di produzione ed edificio, sottocentrale di edificio che smista ai vari circuiti il fluido termovettore, terminali d’impianto, rappresentati da pannelli radianti a pavimento e da fan coil a cassetta installati a soffitto.

Figura 2 – Schema impianto in modalità solar heating. Durante il funzionamento invernale il campo solare produce l’acqua calda successivamente stoccata in un serbatoio di accumulo (capacità puffer 1500 litri) che, attraverso il termodotto, viene inviata ai circuiti dei pannelli radianti a pavimento o dei fan coil. I pannelli radianti a pavimento sono installati a servizio dei soli piano terra e piano primo mentre l’interrato è provvisto esclusivamente di vetilconvettori del tipo a pavimento. Quando l’energia fornita dal campo solare è insufficiente, o quando la logica di regolazione lo preveda, viene azionata una caldaia integrativa ad alta temperatura alimentata a gas metano. Un apposito circolatore elettronico a portata variabile (P01) assicura il passaggio dell’acqua all’interno del campo solare mentre il gruppo di circolazione P02 realizza lo scambio termico tra l’acqua prodotta dai pannelli solari e quella contenuta nel serbatoio di accumulo caldo. Quando la temperatura dell’acqua stoccata all’interno del serbatoio di accumulo supera il valore di set point prefissato, l’energia termica fornita in eccesso dal campo solare viene dissipata attraverso un dissipatore o dry cooler (DC01). In particolare, attraverso l’elettrovalvola V01 l’acqua viene deviata e fatta passare all’interno del dry cooler dove subisce un abbassamento di temperatura per mezzo dell’aria esterna. Sul lato caldaia è presente il gruppo di pompaggio P04 che permette lo scambio termico tra il circuito caldaia e il circuito del termodotto. Infine, attraverso il gruppo di pompaggio P07 si realizza la mandata ed il ritorno dell’acqua alla sottocentrale di edificio. Tutti i gruppi di pompaggio precedentemente citati sono costituiti da due elettropompe collegate in parallelo, di cui una di riserva all’altra.

Figura 3 – Dry Cooler Standard vs Blowing Dry Cooler. Il dry cooler installato è di tipo innovativo (denominato reverse) in quanto, a differenza del tipo tradizionale (immagine a sinistra), i ventilatori non sono attraversati dal flusso d’aria ad alta temperatura in uscita dalla batteria ma è il ventilatore che spinge l’aria attraverso la batteria stessa. In questo modo è possibile raggiungere temperature elevate senza che i motori elettrici installati all’interno dei ventilatori subiscano danni permanenti.

Caratteristiche principali delle apparecchiature nel funzionamento invernale CAMPO SOLARE: COLLETTORI SOLARI TERMICI A TUBI EVACUATI Superficie singolo pannello solare = 3,75[m²]; Superficie Totale campo solare = 56[m²]; Potenza di picco singolo collettore = 2.377 [W]; (G*=1000 W/m², EN 12975) CALDAIA DI INTEGRAZIONE Potenza termica utile = 43,9 [kW]; P max esercizio = 4 [bar]; Rendimento min. al 100% = 87,3; Rendimento min. al 30% = 85,0;

DISSIPATORE P estate dissipata = 36 [kW]; P elettrica = 0,2 [kW]; Q aria = 3.200 [m³/h]; Volume = 30 [dm³]; (Temperatura aria: 35°C/78,3°C; Fluido: acqua al 30% di glicole; temperatura in/out 100°C/90°C; portata 3,52 m³/h)

FAN COIL P frig = 3,95 [kWf ]; P term = 4,95 [kWth]; P el = 55 [W]; Q aria max = 700 [m³/h]; Q acqua = 679 [l/h]; (alla max velocità aria) Ventilconvettori con motore Brushless Inverter PANNELLI RADIANTI A PAVIMENTO Portata collettore = 785 [l/h]; Perdita di carico max. = 200 [mbar]; T superficiale max = 29 [°C]; Tmedia (andata/ritorno) max = 50 [°C]; ΔT (mandata/ritorno) collettore = 10 [°C].

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globale; le fonti di energia rinnovabili sono, inoltre, quelle che maggiormente soddisfano il concetto di sostenibilità.

L’impiego diretto dell’energia solare è ancora più conveniente quando un medesimo impianto viene utilizzato per il riscaldamento degli ambienti, per la produzione di acqua calda sanitaria e per il raffrescamento degli stessi. Un sistema di solar heating and cooling sfrutta l’energia solare nel corso di tutto l’anno, riducendo così i tempi di ammortamento dell’impianto. In estate inoltre la disponibilità della radiazione solare è maggiore rispetto alle altre stagioni e tale tecnologia sfrutta proprio la coincidenza tra la necessità di condizionamento degli ambienti e la disponibilità dell’energia solare, utilizzata per produrre il freddo tramite gruppi frigo ad assorbimento.

Presso l’edificio F-92 del Centro Ricerche ENEA di Casaccia (Roma), nell’area Capanna, è presente un impianto di solar heating and cooling dedicato al soddisfacimento del fabbisogno energetico dell’intero edificio relativo ai periodi di riscaldamento invernale e raffrescamento estivo. I risultati di tale attività di ricerca si riferiscono a parte della campagna invernale in quanto l’impianto è stato completato il 01 Dicembre 2011 e successivamente è stato necessario effettuare le prove di verifica e messa a punto delle apparecchiature installate in campo dedicate al monitoraggio in continuo delle prestazioni dello stesso (contatermie, sonde di temperatura, sonde di umidità, sonda lux esterni, etc.). Il monitoraggio è stato quindi di fatto avviato il 9 febbraio 2012 per concludersi il 15 aprile 2012, termine del periodo di riscaldamento per la zona climatica D (D.P.R. 26 agosto 1993 n.412).

Figura 4 – Collettore solare e spaccato del tubo in evidenza

Figura 5 – Sistema di captazione adottato nei pannelli

Figura 6 – Specifiche tecniche, energetiche ed idrauliche dei collettori solari

Campo solare Il campo solare è stato realizzato in prossimità della centrale a quota piano di campagna ed è costituito da 15 pannelli solari termici a tubi evacuati della Kloben, modello SKY 21 CPC 58. I collettori solari sono costituiti ciascuno da 21 tubi in vetro borosilicato a doppia intercapedine, saldati all’estremità, al cui interno è praticato il vuoto.

L’intercapedine interna è resa selettiva per l’assorbimento della radiazione elettromagnetica solare per mezzo di una metallizzazione multistrato creata utilizzando prodotti completamente riciclabili. L’unità di assorbimento è formata da un circuito in rame curvato a forma di “U”, posizionato a contatto con appositi assorbitori di calore in alluminio, che ne aumentano la superficie di scambio termico (Figura 4). Ogni unità è racchiusa in un tubo di vetro, e viene poi connessa in parallelo ad un collettore situato sulla testata del pannello che raccoglie il fluido vettore che scorre in ogni circuito.

Nei collettori è presente un particolare sistema di captazione costituito da captatori di luce diretta e diffusa a geometria CPC (Compound Parabolic

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Concentrator) realizzati utilizzando materiali in grado di fornire ottime rese in riflessione totale (>90%) ed in riflessione di luce diffusa (Figura 5). Il vantaggio di aumentare l’efficienza ottica del collettore, si traduce in una maggior quantità di energia fornita dal collettore solare sottovuoto, rispetto agli altri collettori solari termici.

La superficie interna dell’intercapedine sottovuoto è resa selettiva all’assorbimento della radiazione solare tramite la deposizione per sputtering di molteplici strati metallici di spessore micrometrico (Cermet), atti a coprire l’assorbimento di tutto lo spettro della radiazione elettromagnetica del sole. Lo strato selettivo è studiato appositamente per resistere nel tempo alle alte temperature che si generano. La presenza

del vuoto assicura la protezione da infiltrazioni di umidità e da agenti atmosferici garantendo una durata illimitata e il mantenimento delle prestazioni di captazione.

Il sistema CPC e l’uso di un vetro particolare e del “Cermet” selettivo, permettono al collettore di avere ottime performance anche in situazione di scarso irraggiamento o di basse temperature esterne (Figura 6).

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 gli aspetti legati al funzionamento degli impianti. La soluzione adottata per l’impianto sperimentale fornisce, mediante l’ausilio di pagine

grafiche personalizzate, tutte le informazioni provenienti dagli elementi in campo (sonde temperature ambiente, sonda temperatura esterna, sonda luminosità esterna, sonda umidità esterna, sonde temperature ad immersione sui vari rami d’impianto, misuratori assorbimento elettrico apparecchiature, contatermie, etc.). Un controllore di tipo industriale (PC Einstein II della Emerson), installato

a bordo del quadro di potenza e controllo, 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 serie temporali, analizzare i dati e verificare le performance energetiche dell’impianto (vedi Figure 7-8-9).

La logica di regolazione dell’impianto di solar heating

Figura 7 – Pagina grafica Home. La figura mostra la pianta dei tre piani e le condizioni di temperatura e di set point impostate nei vari ambienti serviti dall’impianto Figura 8 e 9 – Pagina grafica centrale sinistra (in alto) e destra (in basso). Dalla home page si accede alle altre pagine grafiche relative al funzionamento invernale dell’impianto o al funzionamento estivo.

La convenienza di un impianto di solar heating and cooling è espressa attraverso il raggiungimento di obiettivi quali il risparmio energetico e monetario ottenuto rispetto all’utilizzo di una tecnologia tradizionale e attraverso il recupero dell’investimento inizialmente sostenuto per la realizzazione dell’impianto stesso in tempi ragionevoli (6-7 anni). È possibile raggiungere tali obiettivi non solo utilizzando componentistica altamente efficiente (primi fra tutti i collettori solari termici ed il gruppo frigo ad assorbimento) ma anche sviluppando un’opportuna logica di regolazione che sceglie i diversi profili di funzionamento dell’impianto in funzione delle numerose variabili in ingresso al BMS, acquisite in tempo reale e legate anche alla variabilità delle condizioni termo igrometriche esterne. La definizione di una logica di regolazione intelligente e definitiva parte da un’attenta analisi del comportamento dell’impianto in fase progettuale e viene perfezionata in seguito all’individuazione di scostamenti tra le performance attese e quelle realmente fornite dall’impianto, evidenziati durante il monitoraggio dei primi risultati sperimentali.

La logica di regolazione invernale, differente da quella estiva, gestisce la produzione di acqua calda da campo solare, il funzionamento della caldaia integrativa, l’inversione tra il funzionamento con caldaia e quello con puffer e, infine i terminali installati a servizio dei vari ambienti.

L’energia termica immagazzinata nel serbatoio e fornita dal campo solare è considerata “pregiata” ed è per questo motivo che si preferisce far intervenire la caldaia integrativa all’avviamento dell’impianto, per scopi quali il riscaldamento del termodotto e del contenuto d’acqua d’impianto presente all’interno dell’edificio: il mantenimento in temperatura dei vari ambienti è invece garantito utilizzando l’energia termica immagazzinata e prodotta gratuitamente con il sole.

Il meccanismo di caricamento del puffer mediante il campo solare è completamente indipendente dall’orario di occupazione dell’edificio ma dipende soltanto dalla condizione di illuminamento esterno, dalla temperatura dell’acqua in uscita dal campo solare (TE01) e dalla temperatura dell’acqua presente all’interno dell’accumulo caldo (TE07).

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La carica del puffer viene effettuata, avviando le P02, solo quando si ha un illuminamento maggiore o uguale a 1050 lux (in queste condizioni vengono avviate le P01) e la TE01 è tale da poter riscaldare l’accumulo (TE01-TE07 ≥ 3,5°C) (Figura 10).

Per meglio sfruttare l’energia resa disponibile dal sole durante le ore a maggiore insolazione, quando la temperatura dell’acqua prodotta dal campo solare (TE01) supera gli 81°C, viene attivata anche la seconda elettropompa P02 aumentando così la potenza scambiata; viene inoltre attivata anche la seconda elettropompa P01 quando la TE01 supera i 91°C: in tale configurazione la potenza scambiata aumenta con conseguente ovvia diminuzione della TE01. Per evitare un eccessivo abbassamento della TE01, le elettropompe P01B e P02B verranno disattivate rispettivamente quando TE01 ≤ 89°C TE01 e quando TE01 ≤ 79°C. La P01 modula in modo tale da mantenere TE01 ≥ 30°C per ottenere una temperatura utilizzabile anche quando si ha una bassa irradianza solare, riducendo la portata d’acqua che attraversa il campo solare.

Il dry cooler entra in funzione quando la temperatura dell’accumulo TE07 è maggiore di 95°C: tale meccanismo di attivazione prevede la commutazione della valvola V01 e lo spegnimento dell’elettropompa P02 per evitare di scaricare il serbatoio nel periodo di funzionamento del dry-cooler. Quando la TE07 scende al di sotto dei 90°C, il dry cooler smette di funzionare per consentire una nuova fase di carica del puffer, previa chiusura della valvola V01 e accensione dell’elettropompa P02.

Per motivi di sicurezza del circuito primario, se durante il funzionamento ordinario la temperatura TE02 in ingresso alle elettropompe P01 dovesse comunque superare i 96°C, ad esempio per malfunzionamento delle pompe P02, il drycooler verrebbe comunque avviato e la valvola commutata.

Tramite il puffer vengono esclusivamente alimentati i pannelli radianti a pavimento a bassa temperatura (40°C) con lo scopo di utilizzarli per il mantenimento in temperatura dell’edificio: durante le fasi di avviamento dell’impianto, quando è necessario riscaldare il termodotto, la caldaia integrativa avrà il consenso per partire e gli ambienti verranno riscaldati mediante i fancoil. Questa soluzione consente di ridurre il tempo di raggiungimento delle temperature di set dei vari ambienti, essendo i fancoil dei terminali d’impianto a più bassa inerzia rispetto ai pannelli radianti a pavimento anche perché alimentati a più alta temperatura.

La caldaia entra in funzione, previa attivazione del circolatore P04, quando la temperatura dell’accumulo (TE07) è minore o uguale a 39°C e la temperatura di mandata al termodotto (TE20) è minore o uguale a 54°C mentre

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Figura 10 – Stralcio schema funzionale.

Campo solare, dry-cooler e serbatoio accumulo

Figura 11 – Stralcio schema funzionale.

Caldaia di integrazione e circolatori annessi

Figura 12 – Stralcio schema funzionale.

Serbatoio di accumulo e valvola miscelatrice V02

si disattiva quando sia l’accumulo che il termodotto sono in temperatura (TE07 ≥ 40°C e TE20 ≥ 56°C) o quando l’acqua prodotta dalla caldaia ha una temperatura (TE11A) maggiore o uguale a 93°C (Figura 11).

La caldaia integrativa opera in modo tale che sia verificata la condizione 54°C≤TE20≤56°C. L’acqua prodotta dalla caldaia integrativa viene fornita ai fan coil i quali partono solo se TE20≥41°C. Quando la TE20 ≤ 39°C non verrà dato il consenso alla partenza dei fancoil.

Quando TE07 ≥ 40°C, viene effettuata la commutazione da caldaia a puffer e le valvole V06,

V04 e V03 vengono aperte; l’acqua calda resa disponibile dal serbatoio viene inviata tramite il termodotto al circuito dei pannelli radianti a pavimento. Tramite la valvola miscelatrice V02, l’acqua in uscita dal puffer viene miscelata con l’acqua di ritorno dall’impianto, al fine di alimentare in modo opportuno i pannelli radianti a pavimento, assicurando che la temperatura in mandata al termodotto (TE22) sia pari a 45°C (Figura 12).

Durante la prima commutazione da caldaia a puffer viene effettuato, dopo la verifica della condizione TE07 ≥ 40°C, un ulteriore controllo sulle temperature di ritorno dal termodotto TE19 e di ritorno del circuito dei pannelli radianti TE24. Lo scopo è quello di non abbattere la temperatura all’interno del puffer con l’acqua fredda presente nei circuiti d’impianto e nel termodotto stesso.

La prima commutazione da caldaia a puffer viene effettuata se TE19 ≥ 27°C e TE07 (accumulo) + TE24 (ritorno pannelli radianti) = 70°C (Tabella 1).

Tabella1 – La prima commutazione da caldaia a puffer Temperatura puffer (TE07)

Temperatura accettata sul ritorno circuito pannelli radianti per inversione su puffer (TE24)

40°C

30°C

45°C

25°C

50°C

20°C

55°C

15°C Legge lineare: TE07 + TE24 = 70°C

Figura 13 – Stralcio schema funzionale.

Sottocentrale e circuito fancoil e pannelli radianti a pavimento

L’acqua calda prelevata dal puffer alimenta il circuito dei pannelli radianti a pavimento attraverso la pompa P1P la cui accensione e spegnimento avviene in base alle temperature rilevate in ciascun ambiente facente parte del piano terra e del piano primo. È possibile impostare le temperature desiderate nei vari ambienti: di seguito si riportano i valori di set utilizzati durante il periodo di monitoraggio invernale.

Il piano terra e il piano primo richiedono riscaldamento se almeno uno degli ambienti ha una temperatura inferiore o uguale a 18°C, mentre tale richiesta cessa se tutti gli ambienti hanno una temperatura maggiore o uguale di 20°C. La temperatura in mandata al circuito pannelli radianti è regolata dall’elettrovalvola miscelatrice installata in aspirazione alla P1P: l’elettrovalvola modula con l’obiettivo di garantire una temperatura di mandata circuito pannelli radianti (TE23) pari a 40°C. Nel funzionamento con caldaia integrativa e quindi con fan coil, il piano interrato necessita di riscaldamento se ha una temperatura minore o uguale a 14°C, fino ad una temperatura maggiore o uguale a 16°C. Il piano terra e il piano primo vengono esclusi in funzione della temperatura media degli ambienti facente parte dei rispettivi piani: gli ambienti sono riscaldati se la media è minore o uguale a 18°C mentre l’impianto va in off quando la media raggiunge i 20°C. L’elettropompa P1F andrà in off quando tutti gli ambienti sono soddisfatti in temperatura oppure quando la TE20 ≤ 39°C (Figura 13).

RISULTATI DEL MONITORAGGIO • Periodo del monitoraggio dell’impianto: 09 febbraio-15 aprile 2012; • dal 09 febbraio al 17 febbraio 2012: funzionamento dell’impianto in modo continuo (24 ore); • dal 19 febbraio al 15 aprile 2012: funzionamento dell’impianto a intermittenza (ore 7.00-17.00); • nei giorni 10 e 11 febbraio 2012 si sono verificate copiose precipitazioni nevose che hanno compromesso il funzionamento dei collettori solari poiché ricoperti totalmente da una spessa coltre di neve.

Figura 14 – Schema produzione e fornitura energia a partire dai collettori solari

L’analisi dei dati sperimentali permette di valutare le prestazioni dell’impianto in modalità heating determinando in che percentuale la produzione di energia realizzata dal campo solare soddisfi il fabbisogno energetico dell’intero edificio. Le grandezze indagate riguardano la produzione di acqua calda utilizzata per il riscaldamento invernale degli ambienti, e quindi la parte d’impianto costituita dall’accumulo caldo, dal campo solare, dalla caldaia integrativa e dai rispettivi scambiatori di calore.

Il flusso energetico destinato all’edificio segue un diverso iter, indagabile attraverso i contatermie installati (Tabella 2), a seconda se interviene la caldaia integrativa o il campo solare. In questo ultimo caso, l’energia prodotta dal campo solare dipende ovviamente dall’irradianza

Tabella 2 – Codici identificativi contatermie installati Legenda Month/Day

Istante di acquisizione

FE01

Energia prodotta dal campo solare [kWh]

FE02

Energia scambiata dal campo solare con l’accumulo [kWh]

FE03

Energia prodotta dalla caldaia integrativa [kWh]

FE07

Energia inviata all’edificio attraverso il termodotto [kWh]

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Tabella 3 – Dati climatici e geografici della località di Casaccia Latitudine

42°03' N

Longitudine

12°18' Est

Zona Climatica

D

Accensione 12 ore giornaliere Impianti Termici dal 1 novembre al 15 aprile solare incidente sui pannelli mentre quella effettivamente utilizzata per caricare l’accumulo dipende dall’attivazione del dry cooler e dallo scambio termico che avviene attraverso lo scambiatore a piastre interposto tra il circuito solare ed il puffer (Figura 14). I dati energetici misurati attraverso i contatermie, vengono forniti dal BMS con cadenza oraria, giornaliera e mensile.

L’energia prodotta dal campo solare è conseguenza diretta delle condizioni metereologiche, dei dati climatici, del periodo dell’anno e dei dati geografici della località in cui l’impianto è ubicato (Tabella 3).

La radiazione solare incidente sul piano dei collettori, inclinati di 38° rispetto al piano orizzontale, è stata calcolata a partire dai dati sperimentali di irradianza solare globale orizzontale e diffusa orizzontale (W/m²) rilevati da una stazione meteo (Figura 15) installata sulla copertura dell’edificio F-92 (Responsabile stazione meteo: Unità Tecnica Fonti Rinnovabili – Laboratorio Progettazione Componenti ed Impianti).

I valori della temperatura dell’aria esterna (Figura 16) vengono acquisiti dal sistema BMS ogni dieci minuti a partire dai rilevamenti effettuati da una sonda di temperatura da esterno installata in campo.

Figura 15 – Stazione di acquisizione dati solari e stazione meteo (Utrinn-Pci) Figura 16 – Temperatura giornaliera aria esterna durante l’intero periodo di monitoraggio

Figura 17 – Schema semplificato impianto in modalità solar heating situato presso il CR Enea Casaccia (Roma), con dettaglio contatermie

Produzione solare In Figura 17 è riportato il layout d’impianto ponendo in evidenza i contatermie installati.

Nei mesi monitorati, le condizioni meteo e termoigrometriche esterne variano all’interno del periodo di monitoraggio, determinando una diversa radiazione solare incidente sui collettori.

A marzo la radiazione solare incidente sui collettori totalizzata è stata maggiore rispetto agli altri mesi (10.917 kWh) a causa sia di un numero maggiore di giorni di monitoraggio (31 giorni contro i 21 giorni di febbraio ed i 15 giorni di aprile) e sia della maggiore temperatura media mensile dell’aria esterna (circa 12°C), maggiore di quella del mese di febbraio (6°C) e molto vicina a quella di aprile. Inoltre, per l’80% circa della sua durata, il mese di marzo è stato interessato dalla presenza di cielo sereno, mentre a febbraio (Radiazione solare incidente sui collettori pari a 5.703 kWh) tale percentuale diminuisce (67% circa) a causa della presenza di precipitazioni nevose (10 e 11 febbraio 2012) e piovose accompagnate da una nuvolosità sparsa alternata a schiarite. Per tenere conto dell’effetto della neve circostante ai pannelli solari, nel calcolo della radiazione solare

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incidente su di essi è stato necessario utilizzare il coefficiente di riflessione specifico per la neve nei giorni compresi tra il 13 febbraio e il 16 febbraio 2012 (ρ = 0,75 contro ρ = 0,22 utilizzato nel resto del periodo di monitoraggio). La radiazione solare incidente sui collettori totalizzata nel mese di aprile (3.825 kWh) è riferita ai soli primi quindici giorni del mese (Figura 18).

Il serbatoio d’accumulo riceverà sempre un’energia minore di quella incidente sui

collettori solari a causa delle perdite ottiche e termiche sui pannelli, dell’andamento della irradianza solare (A), della dissipazione energetica realizzata dal dry cooler (B), della temperatura in uscita campo solare inferiore a quella dell’acqua all’interno dell’accumulo (D2a), dell’efficienza di scambio termico dello scambiatore a piastre SC01

Figura 18 – Radiazione solare incidente, Energia prodotta dal Campo Solare ed Energia dissipata dal Dry Cooler

Figura 19 – Diagramma del Flusso energetico di tutto il periodo di monitoraggio

Figura 20 – Contributi energetici della caldaia integrativa e del campo solare al fabbisogno energetico dell’edificio

Figura 21 – Frazione solare impianto di solar heating C.R. ENEA di Casaccia

(D2b). L’irradianza solare (W/m²) incidente sui collettori è rappresentata da una curva sinusoidale quando si riferisce a condizioni di cielo sereno mentre ha un andamento irregolare nel caso di alternanza di nubi. Un andamento dell’irradianza di tipo irregolare si ripercuote sulla produzione di energia realizzata dal campo solare influenzando negativamente l’efficienza dei collettori. Nel mese di febbraio (9-29) l’irradianza solare globale orizzontale ha avuto un andamento sinusoidale per la maggior parte del tempo per poi peggiorare decisamente in quasi tutti i giorni del mese di aprile (1-15) in cui presenta infatti un andamento decisamente irregolare. Il mese di marzo rappresenta un caso intermedio tra quello di febbraio e di aprile. Di conseguenza l’efficienza dei collettori solari è maggiore a febbraio per poi diminuire a marzo ed ulteriormente ad aprile: infatti, anche a fronte di una radiazione incidente minore, il mese di febbraio ha avuto l’aliquota maggiore di energia prodotta dal campo solare rispetto a quella incidente sui collettori (61%), superiore rispetto a marzo (45%) e ad aprile (37%).

Nella Figura 19 si riporta l’energia effettivamente fornita dal campo solare per il riscaldamento dell’edificio, depurata dalle perdite sopra descritte (A+B = D1 e D2a+D2b = D2) e considerando che l’energia termica scambiata tra il circuito primario solare e l’accumulo differisce da quella effettivamente utilizzata (kWh utili solari) per il parziale soddisfacimento del fabbisogno energetico dell’edificio (calore accumulato ma non utilizzato: D3).

La restante aliquota del fabbisogno energetico dell’edificio è soddisfatta ovviamente dalla caldaia integrativa che viene caratterizzata dalla misurazione della temperatura dell’acqua in ingresso ed in uscita dalla stessa e attraverso il contatermie FE03.

Il fabbisogno energetico dell’edificio viene monitorato attraverso il contatermie FE07 posto sulla mandata del termodotto. I dati acquisiti dal BMS vengono rielaborati in grafici e tabelle (Figura 20) al fine di mostrare i diversi contributi energetici del campo solare (kWh utili) e della caldaia integrativa (FE03) per il soddisfacimento del fabbisogno energetico dell’edificio (FE07).

Il fabbisogno dell’edificio Il fabbisogno energetico dell’edificio nel mese di febbraio è maggiore rispetto agli altri mesi in quanto esso è stato caratterizzato da condizioni metereologiche più severe, tali da determinare una temperatura dell’aria esterna media mensile di circa 6°C, con temperature sempre inferiori a 20°C durante tutto l’arco della giornata. I risultati ottenuti per il mese di febbraio mostrano come il funzionamento della caldaia ha contribuito con una maggiore percentuale (63%) al soddisfacimento del fabbisogno energetico dell’edificio,

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rispetto a quanto fornito dal campo solare (37%), sia per le avverse condizioni meteo riscontrate e sia per alcune inefficienze legate al sistema di regolazione, essendo ancora vigente una logica di regolazione antecedente a quella attualmente impostata, quest’ultima più raffinata ed efficiente.

Nel mese di marzo, in seguito ad una maggior presenza di sole, all’aumento della temperatura dell’aria esterna e all’implementazione della nuova logica di regolazione (22 marzo 2012), si è verificata una minor richiesta di energia da parte dell’edificio rispetto al mese precedente, per il raggiungimento dei setpoint ambiente; l’energia è stata fornita all’edificio per l’81% dal campo solare.

Riepilogando il comportamento dell’impianto di solar heating durante l’intero periodo di monitoraggio, si può calcolare la frazione solare dell’energia termica necessaria per il riscaldamento dell’edificio (Figura 21): L’obiettivo finale del funzionamento dell’impianto di solar heating è il raggiungimento dei valori di setpoint di temperatura impostati nei vari ambienti dell’edificio e il mantenimento degli stessi all’interno di un range prefissato, tale da garantire le condizioni termoigrometriche di comfort. Tali temperature vengono acquisite ogni dieci minuti dal BMS ma, a causa della grande mole di dati, di seguito vengono riportate le sole medie giornaliere (Figura 22). Dal grafico si nota la presenza di un minimo in corrispondenza del 21 febbraio 2012 (52° giorno monitorato) causato da un fermo impianto, necessario per un intervento di manutenzione. È inoltre evidente che l’andamento delle temperature ambiente dipende dai setpoint fissati lungo tutto il periodo di monitoraggio: durante il funzionamento di tipo continuo (24 ore, 9 febbraio-17 febbraio 2012) il setpoint ambiente era fissato a Tmin = 19°C e Tmax = 21°C mentre in funzionamento intermittente (ore 7:00-17:00, 19 febbraio-15 aprile 2012) è stato impostato Tmin = 18°C e Tmax = 20°C. I dati sperimentali riportati in Figura 23 mostrano che il campo solare, nonostante le avverse condizioni meteo, unitamente ad una bassa temperatura dell’aria esterna, è in grado di produrre comunque acqua ad una temperatura tale da poter caricare l’accumulo e riscaldare l’edificio. Ad esempio, il 15 febbraio 2012 la temperatura dell’aria esterna ha raggiunto nelle prime ore del mattino valori molto bassi, anche minori di 0°C, determinando una temperatura media giornaliera di soli 4°C. Inoltre, benché il 15 febbraio 2012 è stato caratterizzato dalla presenza di nuvole per circa i due terzi delle ore di luce, il campo solare ha prodotto sempre acqua al di sopra di 40°C, valore di setpoint del puffer, limitando al minimo l’intervento della caldaia integrativa. È interessante mostrare l’andamento della temperatura degli ambienti in funzione del

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Figura 22 – Temperature di ciascun ambiente costituente l’edificio (ore 6:00 – ore 18:00)

Figura 23 – Prestazioni Campo solare relazionate alle condizioni esterne (irradianza e temperatura). 15 Febbraio 2012

generatore (caldaia integrativa o campo solare) che alimenta i circuiti terminali, in base a quanto previsto dalla logica di regolazione vigente.

Viene riportato l’andamento della temperatura dell’aula 1 (TA02), situata al piano terra dell’edificio, nei giorni 23 febbraio e 29 marzo 2012 ricordando che la logica di regolazione definitiva è stata implementata il 22 marzo 2012. Il 23 febbraio, all’avviamento, l’aula 1 si trova inizialmente ad una temperatura inferiore a 18°C per poi arrivare in temperatura grazie all’intervento della caldaia integrativa.

Come stabilito dalla vecchia logica di regolazione, se l’acqua nel puffer (TE07) superava i 40°C e c’era richiesta di riscaldamento da parte dei termostati ambientali, si comandava in off la caldaia deviando il circuito riscaldamento sul puffer, dando il consenso all’avviamento dell’impianto

a pannelli radianti a pavimento.

In queste condizioni si andava ad immettere l’acqua di riempimento del termodotto e del circuito pannelli radianti a pavimento, fino a quel momento ferma nelle tubazioni e quindi a bassa temperatura, all’interno del puffer raffreddandolo drasticamente.

In tale situazione l’accumulo si scaricava continuamente richiedendo di conseguenza ripetuti interventi della caldaia di integrazione in attesa che lo stesso fosse riportato in temperatura dal campo solare (Figura 24).

A differenza di quanto precedentemente affermato, il 29

L’esempio riportato sottolinea quanto sia importante la logica di regolazione per questo tipo di impianti, strumento in grado di assicurare il massimo sfruttamento della fonte energetica rinnovabile che, per sua natura, ha una disponibilità di tipo variabile.

CONCLUSIONI

Figura 24 – Soddisfacimento della temperatura ambiente TA02 durante l’arco della giornata del 23 Febbraio 2012

Figura 25 – Soddisfacimento della temperatura ambiente TA02 durante l’arco della giornata del 29 Marzo 2012

marzo, giorno simile al 23 febbraio in termini di condizioni esterne, l’impianto veniva gestito secondo una logica di regolazione aggiornata che è quella attualmente vigente. All’avviamento dell’impianto, la temperatura dell’aula 1 (TA02) ha un valore di circa 18°C e raggiunge il valore di setpoint mediante l’utilizzo della caldaia che interviene per i primi dieci minuti di funzionamento dell’impianto, preservando l’energia termica

accumulata nel puffer e scaldando l’acqua di riempimento dei circuiti idraulici. La caldaia si spegne per poi non accendersi più per il resto della giornata (Figura 25) e l’energia termica necessaria al mantenimento dell’ambiente in temperatura è fornita dal puffer alimentato termicamente dal solo campo solare.

La nuova logica di regolazione garantisce il raggiungimento delle temperature ambiente senza continui pendolamenti tra i due sistemi di generazione dell’energia termica (caldaia integrativa o campo solare) evitando quindi un consumo ingiustificato di combustibile fossile.

L’impianto di solar heating e cooling descritto ha sempre garantito durante il periodo di monitoraggio, sia invernale che estivo (che sarà oggetto di prossima pubblicazione), il mantenimento delle condizioni di comfort termoigrometrico all’interno degli ambienti dell’edificio servito, dove le temperature interne sono state mantenute all’interno dei range stabiliti grazie alla logica di regolazione. È stato riscontrato un sostanziale risparmio in termini di consumi di energia primaria di natura fossile, grazie allo sfruttamento della radiazione solare: durante il funzionamento invernale il sole ha coperto il 56% dei consumi per il riscaldamento degli ambienti. Mentre, in termini di combustibile, l’utilizzo dell’impianto per il riscaldamento invernale dell’edificio F-92 ha permesso di risparmiare 574 Nm³ di gas metano. È stata programmata una nuova campagna sperimentale in modalità heating che prevede la sostituzione dell’attuale serbatoio di accumulo caldo con un serbatoio a cambiamento di fase: a differenza degli accumuli sensibili, gli accumuli contenenti PCM (Phase Change Materials), durante il cambiamento di fase, assorbono e rilasciano calore ad una temperatura pressoché costante, immagazzinando, a parità di temperatura, fino a 14 volte più calore rispetto a quelli sensibili (ovviamente maggiore sarà il calore latente di fusione maggiore sarà il calore immagazzinato a temperatura costante). Questa innovazione tecnologica dovrebbe assicurare un maggiore sfruttamento della fonte rinnovabile anche durante i periodi di bassa irradianza. n 1 Nicolandrea Calabrese, ENEA (Agenzia nazionale per le nuove tecnologie, l’energia e lo sviluppo economico sostenibile) 2 Michel Bruni, Università Roma TRE 3 Alessandro Veronesi, Emerson Climate 4 Paola Rovella, Università della Calabria Per approfondimento: www.climatizzazioneconfontirinnovabili.enea.it

BIBLIOGRAFIA

1. Kloben, Tecnologia sottovuoto 2. Mario A. Cucumo, Dimitrios Kaliakatsos, Valerio Marinelli, Energetica Pitagora, 200

#16

67

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Polivalenti idronici a doppio ciclo, monitoraggio delle prestazioni energetiche L’utilizzo di polivalenti a doppio ciclo in cascata con gas refrigeranti diversi permette di superare i limiti dei sistemi monociclo di Francesco D’aurea e Francesco Di Giovanni *

A

l fine di raggiungere gli obiettivi prefissati dalla direttiva RES (Renewable Energy Sources), le pompe di calore giocano un ruolo fondamentale essendo considerate “fonti di energia rinnovabile”. Un’unica macchina polivalente permette di provvedere alla climatizzazione estiva ed invernale ed alla produzione di acqua calda

68

#16

ad uso sanitario, il tutto sfruttando l’energia presente nell’ambiente (aerotermica e geotermica).

Ma per poter rappresentare una valida alternativa al tradizionale sistema costituito da generatore termico e refrigeratore in ogni situazione climatica e per ogni esigenza dell’utente, bisogna superare i limiti caratteristici delle tradizionali

macchine polivalenti, ossia: la resa non costante con il variare della temperatura esterna; il decadimento del rendimento alle basse temperature dell’aria esterna; la difficoltà nel produrre acqua calda ad elevate temperature, necessità

Figura 1 – Potenza termica in funzione della temperatura dell’aria esterna per un DUO ad una pompa di calore tradizionale con produzione di acqua a 35°C e 55°C

Potenza Potenza [kW]

60,0 50,0 40,0

35°C PdC monociclo

30,0

35°C DUO

PdC monociclo

55°C PdC monociclo 55°C PdC monociclo

20,0

55°C DUO

10,0 0,0 ‐20

‐15

‐10

‐5

0

5

10

15

20

Macchine termiche a doppio ciclo

Temperatura esterna [°C]

Figura 2 – Piano T aria esterna -T produzione acqua con indicazione dei campi di funzionamento delle due applicazioni. Le pompe di calore monociclo possono produrre acqua calda fino ad una temperatura di 65°C, ed in genere funzionano senza resistenze elettriche integrative, fino a temperature dell’aria esterna di circa -7°C. Dove queste sono dichiarate con funzionamento fino a -20°C lavorano con sistemi integrativi. I sistemi con tecnologia DUO funzionano invece su tutto il campo di temperature esterne riportato con la possibilità di produrre acqua fino ad 80°C in ogni condizione. L’efficienza del sistema DUO risulta essere superiore in un più vasto campo di applicazioni.

Anche per temperature esterne elevate, e con produzione di acqua a temperature superiori a 55°C il sistema DUO risulta più efficiente. campi di funzionamento 80

T produzione acqua [°C]

75 70 65 60 55

DUO & PdC monociclo

DUO

50 45

con resistenza elettrica integrativa

40 35 ‐40

‐30

‐20

DUO & PdC monociclo

‐10

0

10

20

T aria esterna [°C]

T produzione acqua [°C]

Figura 3 – Piano T aria esterna -T produzione acqua con indicazione delle condizioni di convenienza in termini di COP delle due soluzioni condizione di convenienza

80 75 70 65 60 55 50 45 40 35

COPDUO > COPMONOCICLO

‐30

‐20

‐10 ‐5 0 T aria esterna [°C]

10

Tra le ultime innovazioni nel campo vi è la tecnologia delle macchine termiche a doppio ciclo DUO, che permette la produzione di acqua calda sino ad una temperatura di 80°C in ogni condizione, al pari di una caldaia tradizionale.

Tale sistema, che prevede l’utilizzo di 2 refrigeranti diversi, ha permesso di espandere i limiti di funzionamento di queste apparecchiature a temperature esterne inferiori a -20°C, fino a condizioni estreme di -40°C di temperatura dell’aria esterna.

In Figura 1 è illustrato l’andamento della potenza termica fornita dal sistema DUO al variare della temperatura esterna. Queste nuove apparecchiature permettono di ottenere una resa termica costante al variare delle condizioni esterne, e si pongono come valida alternativa ai sistemi tradizionali di riscaldamento a combustione avendo efficienza energetiche notevolmente superiori e superando il limite delle macchine a compressione monociclo, la cui potenza termica decade al diminuire della temperatura esterna.

I campi di applicazione sono ben illustrati nelle Figure 2 e 3.

Queste apparecchiature di nuova generazione sono state sviluppate anche per cicli multifunzione, con la possibilità, quindi, di produrre acqua fredda e calda per la climatizzazione estiva ed invernale, nonché acqua calda sanitaria su scambiatore di recupero dedicato. Nel funzionamento con recupero di calore, mentre si produce acqua fredda, è possibile avere acqua calda sanitaria in maniera completamente gratuita.

Inoltre sono in grado di fornire energia frigorifera durante l’estate dando la possibilità all’utente finale di avere un’unica apparecchiatura per tutti gli aspetti della climatizzazione e per la produzione di acqua sanitaria, consentendo così di abbassare i costi di gestione dell’impianto.

Principio di funzionamento della tecnologia dei cicli in cascata

COPDUO < COPMONOCICLO ‐40

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Modi di funzionamento di una macchina DUO e una pompa di calore monociclo 70,0

che spesso richiede una fonte di calore integrativa. Per superare tali limiti è necessario ricorrere ad un sistema a pompa di calore che lavori con un doppio ciclo in cascata. Con tale soluzione è, infatti, possibile estendere il range operativo e, attraverso una specifica progettazione, ottenere una potenza termica costante anche a temperature esterne estremamente basse (-40°C), e produrre acqua fino ad una temperatura di 80°C. L’analisi dei primi impianti operanti con macchine a doppio ciclo ha confermato le aspettative in termini di prestazioni ed efficienza.

20

Per l’applicazione in esame è stato utilizzato il concetto termodinamico dei cicli in cascata. Il DUO è composto da due stadi: quello di bassa pressione operante a R410a e quello di alta pressione operante a R134a. L’utilizzo di due

#16

69

Aspetti energetici: rendimenti e soluzione dei problemi ESPERIENZA DELLE AZIENDE

Per meglio comprendere i vantaggi derivanti dall’utilizzo della tecnologia dei cicli in cascata è necessario individuare quali siano i processi che, in un ciclo frigorifero semplice, influenzano negativamente l’efficienza e valutare l’utilità delle misure messe in atto per ridurre tali perdite. Per fare ciò è necessario ricorrere ad un’analisi exergetica del sistema.

Analisi exergetica

Figura 4 – Schematizzazione ciclo frigorifero in cascata a due stadi

cicli separati con differenti refrigeranti R410a e R134a permette il raggiungimento di pressioni e temperature non raggiungibili da un solo ciclo, e inoltre, i due refrigeranti lavorano a temperature e pressioni in cui danno il massimo rendimento. L’R410a lavora meglio con basse temperature di evaporazione, mentre l’R134a con alte temperature di condensazione. Nel caso di basse temperature di evaporazione (basse temperature esterne) ed elevate temperature di condensazione (elevate temperature di produzione dell’acqua) del fluido refrigerante un ciclo semplice funzionante con un solo refrigerante potrà garantire prestazioni ottimali in termini di bassa temperatura di condensazione se funziona con R410a oppure, se funziona con R134a, le migliori prestazioni si avranno per le elevate temperature di condensazione (si veda Figura 4).

Il circuito di bassa pressione a R410a lavora con una temperatura di evaporazione (relativa alla temperatura dell’aria esterna) ed una temperatura di condensazione che sarà la più bassa possibile, in relazione alle caratteristiche del compressore utilizzato.

Il ciclo di alta pressione ad R134a lavora invece con una temperatura di evaporazione, la più alta possibile. Questa è determinata dalla temperatura di condensazione del ciclo di bassa, mentre la temperatura di condensazione sarà relativa alla temperatura di produzione dell’acqua calda.

Tutto questo consente di massimizzare l’efficienza del ciclo. Inoltre con l’R410a si hanno pressioni significative anche a bassissime temperature che permettono una maggior accuratezza nella regolazione, mentre l’R134a consente di lavorare con pressioni relativamente basse anche ad elevate temperature di condensazione necessarie per la produzione di acqua fino ad 80°C.

70

#16

L’exergia rappresenta la massima quantità di energia convertibile in lavoro meccanico, o di minimo lavoro richiesto per determinate trasformazioni. L’exergia, come funzione di stato, indica la massima quantità di lavoro meccanico che è possibile ricavare dall’unità di massa di una certa sostanza; tale quantità dipende, oltre che dallo stato della sostanza stessa, dalle condizioni ambiente, intendendosi con il termine ambiente quel sistema immutabile in grado di fornire od assorbire qualunque quantità di energia termica. [1] In un ciclo frigorifero a compressione di vapore, la potenza meccanica spesa è uguale al flusso utile di exergia ceduto dall’evaporatore all’ambiente freddo maggiorato della somma dei flussi di exergia persi nelle singole trasformazioni che compongono il ciclo.

Si definisce come rendimento exergetico del ciclo inverso il rapporto tra l’exergia utile ceduta all’ambiente freddo e l’exergia spesa come lavoro di compressione. Tale rendimento rappresenta anche il rapporto tra il lavoro del ciclo ideale e quello del ciclo reale che danno lo stesso effetto frigorifero.

Nella figura 5 è rappresentato qualitativamente un ciclo frigorifero nel piano T-s con le relative perdite in evidenza.

Figura 5 – Rappresentazione nel piano T-s di un ciclo a compressione di vapore T0: temperatura ambiente; Tu: temperatura utile della refrigerazione; Tc: temperatura di condensazione; Te: temperatura di evaporazione

Va considerato che le perdite exergetiche non sono indipendenti tra loro. Un decadimento del rendimento isoentropico del compressore oltre a aumentare le perdite nella compressione comporta un aumento della perdita al condensatore. Un aumento della temperatura di condensazione o un abbassamento della temperatura di evaporazione comporta un aumento delle perdite exergetiche al compressore a alla laminazione.

Per valutare gli interventi possibili da attuare al fine di migliorare le prestazioni del ciclo è necessario classificare le perdite in base alla loro origine.

Riferendosi al semplice ciclo frigorifero a compressione di vapore è possibile individuare due tipi di perdite: • perdite dovute alle caratteristiche ed alla qualità dei componenti utilizzati nel ciclo; • perdite intrinseche del ciclo termodinamico.

Alla prima categoria appartengono le perdite al compressore e le perdite agli scambiatori. Risulta ovvio che per avere buone efficienze è necessario utilizzare componenti di elevata qualità, ma non è il solo fattore. Ci sono dei limiti tecnologici e di costo che spesso limitano l’intervento sulla riduzione di tali perdite. Riguardo ai compressori, sono molte le tipologie disponibili ognuna con delle caratteristiche che li rendono più adatti per un’applicazione piuttosto che per un’altra. È importante quindi la scelta del tipo di compressore che rappresenti il miglior compromesso per l’applicazione specifica. Per ridurre le perdite per scambio termico invece bisognerebbe utilizzare scambiatori con una trasmittanza più alta. Questo corrisponde ad utilizzare materiali con caratteristiche idonee e scambiatori con superfici maggiori; ovviamente ci sono dei limiti pratici, tecnologici e di costo sia sui materiali che è possibile utilizzare, sia sulla dimensione degli scambiatori.

Alla seconda categoria, invece, appartengono le perdite nella laminazione e quella dovuta al calore perso per il desurriscaldamento. Nel caso in cui si impieghi

Analisi della compressione

Differenze di temperature elevate tra evaporazione e condensazione comportano elevati rapporti di compressione, determinando delle condizioni di funzionamento del compressore con valori del rendimento isoentropico non ottimali.

I compressori volumetrici rotativi, infatti, sono ottimizzati per un determinato rapporto di compressione. Anche piccoli scostamenti del rapporto di compressione dal valore ottimale portano ad un sensibile decadimento del rendimento isoentropico. In Figura 6 è riportato

7° ENERGY FORUM sugli

Involucri Solari 6-7 Dicembre 2012, Bressanone, Alto Adige © ertex solar- Geraint Davis

un recupero di tale calore, questa perdita risulta essere molto ridotta, ma in quel caso non si parlerebbe di ciclo frigorifero semplice.

L’ammontare delle perdite exergetiche nella laminazione e nel desurriscaldamento sono collegate alla forma della curva limite, e quindi alle proprietà del fluido refrigerante.

Basse perdite alla laminazione richiedono un basso valore per il rapporto tra il calore specifico del liquido ed il calore latente di vaporizzazione, mentre in relazione alle perdite di desurriscaldamento, si richiede una bassa temperatura del vapore in uscita dal compressore.

Un valore elevato del calore specifico del liquido è allora responsabile di elevate perdite di laminazione, ma si accompagna a piccole perdite di desurriscaldamento: se nel complesso ciò sia o no un vantaggio va valutato caso per caso. Come regola di massima, che si applica con pochissime eccezioni la perdita di gran lunga più importante è quella di laminazione, per cui un valore elevato per la massa molecolare in generale è da ritenere un difetto. È anche però vero che le perdite di laminazione si prestano, meglio che quelle di desurriscaldamento, ad essere ridotte mediante l’utilizzo di particolari accorgimenti.

La perdita per laminazione risulta essere dipendente dalla differenza di temperatura elementare di ogni singolo processo: a parità di portata di massa nei diversi stadi, dividendo l’intervallo totale di temperatura in parti uguali, la perdita globale di exergia si ridurrebbe infatti nel rapporto 1/n rispetto alla perdita originaria.

Un ragionamento analogo si può fare per le perdite di desurriscaldamento: se i valori di surriscaldamento nei singoli stadi fossero uguali, la perdita globale si ridurrebbe all’incirca nel rapporto inverso al numero degli stadi.

Risulta quindi fondamentale, per un efficiente progettazione di sistemi con cicli in cascata, la scelta del numero di stadi, dei refrigeranti da utilizzare nei singoli stadi e dei livelli di pressione intermedi. Per quanto riguarda il numero di stadi, e quindi i livelli di pressione intermedi, è necessario inoltre fare delle considerazioni sul rendimento della compressione.

Piattaforma internazionale per architetti, scienziati e l‘edilizia Le sessioni dell’ENERGY FORUM: Involucri intelligenti ed adattivi Sviluppi innovativi nelle tecnologie solari Strategie per ottimizzare il fotovoltaico semitrasparente: considerazioni sulle prestazioni e sui costi Concetti olistici sugli edifici solari Retrofitting solare Illuminazione a giorno e ombreggiamento migliorati Modelli, strumenti e simulazioni per edifici solari Ventilazione naturale e comportamento termico dell’involucro edilizio Per tutti gli interventi sarà disponibile la traduzione simultanea verso l’italiano e l’inglese. La quota d’iscrizione di 480 € comprende gli atti del convegno, due pranzi e tutte le pause caffè.

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Figura 6 – Rendimenti isoentropico e volumetrico per un compressore volumetrico rotativo in funzione del rapporto di compressione 100

80

40

2

3

4

5

6

7

8

rapporto di compressione

Figura 7 – Rappresentazione di un ciclo in cascata a 2 stadi nel piano p-h

Figura 8 – Esempio ciclo singolo operante a R134a con T esterna = 0°C e T produzione acqua = 45°C. Il rapporto di compressione visto dal compressore è pari a 5,6.

In tali condizioni il rendimento isoentropico ed il rendimento volumetrico della compressione decadono sensibilmente rispetto ai valori ottimali.

T acqua prodotta 45°C

Figura 9 – Esempio ciclo a due stadi con T esterna = 0°C e T produzione acqua = 45°C

β=5,6

T acqua prodotta 45°C β=2,60

T esterna 0°C

β=2,57 T esterna 0°C °

Figura 10 – Rappresentazione del rapporti di compressione con le due soluzioni. Rispetto al ciclo singolo il doppio ciclo ripartendo il salto di pressione tra i due compressori, permette un funzionamento più vicino alle condizioni ottimali. La ripartizione dei salti di pressione comporta inoltre una riduzione degli stress meccanici a cui sono soggetti i compressori e gli altri componenti del circuito frigorifero. Le ridotte sollecitazioni si traducono in un aumento della vita utile dei componenti stessi che risulta raddoppiata.

Confronto con altri sistemi a doppio ciclo

#16

RENDIMENTO ISONETROPICO

50

dove: G è la portata di refrigerante che il compressore elabora; ΔG è la portata di refrigerante che rifluisce verso l’ambiente di aspirazione.

Per un dato compressore la portata G dipende dalla velocità di rotazione (aumenta con essa), mentre la portata ΔG dipende dal rapporto di compressione; in particolare aumenta con l’aumentare di quest’ultimo. Per un fissato regime di rotazione si ha che se aumenta il rapporto di compressione aumenta la portata che rifluisce in aspirazione al compressore mentre la portata elaborata rimane costante. Risulta evidente quindi come ciò comporti una riduzione del rendimento volumetrico.

In Figura 7 è riportata una rappresentazione schematica del doppio ciclo in cascata. I due cicli poiché operano con gas diversi, non sono realmente rappresentabili con riferimento ad una sola curva limite.

Considerando di lavorare con una temperatura di evaporazione pari a 0°C ed una di condensazione pari a 78°C, avremo che, utilizzando una pompa di calore monociclo funzionante con R134a, il ciclo risulterà essere quello illustrato in Figura 8.

Con DUO, che utilizza due cicli in cascata e opera alle stesse condizioni, si ottengono i risultati evidenziati in Figura 9.

Il rapporto di compressione totale è ripartito tra i due compressori. Bilanciando opportunamente i salti di pressione è possibile operare con entrambi i cicli in condizioni di maggior efficienza della compressione (Figura 10).

72

70 60

100 90

η [%]

L’innovazione portata dall’applicazione della tecnologia DUO consiste nella capacità di mantenere la potenza termica costante indipendentemente dalle condizioni di temperatura esterna.

Ad oggi sono presenti sul mercato diversi sistemi che sfruttano la tecnologia dei cicli in cascata. I dati forniti dai costruttori rivelano un andamento della potenza termica, al contrario di quanto accade per il sistema DUO, decrescente

RENDIMENTO VOLUMETRICO

90

η [%]

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

qualitativamente l’andamento dei rendimenti isoentropico e volumetrico in funzione del rapporto di compressione.

Il rendimento isoentropico presenta valori elevati per un limitato range del rapporto di compressione.

Ma il decadimento del rendimento isoentropico non è il solo effetto negativo degli elevati rapporti di compressione. Anche il rendimento volumetrico decade. Il rendimento volumetrico è infatti dato dall’espressione

! i

80 70

DUO DUO

60

PdC monociclo PdC monociclo

50 40 2

3

4

5 6 7 rapporto di compressione

8

9

Efficienza in raffrescamento Durante il funzionamento in raffrescamento la differenza tra le temperature, e quindi delle pressioni, estreme del ciclo non raggiunge valori tali da giustificare l’adozione di un doppio ciclo. Il sistema DUO nel funzionamento per climatizzazione estiva opera utilizzando solo il ciclo a R410a trasformandosi in un sistema a ciclo

Figura 11 – Andamento della potenza termica espressa in % della potenza nominale per il sistema DUO e per un sistema a doppio ciclo operante con tecnologia diversa

Potenza termicaa [% Potenza nominaale]

110

DUO

100 90 80

sistemi a doppio ciclo

70 60

con utilizzo di resistenza elettrica integrativa

50 40 30 20 20 ‐20

15 ‐15

10 5 ‐10 ‐5 0 temperatura esterna [°C]

5

10

15

Figura 12 – Confronto EER per temperatura di acqua prodotta pari a 7°C

Effetto dello sbrinamento

'',*;>6*:;KC:*D9>G>II:*:*TNS

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M

P L

!G-*:==>9^?F<6I>

O

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H HT

OZ

OL

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O[

LO

LM

LU

)*:9?:*<=I<96:

Figura 13 – Valori dell’ESEER per il sistema DUO per l’applicazione con ventilconvettori e per l’applicazione con pannelli radianti

ESEER 6 5 4

43 4,3

5,4

3 2 1 0 utilizzo con venticonvettori

singolo “full inverter”. La regolazione delle frequenza di alimentazione del compressore permette una regolazione continua della velocità di rotazione, controllando la portata volumetrica del liquido refrigerante; ne conseguono una regolazione continua della potenza erogata ed un controllo della potenza assorbita, con adattabilità al carico variabile nel condizionamento degli ambienti. Il controllo di condensazione, operato modulando la velocità di rotazione dei ventilatori, permette di ottimizzare il funzionamento del sistema e di limitare ulteriormente la rumorosità della macchina.

Un indice largamente usato per valutare le prestazioni delle macchine a pompa di calore nel funzionamento in freddo è l’European Seasonal Efficiency Ratio (ESEER). Tale indice, al contrario del semplice EER che esprime l’efficienza della macchina in determinate condizioni di lavoro, dà indicazione di come varia l’efficienza della macchina ai carichi parziali. Risulta evidente come un sistema operante con una logica di regolazione efficiente, capace di seguire il carico in maniera continua, presenti un valore di ESEER elevato.

Di seguito sono riportati i valori degli ESEER calcolati per il sistema DUO per l’applicazione con ventilconvettori, tipicamente alimentati con acqua a 7°C e con ritorno a 12°C, e per l’applicazione con pannelli radianti, alimentati a 18°C e ritorno a 23°C (Figura 13).

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

con il diminuire della temperatura esterna (Figura 11).

La differenza con altri sistemi che funzionano con i cicli in cascata risiede, oltre che nel bilanciamento dei parametri del ciclo, nell’opportuno dimensionamento dei componenti.

utilizzo con panneli radianti

Il progressivo deposito di brina sulle alette di uno scambiatore che lavora a temperatura inferiore allo zero provoca una variazione nel tempo delle prestazioni del sistema per due ragioni fondamentali: • diminuisce il coefficiente di scambio termico globale tra aria e fluido frigorigeno; • aumentano le perdite di carico per l’aria che attraversa lo scambiatore.

Entrambi gli effetti concorrono alla riduzione dell’efficienza della macchina. Il metodo più utilizzato per rimuovere la brina dallo scambiatore consiste nell’invertire il ciclo di funzionamento della macchina passando dal funzionamento in climatizzazione invernale al funzionamento in climatizzazione estiva. In questo modo lo scambiatore che nel ciclo invernale funziona da evaporatore viene fatto funzionare come condensatore, rilasciando calore che fa sciogliere la brina.

Ciò comporta che durante il ciclo di sbrinamento la macchina non produce energia termica utile ma anzi la sottrae all’ambiente e non solo; lo sbrinamento genera assorbimento di energia nell’alimentazione della macchina durante l’azione e ne richiede ulteriore in seguito per restituire l’energia sottratta al circuito durante l’inversione di ciclo.

Analizzando meglio il fenomeno si osserva

#16

73

Seasonal COP – prEN14285

Figura 14-Seasonal COP per le tre fasce climatiche nelle tre condizioni di funzionamento definite dalla prEN14285

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

La prEN14825 è una proposta di norma che definisce il 4,60 metodo di calcolo dell’efficienza per le pompe di calore 4,20 su base stagionale e non solo in determinate condizioni 3,80 di funzionamento dichiarate dal costruttore.

3,40 Apparecchi con valori analoghi di COP possono mostra3,00 WARMER re grandi differenze quando si valutino i coefficien2,60 AVERAGE ti SCOP (Seasonal COP), la cui indicazione non è ancora 2,20 COLDER obbligatoria. In particolare, a COP migliori non sempre 1,80 corrispondono valori più elevati di SCOP. Questo per1,40 ché il COP è un indice delle prestazioni della macchina 1,00 T acqua 45°C T acqua 35°C T acqua 55°C funzionante ad un valore specifico della temperatura esterna che, come si sa, nel corso della stagione varia sensibilmente. In Europa, presto sarà introdotta la definizione univoca del coefficiente SCOP. Figura 15-Confronto fra i valori del Seasonal COP di polivalenti DUO con quelli di polivalenti monociclo a R410a Nelle figure vengono riportati i valori del Seasonal COP calcolati per il sistema DUO nelle condizioni definite Seasonal COP con produzine di acqua a 55°C nella norma e confrontati con quelli di una macchina 3,40 polivalente monociclo operante con R410a.

3,00 Come si evince dal confronto, la tecnologia DUO per2,60 mette di ottenere efficienze stagionali sensibilmente DUO 2,20 Polivalente monociclo superiori rispetto ad un sistema monociclo.

1,80 Sistema DUO, efficienze stagionali 1,40 Confrontare la resa di due pompe di calore basando1,00 si solo sui parametri COP ed EER, obbligatoriamente WARMER AVERAGE COLDER indicati sulla targa dati, può non essere sufficiente a valutare le reali prestazioni delle unità.

Sono stati quindi definiti degli indici di prestazione stagionale che permettono di valutare le prestazioni delle macchine frigorifere su base stagionale.

che durante il processo di formazione, la brina permane sulla superficie fredda con un deposito le cui caratteristiche e proprietà termofisiche si modificano nel tempo, variando di conseguenza lo scambio termico totale fra aria e superfice fredda. Come riportato in letteratura [2],[3], la temperatura di parete, l’umidità relativa e la velocità dell’aria sono i parametri più significativi che influenzano le proprietà della brina e la sua velocità di formazione. Il sistema DUO è in grado di individuare quelle condizioni favorevoli alla formazione di brina ed interviene nelle primissime fasi della sua formazione. I tali condizioni non è necessario ricorrere ad un’inversione del ciclo, ma è sufficiente modificare lievemente le condizioni di funzionamento per riportarsi in una situazione in cui la brina non può formarsi. Operando con tale logica si contrasta l’effetto negativo della formazione di brina nelle sue prime fasi, quando il degrado delle prestazioni dell’evaporatore risulta molto contenuto e l’effetto negativo dell’intervento sulle prestazioni risulta molto inferiore rispetto a quello che si ha effettuando l’inversione del ciclo. Il numero di inversioni di ciclo che il sistema deve effettuare risulta ridotto notevolmente perché limitato ai casi in cui le condizioni di temperatura e umidità dell’aria risultano critiche.

74

#16

CONCLUSIONI A fronte dei nuovi obiettivi, in termini di efficienza energetica, posti dalle normative vigenti, è stato analizzato l’utilizzo delle pompe di calore come alternativa dei tradizionali sistemi a caldaia. Le performance richieste da tali sistemi impongono delle condizioni di funzionamento che rendono problematico e poco efficiente l’utilizzo di sistemi a pompa di calore operanti con un singolo ciclo. Dall’analisi fatta si evince come per determinate applicazioni e fasce climatiche, l’utilizzo di polivalenti a doppio ciclo in cascata con gas refrigeranti diversi permetta di superare i limiti dei sistemi monociclo, rendendo la tecnologia della pompa di calore competitiva ed affidabile rispetto ai sistemi a combustione, anche nelle zone climatiche più fredde e per la produzione di acqua ad elevate temperature.

Si è posta inoltre attenzione sull’effetto che la formazione di brina sulle batteria ha sulle prestazioni delle pompe di calore, e sull’importanza

BIBLIOGRAFIA

di utilizzare sistemi che permettano un migliore controllo dei cicli di sbrinamento, riducendo al minimo le inversioni di ciclo, che come è ben noto, causano la perdita del controllo del sistema ed un notevole spreco energetico. È stato inoltre analizzato il funzionamento di un impianto esistente dotato di macchina con tecnologia a doppio ciclo DUO. I risultati ottenuti hanno confermato come tali sistemi superino in termini di efficienza i migliori sistemi con “caldaia più refrigeratore” e le macchine polivalenti a compressione monociclo. n * Francesco D’aurea e Francesco Di Giovanni, Servizio Ricerca e Sviluppo – Thermocold

[1] A. Cavallini, L. Mattarolo, “Termodinamica applicata”, Cleup editore, 1992.

[2] R. Oestin, S: Anderson, “Frost growth parameters in a forced air stream”, Int. J.Heat Transer, Vol.34 n° 4/5, 1991.

[3] Y. Hayaashi, “Study of frost properties correlating with frost formation types” J.Heat Transer, Vol.99, 1977.

[4] A. Malek, “Influence of cycle duration on thermal efficiency of an evaporator under frosting conditions”, proceedings of the Eurotherm seminar n. 33, 1993 Paris, C. Marvillet and R. Vidil editor

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

DATI RILEVATI I valori rilevati sono riportati di seguito.

I<FD<9:IC9:*<=I<96:*VN-X*

Figura 18 – Andamento delle temperature medie giornaliere rilevate durante il periodo di osservazione \U \H U H FU F\H F\U

H

\H

PH

SH

GH

UH

TH

VH

KH

hH

)<FD>*V7?>96?X*

\HH

\\H

\PH

\SH

\GH

\UH

Tabella 1 – Valori medi delle grandezze rilevate durante il periodo di osservazione D)'2/*>%-&%#<'(%'#('""*#<*99=%&*#&'"#1')%-(-#9-&2%(')*/-# @'(%*#('""*#L'<1')*/,)*#*)%*#'2/')&*# P# @'(%*#('""*#/'<1')*/,)*#(%#1)-(,>%-&'#*9?,*# TU# @'(%*#('""*#D-/'&>*#/')<%9*#$-)&%/*# \\;hK# @'(%*#('""*#D-/'&>*#*22-).%/*#(*""*#<*99=%&*# G;TP# @'(%*#JOD# P;TH# D')(%/*#(%#1-/'&>*#<'(%*#1')#2.)%&*<'&/-# P;Um#

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Figura 19 – Valori dei COP medi giornalieri rilevati durante il periodo di osservazione S

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Figura 20 – Media giornaliera della potenza termica resa dalla macchina al netto della potenza persa per lo sbrinamento !>I<6A:*I<9F?;:*VgeX*

CASE HISTORY

DESCRIZIONE INSTALLAZIONE La macchina è un sistema split, nell’unità esterna sono contenuti gli elementi del ciclo di bassa temperatura operante con R410a, in quella interna sono contenuti gli elementi del ciclo di alta temperatura operante a R134a, lo scambiatore per la climatizzazione, quello per l’acqua calda sanitaria e lo scambiatore intermedio R410a-R134a. Le stesse sono prodotte anche in configurazione packaged.

Questa soluzione split consente di avere in un locale tecnico protetto tutta la parte idrica specie nelle zone a bassissime temperature esterne dove si voglia evitare l’ulteriore interposizione di scambiatori intermedi con glicole.

La macchina è progettata per produrre acqua calda da 35°C fino ad 80°C, per la produzione di sola acqua sanitaria in estate anche fino a circa 30°C di aria esterna. In funzionamento estivo può produrre acqua refrigerata tra 3°c e 20°con aria esterna tra 15°C e 45°C, in ciclo combinato climatizzazione estiva-produzione di acqua calda sanitaria, la macchina può produrre contemporaneamente acqua fredda tra 3°c e 20°c ed acqua calda tra 30°C e 80°C L’impianto oggetto del monitoraggio è situato in una zona caratterizzata da clima montano con temperature invernali particolarmente rigide. L’ambiente servito misura circa 120 m², suddiviso in vari ambienti, serviti da ventilconvettori. Sono installati due accumuli, uno per la climatizzazione ed uno per l’acqua sanitaria.

In Figura 20 è illustrato lo schema dell’impianto in funzionamento invernale. I compressori e i ventilatori dell’unità esterna sono dotati di controllo della frequenza di alimentazione. L’R410a evapora nello scambiatore a pacco alettato e dopo essere stato compresso viene inviato nello scambiatore intermedio collocato nell’unità interna. Lo scambiatore intermedio funge da condensatore per il ciclo a R410a e da evaporatore per il ciclo a R134a. Nell’unità interna quindi l’R134a evapora nello scambiatore intermedio e condensa nello scambiatore R134a-acqua. La produzione dell’acqua per la climatizzazione e l’acqua per il sanitario è effettuata su due scambiatori diversi. A seconda delle richieste dell’utenza la macchina soddisfa le esigenze dando priorità alla produzione di acqua calda sanitaria.

La macchina è progettata per fornire una resa termica in climatizzazione invernale e produzione di acqua sanitaria costante in ogni condizioni di temperatura esterna.

Il controllo della frequenza per i ventilatori ed il compressore dell’unità esterna permette una regolazione continua della macchina in funzione delle condizioni esterne.

Nel funzionamento estivo la macchina inverte il ciclo a R410a mentre quello a R134a viene fermato. In tale configurazione la macchina funziona solo con il ciclo a R410a, recuperando il calore di condensazione per produrre acqua calda ad uso sanitario.

Il dettaglio dei dati rilevati è illustrato dalle tabelle di seguito.

\S \P \\ \H h K

Figura 17 – Rappresentazione schematica H \H PH SH GH UH TH VH KH hH )<FD>*V7?>96?X* dell’impianto realizzato P1: pompa primario; P2: pompa secondario; P3: pompa ricircolo; SC: scarico; SF: valvola di sfiato; SV: valvola di sicurezza; GR: gruppo di riempimento; F: raccoglitore impurità; F valvola di intercettazione; R: valvola di intercettazione; T: sonda di temperatura; EWR: condensatore/evaporatore; REC: recuperatore; SR: serbatoio utenze sanitario; SU: serbatoio utenze climatizzazione; ET: vaso di espansione

\HH \\H \PH \SH \GH \UH

Figura 16 – Unità interna della macchina oggetto di analisi

T T M

REC

T

T

EWR T UNITA' INTERNA

UNITA' ESTERNA

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N. 1 - Gennaio 2012

Dal 1952 periodico di informazione per ingegneri e architetti

il magazine sulla filiera della conoscenza verde

Nuovi vertici al CNI: il presidente degli Ingegneri Italiani illustra idee e strategie

Zambrano: â&#x20AC;&#x153;Tutelare gli interessi dellâ&#x20AC;&#x2122;intera collettivitĂ â&#x20AC;?

Ufficializzare le cariche dei vicepresidenti BontĂ e Massa e del segretario Pellegatta.

Roberto Di Sanzo

GOVERNO TECNICO

Newsletter

Nr.01 Â â&#x20AC;&#x201C; Â MERCOLEDĂ&#x152; Â 18 Â GENNAIO Â 2012

L

e vicende di Fukushima sono arrivate inattese e violente. Esse ci insegnano che non conosciamo ancora a sufficienza la nostra Terra, ed i metodi migliori per soddisfare le nostre attuali esigenze. In questa nota riassumiamo le fonti di energia necessarie al nostro progresso civile. Si ribadisce la necessitĂ di sviluppare nuove indagini e di aprire nuovi laboratori.

Si sottolinea lâ&#x20AC;&#x2122;importanza delle UniversitĂ , nel loro ampio significato di deposito di conoscenza, di luogo di indagine attiva su quanto ancora non conosciamo, e di deposito della cultura raggiunta, da trasmettere alle nuove

La decisione desta meraviglia e rammarico e richiama allâ&#x20AC;&#x2122;impegno

PerchĂŠ  la  trattativa  privata  non  piace  allâ&#x20AC;&#x2122;Antitrust

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Infrastrutture  e  project Â

GIUSEPPE LANZAVECCHIA

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LAVORO E OCCUPAZIONE

La crisi finanziaria e quella culturale

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dott. ing. Carlo Valtolina

Caro Collega, nessuno, meglio di noi tecnici, codott. ing Franco Ligonzo nosce il valore essenziale Sia chiaro: la mia meraviglia cesco Profumo, infatti, è stadell'aggiornamento continon è per nulla una critica to a lungo rettore del Polinuo, oltre quello della culalla scelta dei ministri tecnico di Torino e da qualtura e, per 60 anni, il nofatta dal Premier, che mese era passato alla stro Giornale ha cercato & $

, & !'% Prof. Mario Monti, presidenza del CNR. di soddisfare queste esigenE il ma è la reazione al ministero dellâ&#x20AC;&#x2122;Istruzione, "" & ze, dandosi una del   missionâ&#x20AC;&#x201D; >pag.4 fatto che nel suo lâ&#x20AC;&#x2122;UniversitĂ e della Ricerca, â&#x20AC;&#x153;cogliere e interpretare lo cosiddetto â&#x20AC;&#x153;gover- che gli è stato affidato, sapspirito del tempoâ&#x20AC;? (n.13 no tecnicoâ&#x20AC;? câ&#x20AC;&#x2122;è un piamo essere di grandissimo del 15/7/09) e seguendo solo ingegnere. Cer- peso in unâ&#x20AC;&#x2122;economia della una linea editoriale che io tamente questâ&#x20AC;&#x2122;unico conoscenza. Meraviglia, pestesso nel settembre 2010 ingegnere è persona rò, che non siano stati scelti (n.14 del 1/9/2010) avevo ben nota: il Prof. Ing. Fran- altri ingegneri-architetti-georiassunta in sei punti: n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? alla banalizzazione segue a pag. 5 dei problemi complessi; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? al dare spazio alle diverse analisi, purchĂŠ complete, motivate e documentate; ENERGIA NUCLEARE ANNO ACCADEMICO/1 n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? alle soluzioni semplicistiche; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? al sostenere POLITECNICO soluzioni che, pur semplici, DI MILANO: tengano conto + % '& (! della com $ && $ $ "$ ( & "' & %' "$! & Crescita plessitĂ di partenza e anâ&#x20AC;&#x201D; >pag.6 , che degli& ( ,%  effetti di medio  e sostenibilitĂ periodo; dott. ing. Alessandro clerici n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? allâ&#x20AC;&#x2122;intolleranza ina pag. 8 tellettuale; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? alla discusPRESIDENTE  CNI sione rispettosa delle idee !%&! (!$! % " %' ( $ & altrui; ANNO ACCADEMICO/2 %! " $ % $( ) "$! && ) ! n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? al bla-bla-bla fine a sĂŠ stesso; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? al dare spaUNIVERSITĂ&#x20AC; ! %' & ) ! "$ $ ! , ! $ ! zio !alle &$ $ ! + $ %-­ idee portatrici di DEL SALENTO: valore aggiunto; %&' ' %" && ! %! %! " & Conoscienza n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? a una linea edito ! &$ &&

â&#x20AC;&#x201D; >pag.5 Â Â asservita â&#x20AC;&#x201D; >pag.13 "$! %% ! riale a interessi di e sapere parte; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? a unâ&#x20AC;&#x2122;informazione plurale e indipendente; a pag. 8 n â&#x20AC;&#x153;noâ&#x20AC;? ad accettare che il comportamento eticamen ! "!$& $ $ %" &&! te corretto %% finisca lĂ dove RICHIAMO3 quello â&#x20AC;&#x153;penal ! %& %%! " $ ! ! comincia

$! ! mente rilevanteâ&#x20AC;?; â&#x20AC;&#x153;siâ&#x20AC;? ad ! (! -­ TITOLO DEL accettare un limite %!"$ &&'&&! ' ) !  etico  â&#x20AC;&#x201D; >pag.8 RICHIAMO: tanto piĂš stringente quanto

La  Manovra  Salva  Italia  cambia  i  lavori  pubblici 1

segue a pag. 3 e 4

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

NOVITĂ&#x20AC; NEL SOLCO DELLA TRADIZIONE

Câ&#x20AC;&#x2122;è solo un ingegnere nella squadra

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

La situazione mondiale dopo Fukushima Modello  tedesco  per  le  tariffe

RAPPORTO Â CNI Â SUI Â BANDI Â DI Â PROGETTAZIONE

a pag. 8

a pag. 6

Le  Rinnovabili  sono  la  causa  degli  aumenti  della  bolletta  elettrica

Numeri indici: gen 2007 = 100

220 210 200 190 180 170

150 140 130 120 110 100 90

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

Jan-08

80 Jan-07

FV INTEGRATO Meno coStoSo, piĂš appetiBile

ISOLAMENTO come funziona il cappotto acustico?

RETROFIT ENERGETICO re-Skinning awards for buildings

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

EVENTI report Mce 2010

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

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

del gas per un consumatore domestico tipo

240 230

70

Stefano Boeri

segue a pag. 5

Andamento del prezzo del petrolio e dei prezzi dell'energia elettrica e 260 250

160

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INTERVISTE

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

MERCOLEDĂ&#x152; Â 18 Â GENNAIO Â 2012

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AiCARR informa

a cura di Lucia Kern

Il 19 ottobre, comfort e consumi energetici reali al 30º Convegno di Bologna

L’atteso appuntamento con il Convegno AiCARR al Saie di Bologna, ospitato il 19 ottobre presso il Palazzo Affari, si propone come punto di incontro fra edilizia ed energia. L’evento mantiene la promessa espressa dal titolo “Oltre la certificazione energetica: progettazione e gestione del sistema edificio impianto per ottimizzare il comfort ed i consumi energetici reali”: le 25 relazioni in programma, alcune previste nella Sessione Poster, sono presentate da esperti del settore e permettono di condividere risposte concrete basate su dati reali, raccolti anche nell’ambito di applicazioni già operative sul territorio: supermercati, edifici residenziali e del terziario, aule scolastiche, campus universitari. È così che tematiche quali integrazione del sistema edificio-impianto, fonti rinnovabili, comfort, sistemi di regolazione e building automation trovano

Tutti i premi al Convegno di Bologna

collocazione in un panorama fortemente ancorato alla realtà, il punto di vista più utile per chi opera quotidianamente nell’ambito del complesso sistema edificio-impianto.

Nel corso del Convegno, introdotto dai saluti del Presidente del Comitato scientifico Alessandro Cocchi e dalla relazione del Presidente AiCARR Michele Vio, è in programma la premiazione dei vincitori del Premio tesi di laurea AiCARR, del vincitore del Premio tesi di laurea Nino Alfano e dei Rehva Fellow 2012 per l’Italia.

Il Convegno dà diritto a 5 crediti formativi per i Periti industriali iscritti al Collegio di Bologna.

La partecipazione è gratuita per i Soci AiCARR.

Il 19 ottobre, in occasione del 30º Convegno AiCARR di Bologna, saranno premiati i vincitori del Premio Tesi di laurea AiCARR, messo in palio dall’Associazione per quattro studenti che abbiano svolto una tesi sulle tematiche del risparmio energetico e del benessere sostenibile. Saranno premiati anche i vincitori della Borsa di Studio “Nino Alfano”, offerta dalla famiglia Alfano e rivolta a ingegneri o architetti che abbiano discusso una tesi nel campo della qualità globale dell’ambiente interno o di tematiche correlate. Nel corso del Convegno verranno assegnati anche i riconoscimenti ai Rehva Fellow italiani per l’anno 2012.

Titolo della tesi: Impianto sperimentale per la valutazione delle prestazioni di una pompa di calore R744 (CO2). Primi risultati relativi alla climatizzazione invernale.

• Francesco Tesser, Università degli Studi di Padova – Ingegneria dip. fisica tecnica Relatore: Dr. Ing. Claudio Zilio Titolo della tesi: Analisi sperimentale sugli effetti di un eiettore in una pompa di calore operante con anidride carbonica.

Premio Tesi di laurea AiCARR • Angelo Martucci, Politecnico di Milano – Facoltà di Architettura Relatore: prof. Giuliano Dall’O’ Titolo della tesi: Summer Performance: simulazione e verifica delle prestazioni energetiche estive di edifici residenziali ad alta efficienza a Milano.

• Vitale Melchiorre, Università Politecnica delle Marche – Ingegneria Termomeccanica Relatore: prof. ing. Giovanni Latini Titolo della tesi: Analisi teorica e test su prototipi di concentratori solari parabolici assiali per processi industriali • Paola Rovella, Università della Calabria – Ingegneria Energetica Relatore: prof. Giuseppe Oliveti

Premio tesi di laurea “Nino Alfano” • Robert David Friets e Anna Acconcia, Università degli Studi di Napoli Federico II – Ingegneria Biomedica Relatore: prof. Giuseppe Riccio Titolo della tesi: “Sviluppo di un software per la valutazione della distribuzione spaziale delle condizioni di comfort termoigrometrico. Parte 1: analisi del problema e metodo di soluzione. Parte 2: implementazione e rappresentazione dei risultati” Rehva Fellow • Prof. Livio de Santoli, Università La Sapienza di Roma • Prof. Livio Mazzarella, Politecnico di Milano

Il Seminario sulla refrigerazione vi dà appuntamento a Vicenza il 29 novembre

“Refrigerazione a basso effetto serra. Tendenze verso la sostenibilità” è il titolo del Seminario organizzato dalComitato Tecnico Refrigerazione di AiCARR, in programma a Vicenza il 29 novembre. L’evento, che rappresenta ormai un appuntamento da non perdere per tutti coloro che operano nel settore, può contare sul prestigioso supporto tecnico e culturale di IIR, ASHRAE e REHVA: le tre associazioni saranno rispettivamente rappresentate dagli interventi del direttore Didier Coulomb, e dei presidenti Tom Watson e Michael Schmidt.

L’edizione 2012 vede in programma una decina di relazioni a invito affidate ad autorevoli relatori internazionali: i lavori illustreranno la situazione dei refrigeranti a basso effetto serra sia sintetici (HFO) che naturali, la legislazione in materia, le nuove tecnologie e lo stato dei componenti degli impianti. Il tutto con particolare riferimento al condizionamento dell’aria, senza tralasciare i risvolti della refrigerazione commerciale in generale.

AiCARR informa Igiene e manutenzione degli impianti di climatizzazione: i nuovi corsi di AiCARR Formazione

Le Linee guida per la definizione dei protocolli tecnici di manutenzione predittiva sugli impianti di climatizzazione* prevedono che “gli interventi operativi di manutenzione ma anche le ispezioni e le eventuali riparazioni debbano essere effettuate da personale specializzato che abbia una completa e appropriata formazione”. AiCARR, che ha collaborato alla stesura delle Linee Guida, come sempre mette a disposizione la propria competenza in materia, proponendo un corso di formazione completo, pensato per offrire ai tecnici addetti alla manutenzione degli impianti di climatizzazione e al personale di ASL e altre istituzioni con compiti di vigilanza e controllo tutte le competenze necessarie all’esercizio della loro attività ai sensi di quanto previsto dalle Linee Guida.

La proposta didattica, che ha un’impostazione teorico-applicativa, è articolata in due moduli dedicati rispettivamente alla formazione specifica richiesta dalle Linee Guida per le figure professionali di Categoria B (formazione per operazioni semplici) e di Categoria A (formazione dei responsabili dell’igiene).

In considerazione della particolare rilevanza che l’argomento trattato assume nei contesti sanitari, l’intero corso farà particolare riferimento ad applicazioni e problematiche tipiche delle strutture sanitarie.

Questo il programma.

• Formazione di figure di categoria “B” Modulo MA01 – 21-22-23 novembre – Importante: il test d’ingresso on line si terrà il 26 ottobre oppure il 12 novembre Il corso, della durata complessiva di 36 ore, ha come obiettivo la formazione del personale di categoria “B” (formazione per operazioni semplici) secondo quanto previsto dalle “Linee guida per la definizione di protocolli tecnici di manutenzione predittiva sugli impianti di climatizzazione”.

Preme far rilevare che per la frequenza al corso è richiesta la conoscenza di base dei sistemi di climatizzazione. Condizioni per l’ammissione sono in alternativa: il superamento del test di ingresso, la partecipazione al corso AiCARR

SA01 “Impianti termici e di climatizzazione per le strutture sanitarie – Impianti di climatizzazione e architettura dei sistemi impiantistici” oppure la frequenza dei moduli della Scuola di Climatizzazione AiCARR PS1F-PS2F-PS3F-PR1FPR5F-PR6F-CE1F-CE2F-CE4F-RE1F (percorso Fondamenti).

Al termine del corso i partecipanti potranno sostenere un test di valutazione delle competenze acquisite e, ad esito positivo, conseguire l’attestazione di “Operatore qualificato di Categoria B secondo Linee guida per la definizione di protocolli tecnici di manutenzione predittiva sugli impianti di climatizzazione”.

• Formazione di figure di categoria “A” Modulo MA01 – 21-22-23 novembre (test d’ingresso on line 26 ottobre oppure 12 novembre) + modulo MA02 – 13-14 dicembre Il corso, della durata complessiva di 56 ore, ha come obiettivo la formazione del personale di categoria “A” (formazione per responsabili di igiene) secondo quanto previsto dalle “Linee guida per la definizione di protocolli tecnici di manutenzione predittiva sugli impianti di climatizzazione”.

Per la frequenza delle due giornate del modulo MA02 è indispensabile aver seguito e superato con esito positivo il modulo MA01 (l’accesso al primo modulo prevede gli stessi requisiti indicati sopra per la categoria B). Al termine del corso i partecipanti potranno sostenere un test di valutazione delle competenze acquisite e, ad esito positivo, conseguire l’attestazione di “Responsabile dell’igiene qualificato di Categoria A secondo Linee guida per la definizione di protocolli tecnici di manutenzione predittiva sugli impianti di climatizzazione”.

I due corsi sono affidati ad alcuni fra i migliori esperti delle materie trattate, fra i quali alcuni esperti INAIL. Tutte le informazioni sui corsi e sulle modalità di esecuzione del test online sono pubblicati sul sito AiCARR. *Ministero della Salute – Accordo Stato-Regioni Prov. n. 2636 del 05/10/2006 in G.U. n. 256 del 03/11/2006

Smoke Control: a breve, il Seminario condotto da John H. Klote

L’evento AiCARR Formazione più prestigioso del 2012 è il Seminario “Smoke control by pressurization. From design to commissioning”, in programma a Milano il 30 ottobre. Progettisti, personale tecnico di aziende produttrici di componenti, installatori, manutentori e in generale gli esperti del settore antincendio non possono lasciarsi sfuggire questa opportunità di aggiornamento irripetibile, resa possibile unicamente dalla lunga esperienza AiCARR nel campo della formazione e dagli ottimi rapporti coltivati dall’Associazione a livello internazionale. Ricordiamo che il Seminario, organizzato in collaborazione con ASHRAE e con il contributo di ANACE, vede come docente unico e d’eccezione lo statunitense John H. Klote, uno fra i massimi esperti internazionali sul tema, che, a fine giornata, illustrerà ai presenti casi concreti tratti dalla sua lunga e articolata esperienza professionale.

Il programma del Seminario 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 presentate 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.

Il Seminario si terrà in inglese con traduzione consecutiva in italiano; per fruire al meglio dei contenuti, è indispensabile la conoscenza della lingua inglese.

A novembre, il corso sulla Norma UNI TS 1300 parte 4 è vicino a casa

Oltre 30 persone hanno partecipato lo scorso 3 ottobre a Milano alla giornata dedicata alla parte quarta delle Norme UNI TS 11300: una novità assoluta proposta dalla Scuola di Climatizzazione nell’ambito del percorso Approfondimenti.

Visto il grande interesse suscitato dal corso e le numerose richieste pervenute per la programmazione di un ulteriore appuntamento, AiCARR Formazione non solo propone nuovamente il corso nel mese di novembre ma, con la preziosa collaborazione dei Delegati territoriali, lo porta sul territorio, in varie città italiane.

La parte quarta delle Norme UNI TS 11300, pubblicata lo scorso maggio, conclude la serie delle specifiche tecniche UNI TS 11300 volte alla verifica delle prestazioni energetiche del sistema edificio-impianto. In particolare, fornisce dati e metodologie di calcolo per la determinazione dei fabbisogni di energia termica utile richiesti dai servizi energetici degli edifici, quali la climatizzazione invernale ed estiva, la produzione di acqua calda sanitaria, la ventilazione, l’illuminazione e l’utilizzo di fonti rinnovabili.

Il corso rappresenta quindi un’importante opportunità di aggiornamento sull’utilizzo corretto e l’analisi critica di questa specifica tecnica, sulla corretta applicazione della procedura di calcolo adottata dalla norma e sulla di

determinazione della quota di energia coperta da fonte rinnovabile per il soddisfacimento dei fabbisogni energetici, anche alla luce di quanto previsto dall’allegato 3 del D.Lgs 28/2011.

Il corso è pensato principalmente per progettisti del settore climatizzazione, tecniche di aziende di gestione e fornitura di servizi energetici, tecnici addetti alla verifica, manutenzione e controllo del funzionamento degli impianti, tecnici di enti locali, e per figure professionali che, pur non specializzate nell’ambito della progettazione di impianti di climatizzazione, hanno l’esigenza di conoscere come determinare la quota di energia prodotta da fonti rinnovabili e tradizionali.

Sono in programma giornate nelle città di Genova, Torino, Pavia, Bergamo, Brescia, Padova, Trieste, Bologna, Firenze, Roma, Pescara, Napoli, Cosenza, Bari, Catania, Palermo, Cagliari. Per le date, vi invitiamo a consultare il sito, dove, all’approssimarsi di ogni evento, saranno disponibili tutte le informazioni utili e il modulo per l’iscrizione online che consentirà anche, a coloro che lo desiderano, di prenotare una copia della Norma a un prezzo particolarmente vantaggioso (40,00 € anziché 114,50 €).

I prossimi corsi della Scuola di Climatizzazione Proseguono in autunno i corsi della Scuola di Climatizzazione di Milano, dove sono in programma giornate relative al percorso Approfondimenti, pensato per offrire un livello di più approfondita conoscenza a chi già opera nel mondo della climatizzazione, e del percorso Specializzazione, rivolto a tutti coloro che, già esperti, sentono l’esigenza di un approfondimento o un aggiornamento su temi particolari.

Il calendario: • Taratura, bilanciamento e collaudo impianti (percorso Approfondimenti) 22 ottobre – Collaudo e strumenti di misura (TA1A) 23 ottobre – Laboratorio taratura e bilanciamento reti aerauliche (TA3A) 13 novembre – Laboratorio taratura e bilanciamento reti idroniche (TA2A) • Cogenerazione (percorso Approfondimenti) 6 novembre – Cogenerazione: fondamenti (CO1A)

7 novembre – Cogenerazione: applicazioni (CO2A) • Progettazione di impianti particolari (percorso Approfondimenti) 8 novembre – Progettazione di sistemi radianti (PR1A) 9 novembre – Impianti VMC a recupero di calore (PR3A) • Analisi economiche del sistema edificio-impianto (percorso Specializzazione) 14 novembre: Analisi economiche: fondamenti (AN1S) 15 novembre: Analisi economiche nel confronto di sistemi edificio/impianto (AN2S) • Il commissioning (percorso Specializzazione) 27 novembre – Il Commissioning degli impianti: fondamenti (CM1S) 28 novembre – Il Commissioning degli impianti: approfondimenti (CM2S)

Le informazioni e i moduli per l’iscrizione online a tutti gli eventi AiCARR sono pubblicati sul sito www.aicarr.org

Le soluzioni di oggi per i progetti di domani…

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Fascicolo

DOSSIER MONOGRAFICO

FOCUS TECNOLOGICO

#13

Ventilazione

Evacuazione fumi e compartimentazione

#14 Misure, diagnosi e Catena del freddo

collaudi

#15

Pompe di calore

Scambiatori

#16

Impianti di riscaldamento

Recuperatori di calore

#17 Centrali frigorifere

#10

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

Organo Ufficiale AiCARR

Organo Ufficiale AiCARR

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

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

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

La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

Generazione disTribuiTA

refrigerazione

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

AnnO 3 - FEBBRAIO 2012

La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

a cOnFROntO gruPPi POliVAlenTi tERmOREGOLaZiOnE le CurVe Per migliOrAre il rendimenTO cOnDOmini POmPA di CAlOre vs CAldAiA A COndensAziOne GEOtERmia AnAlisi TemPOVAriAnTe RiquaLiFicaRE cOn LE pOmpE Di caLORE LO sviLuppO DEi tERminaLi vEntiLaRE pER iL REtROFittinG uni/ts 11300 paRtE 4

riquAlifiCAziOne impiantistica

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

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

BesT PrACTiCes Per EDIFICI DIREZIONALI

ambiente

refrigerazione

AnnO 2 - novembre/dicembre 2011

eurO15

La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

condizionamento

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AnnO 2 - OTTOBRE 2011

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EFFICIENZA e COMFORT negli AlBergHi

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La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

condizionamento

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refrigerazione

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

condizionamento

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condizionamento

ambiente

#12

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

condizionamento

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AnnO 2 - SETTEMBRE 2011

Riqualificazione impiantistica

#11

riscaldamentoenergia ISSN:2038-2723

condizionamento

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Generazione distribuita

Organo Ufficiale AiCARR

#9

Best Practices per edifici direzionali

Organo Ufficiale AiCARR

Efficienza e comfort negli alberghi

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OGGI È SEMPLICE, ECONOMICO E VELOCE TRASFORMARE IL RISCALDAMENTO CENTRALIZZATO IN UN IMPIANTO AUTONOMO Il sistema Coster integra contabilizzazione e regolazione in un unico sistema automatico, gestibile da telecomando e da cellulare.

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