Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria

Pompe di Calore &
Multifunzione
quadernotecnico
Il COP delle pompe di
calore evaporanti ad aria
Tutto quello che si deve conoscere sui parametri che influenzano
la resa e l’efficienza dei gruppi frigoriferi a ciclo inverso per evitare
sorprese nella progettazione degli impianti
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INDICE
0 ........... PREMESSA
5
1 ........... DAL CICLO FRIGORIFERO TEORICO A QUELLO REALE
5
1.1
INFLUENZA DEL COMPRESSORE
6
1.2
PERDITE DI CARICO DEL CIRCUITO FRIGORIFERO REALE
7
1.3
EFFICIENZA DEGLI SCAMBIATORI
7
1.4
INFLUENZA DELL’UMIDITÀ RELATIVA DELL’ARIA
8
2 ........... PRESTAZIONI NOMINALI DELLE POMPE DI CALORE
9
3 ........... INFLUENZA DELLA FORMAZIONE DI BRINA SULLA BATTERIA EVAPORANTE
10
4 ........... INFLUENZA DELLA GEOMETRIA DELLA BATTERIA EVAPORANTE
14
5 ........... INFLUENZA DELLA LOGICA DI SBRINAMENTO
15
6 ........... INFLUENZA MARGINALE DELLA PARZIALIZZAZIONE
19
7 ........... COME INTERPRETARE I DATI DI CATALOGO DEI COSTRUTTORI
19
8 ........... BATTERIE EVAPORANTI DI NUOVA TECNOLOGIA
21
9 ........... CONCLUSIONI
23
10 ......... BIBLIOGRAFIA
23
TABELLA 2A – POMPE DI CALORE AD ALTA EFFICIENZA: TU >2°C
24
COEFFICIENTI K1 DI CORREZIONE DELLA RESA
24
TABELLA 2A - POMPE DI CALORE AD ALTA EFFICIENZA: TU >2°C
COEFFICIENTI K2 DI CORREZIONE DELLA RESA
25
TABELLA 2B – POMPE DI CALORE STANDARD: 2°C > TU > 0°C
COEFFICIENTI K1 DI CORREZIONE DELLA RESA
TABELLA 2B – POMPE DI CALORE STANDARD:
2°C > TU > 0°C
TABELLA 2C – POMPE DI CALORE CON BATTERIA SOTTODIMENSIONATA: TU < 0°C
COEFFICIENTI K1 DI CORREZIONE DELLA RESA
TABELLA 2C – POMPE DI CALORE CON BATTERIA SOTTODIMENSIONATA: TU < 0°C
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26
COEFFICIENTI K2 DI CORREZIONE DELLA RESA
COEFFICIENTI K2 DI CORREZIONE DELLA RESA
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Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
Tutto quello che si deve conoscere sui parametri che influenzano la resa e l’efficienza dei
gruppi frigoriferi a ciclo inverso per evitare sorprese nella progettazione degli impianti
0
PREMESSA
La pompa di calore evaporante ad aria è sicuramente una tra le macchine frigorifere più interessanti dal
punto di vista ingegneristico. Più complessa di un gruppo frigorifero tradizionale o di una pompa di calore
evaporante ad acqua, essa si è sviluppata negli anni per merito di un’intensa attività di ricerca atta a
determinare i criteri ideali di dimensionamento dei vari componenti, ma soprattutto grazie a un costante
rilievo delle prestazioni sul campo che ha permesso di individuare accorgimenti, apparentemente anche
di lieve entità, spesso però fondamentali per il miglioramento delle prestazioni energetiche.
Il presente lavoro vuole essere di ausilio al progettista nell’interpretare correttamente i dati di
funzionamento forniti dai costruttori, così da facilitare la scelta della pompa di calore, il dimensionamento
dei componenti dell’impianto e l’analisi delle prestazioni energetiche stagionali, al di là di quanto previsto
dalle normative vigenti o da alcune proposte di modifica che tendono a enfatizzare aspetti marginali,
tralasciandone altri molto più importanti.
1
DAL CICLO FRIGORIFERO TEORICO A QUELLO REALE
In natura il calore passa sempre da un corpo a temperatura più calda a un corpo a temperatura più
fredda. I principi della termodinamica ci insegnano che il percorso inverso, ovverosia il passaggio di
calore da un corpo a temperatura più fredda a uno a temperatura più calda, può avvenire solo in
presenza di cessione di lavoro al sistema. Il circuito frigorifero attua questo passaggio “innaturale”: il
lavoro meccanico, fornito dal compressore, permette il passaggio di calore da una sorgente a
temperatura inferiore TL, quella a contatto con l’evaporatore, a una a temperatura superiore TH, quella a
contatto con il condensatore.
Nel caso di ciclo ideale le temperature TH e TL corrispondono a quelle rispettivamente di condensazione
e di evaporazione perché le superfici di scambio sono considerate infinite e il rendimento degli
scambiatori pari al 100%. In queste condizioni l’efficienza del sistema dipende esclusivamente dalle
temperature delle due sorgenti di lavoro della pompa di calore, secondo la relazione:
COPCARNOT =
TH
TH − TL
[1]
con le temperature espresse in gradi Kelvin. Il COP ideale di una pompa di calore che lavori producendo
acqua a 45°C con aria alla batteria a 7°C è di 8,38.
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Nella realtà è impossibile riprodurre il ciclo ideale: compressore, organi dell’impianto e gli scambiatori di
calore hanno rendimenti inferiori all’unità cosicché il valore del COP reale si discosta di parecchio
rispetto al valore massimo teoricamente raggiungibile.
1.1
Influenza del compressore
Un compressore frigorifero comprime il fluido dalla pressione di aspirazione a quella di mandata. Le fasi
di condensazione ed evaporazione del fluido frigorigeno avvengono a temperatura e pressione costante,
pertanto vi è una correlazione univoca tra la temperatura e la pressione. Ciò è totalmente vero per i
refrigeranti monocomponenti, mentre le miscele si comportano in modo diverso. L’R407C, durante le fasi
di evaporazione e di condensazione cambia di temperatura (fenomeno noto con il nome di glide): tale
variazione è limitata a pochi gradi consentendo di definire un valore medio, sia di temperatura, sia di
pressione. Per l’R410A il valore di glide è talmente esiguo, da poter essere trascurato. E’ quindi
indifferente, parlando di un ciclo frigorifero, riferirsi alla temperatura o alla pressione di condensazione e
di evaporazione.
In un ciclo ideale le temperature di aspirazione e di mandata corrispondono esattamente a quelle di
evaporazione e di condensazione. Un compressore frigorifero lavora generalmente con un rendimento
compreso tra il 55% e il 60%: le perdite sono dovute agli attriti meccanici, alle perdite volumetriche, alle
perdite di carico delle valvole, alle perdite di temperatura sulle testate, al rendimento del motore elettrico.
Nella figura 1 sono riportate le curve di resa frigorifera di un compressore alternativo semiermetico in
funzione della temperatura di aspirazione e della temperatura di mandata. Come si vede, la resa
diminuisce, sia all’aumentare della temperatura di mandata, sia al diminuire della temperatura di
evaporazione.
RESA FRIGORIFERA [kW]
250
200
150
100
50
0
-1 5
-1 0
-5
0
5
10
TEM P ER A TU R A D I A S P IR A Z IO N E [ °C ]
Tm an. = 3 5 °C
Tm an. = 4 0 °C
Tm an. = 4 5 °C
Tm an. = 5 0 °C
Tm an. = 5 5 °C
Tm an. = 6 0 °C
Figura 1: resa frigorifera di un compressore semiermetico alternativo in funzione delle temperature di lavoro
Nella figura 2 sono riportate le curve di COP dello stesso compressore durante il suo funzionamento a
pompa di calore. Le curve sono date in funzione della temperatura di aspirazione e per temperature di
mandata di 45°C e 50°C. Per rendere possibile un raffronto è anche riportato il COP per un ciclo ideale
di Carnot che lavori su una condensazione a 45°C.
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COP
7
6
5
4
3
2
-1 5
-1 0
-5
0
5
10
TEM P ER A TU R A D I A S P I R A Z I O N E [ °C ]
C O P C a r n o t (T m a n = 4 5 ° C )
T m an . = 4 5 °C
T m an . = 5 0 °C
Figura 2: COP di un compressore semiermetico alternativo in funzione delle temperature di lavoro, confrontato con il COP
teorico per temperatura di condensazione di 45°C.
L’efficienza del compressore diminuisce al diminuire della temperatura di aspirazione e all’aumentare
della temperatura di mandata, allo stesso modo del COP del ciclo teorico. A differenza del ciclo teorico,
però, le temperature di aspirazione e di mandata differiscono sia dalle temperature di evaporazione e
condensazione, a causa delle perdite di carico generate dai componenti dell’impianto, sia dalle
temperature delle sorgenti fredda e calda, a causa degli scambiatori di calore. Ciò allontana
ulteriormente il valore di COP di una macchina reale da quello di un ciclo ideale.
1.2
Perdite di carico del circuito frigorifero reale
Il percorso del refrigerate attraverso tubazioni di mandata tra compressore e condensatore e tra
evaporatore e compressore inducono perdite di carico: per questo motivo la pressione di aspirazione
risulta minore della pressione di evaporazione e quella di mandata superiore della pressione di
condensazione. In realtà nei gruppi frigoriferi normali e nelle pompe di calore condensate ad acqua
senza inversioni di ciclo, queste perdite sono quasi trascurabili e la differenza delle relative temperature
è dell’ordine di qualche decimo di grado.
Nelle pompe di calore evaporanti ad aria, invece, le perdite di carico sono rilevanti, soprattutto sul lato
aspirazione, per la presenza degli organi aggiuntivi di cui sono dotate. Tre sono le principali fonti di
perdite di carico:
•
la valvola a quattro vie d’inversione di ciclo;
•
i ricevitori di liquido;
•
i separatori dell’olio.
Nelle pompe di calore di serie la differenza tra temperatura di aspirazione e la temperatura di
evaporazione può essere compresa tra 2K e 3K.
1.3
Efficienza degli scambiatori
Nel ciclo teorico gli scambiatori si sono supposti di dimensioni infinita: la temperatura di evaporazione e
di condensazione corrispondono esattamente alle temperature delle due sorgenti, calda e fredda. In
realtà lo scambio termico può avvenire solamente qualora sussista una differenza di livello tra la
temperatura di condensazione e quella della sorgente calda e la temperatura di evaporazione e quella
della sorgente fredda.
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Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
Nelle pompe di calore evaporanti ad aria lo scambiatore in condensazione è spesso di tipo ad acqua con
il fluido frigorigeno nel fascio tubiero per le macchine di maggior potenza e nelle piastre per quelle più
piccole. Lo scambio fluido refrigerante – acqua avviene con efficienza mediamente elevata: in una
macchina correttamente dimensionata la differenza di temperatura tra l’acqua e il refrigerante in
condensazione è di circa 5K. In pratica, per produrre acqua a 45°C, generalmente una pompa di calore
condensa a circa 50°C.
Diversamente avviene per le batterie evaporanti aria – fluido frigorigeno: innanzitutto uno scambio di
calore con l’aria attraverso la batteria ha un’efficienza inferiore a quello tra acqua e fluido in uno
scambiatore a fascio tubiero, ma soprattutto il fenomeno diviene più complesso per l’ingresso di una
grandezza fondamentale e troppo spesso trascurata: l’umidità contenuta dell’aria.
1.4
Influenza dell’umidità relativa dell’aria
L’umidità relativa dell’aria è l’elemento che maggiormente influenza il funzionamento di una pompa di
calore, aumentandone o diminuendone l’efficienza a seconda delle condizioni di lavoro,
condizionandone la resa stessa. Il non tenerne conto porta a grossolani errori in fase di progetto, a
situazioni critiche durante il funzionamento e soprattutto induce a valutazioni di consumi energetici
inattendibili. Malgrado ciò, le norme UNI collegate ai decreti applicativi ignorano totalmente questo
parametro, così come alcuni metodi di valutazione del COP medio recentemente proposti.
Per capire l’importanza dell’umidità dell’aria per una pompa di calore bisogna innanzitutto comprendere
come viene effettuato il dimensionamento della batteria evaporante e poi osservare un diagramma
psicrometrico, ricordando quanto è stato detto precedentemente sul compressore.
Il dimensionamento della batteria di una pompa di calore è effettuato sulla base dei dati estivi, quando
essa deve funzionare come condensatore. I vincoli principali che si pongono a un progettista di
macchine sono determinati innanzitutto dagli ingombri che la macchina deve avere e, in secondo luogo,
dai costi. Per questi motivi una buona pompa di calore di serie ha la batteria condensante dimensionata
per un salto termico tra aria e fluido compreso tra 12°K e 15°K: con aria esterna a 35°C la
condensazione avviene tra 47°C e 50°C. La batteria così scelta viene verificata in inverno quando lavora
in evaporazione, quindi con una potenza scambiata minore. A differenza dell’estate, quando il
trattamento dell’aria è solamente sensibile, in inverno la batteria può scambiare, con umidità relative
superiori al 50%, anche il calore latente, con conseguenze facilmente intuibili osservando la figura 3
nella quale sono confrontate le condizioni di lavoro della stessa batteria nelle condizioni di 5°C con l’80%
e poi con il 50% di umidità relativa.
Figura 3 : trasformazioni dell’aria in una batteria evaporante riportate su diagramma ASRHAE
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A parità di temperatura dell’aria, per scambiare la stessa quantità di calore (uguale salto entalpico) la
temperatura di uscita dell’aria dalla batteria deve essere inferiore nel caso in cui l’umidità relativa più
bassa. Di conseguenza deve essere più bassa anche la temperatura di evaporazione. In precedenza si
è visto che il compressore rende di meno al diminuire della temperatura di evaporazione e diminuisce
anche di efficienza: il salto entalpico risultante sarà pertanto inferiore.
Da questa considerazione si deduce che, a parità di temperatura e al diminuire dell’umidità relativa una
pompa di calore:
•
lavora con temperatura di evaporazione inferiore (figura 4);
•
diminuisce la propria resa;
•
peggiora il proprio COP.
Per valori al di sotto del 50% di UR lo scambio è solamente sensibile e resa e COP non diminuiscono
ulteriormente.
Ovviamente, superfici di batterie surdimensionate e portate d’aria maggiori non possono che innalzare il
valore della temperatura di evaporazione, a tutto vantaggio dell’efficienza; per contro, portate d’aria
inferiori e superfici sottodimensionate abbassano la temperatura di evaporazione, peggiorando
fortemente l’efficienza complessiva della macchina.
Tra la temperatura dell’aria in uscita e quella di evaporazione c’è una relazione diretta. I fenomeni di
scambio di una batteria aria – gas refrigerante sono particolarmente complessi, ma senza grandi errori si
può considerare che la differenza tra la temperatura di evaporazione e la temperatura superficiale della
batteria sia mediamente di 2,5K e la differenza tra la temperatura superficiale e la temperatura dell’aria
in uscita sia di 1,5K circa. In totale, abbiamo una differenza di circa 4K tra temperatura dell’aria e
temperatura di evaporazione.
L’umidità relativa influenza molto la formazione di ghiaccio sulla batteria, ma di questo si parlerà in
seguito, nel capitolo riguardante lo sbrinamento.
Si può a questo punto riassumere il percorso fin qui compiuto per passare dall’efficienza del ciclo
frigorifero teorico a quella del ciclo frigorifero reale.
2
1. teorico con sorgente fredda a 7°C e sorgente calda a 45°C
2. compressore reale funzionante a 7°C evaporazione – 45 °C condensazione
COP = 8,38
COP = 4,74
3. perdite di carico del circuito: 5°C evaporazione – 45°C condensazione
COP = 4,53
4. perdite scambiatore acqua: 5°C evaporazione – 50°C condensazione
COP = 4,10
5. perdita scambiatore aria: -3°C evaporazione – 50°C condensazione
COP = 3,52
PRESTAZIONI NOMINALI DELLE POMPE DI CALORE
La resa nominale di una pompa di calore, secondo la normativa EUROVENT o secondo la UNI 9218, è
data per una temperatura dell’aria di 7°C a bulbo secco e 6°C a bulbo umido (87% di Umidità Relativa):
valori estremamente favorevoli per quanto detto nel capitolo precedente. Con valori di umidità relativa
inferiori la resa della macchina scende in maniera anche considerevole. E’ necessario che il progettista
sia in grado di prevedere questa diminuzione, al fine di evitare spiacevoli sorprese una volta installata
l’unità.
A parità di temperatura di produzione dell’acqua, la resa di una pompa di calore varia, sia in funzione
della temperatura dell’aria, sia in funzione della sua umidità relativa. L’influenza di quest’ultima è tanto
maggiore quanto maggiore è la temperatura dell’aria. Se si osserva il digramma dell’aria umida appare
evidente come la curva di saturazione non abbia una pendenza costante, ma si arcui all’aumentare della
temperatura (andamento di una cubica). A parità di salto termico di due punti lungo la curva di
saturazione, il Dx è maggiore per temperature dell’aria maggiori. Per temperature inferiori a 0°C, invece,
la curva di saturazione tende ad appiattirsi, così che lo scambio latente possibile è molto basso. Ciò
spiega la divergenza delle curve del diagramma di figura 4 alle alte temperature.
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TEMPERATURA EVAPORAZIONE
5
0
-5
-10
-15
-20
-10
-5
0
5
10
15
TEMPERATURA ARIA
UR=100%
UR=90%
UR=80%
UR=70%
UR=60%
UR<50%
Figura 4: temperatura di evaporazione di una pompa di calore in funzione della temperatura e dell’umidità dell’aria (valori medi
indicativi per macchine di serie)
E’ possibile costruire un diagramma che fornisca coefficienti di correzione della resa delle pompe di
calore da applicare al valore nominale secondo EUROVENT o rilevato secondo UNI 9218, per
calcolarne il reale valore al variare della temperatura e dell’umidità relativa. Il diagramma, riportato in
figura 5, pur indicativo in quanto ogni pompa di calore si comporta diversamente, garantisce margini di
errore limitati ed è sicuramente utilizzabile in mancanza di ulteriori dati delle case costruttrici o come
verifica degli stessi.
3
INFLUENZA DELLA FORMAZIONE DI BRINA SULLA BATTERIA EVAPORANTE
I valori di resa calcolabili attraverso il grafico di figura 5 sono dati istantanei, non mediati nel tempo.
Fino a ora si è considerata la trasformazione dell’aria sulla batteria come se avvenisse in un unico
istante, senza preoccuparsi del suo sviluppo nel tempo. In sostanza è stata fotografata la situazione.
Ora, invece, è necessario “filmarla”.
Questo concetto è molto importante per ciò che riguarda il funzionamento della pompa di calore, come
sarà chiarito alla fine del capitolo. Per i refrigeratori d’acqua, l’energia prodotta nell’arco di un certo
periodo di tempo è data dalla potenza moltiplicata per il tempo considerato, ovviamente supposte
stazionarie le temperature di produzione dell’acqua refrigerata e quelle del fluido di condensazione.
Nelle pompe di calore evaporanti ad aria questo concetto non si può invece applicare. E’ stata ignorata,
fino a questo momento, l’importanza della temperatura superficiale della batteria.
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140%
RESA PERCENTUALE
130%
120%
110%
100%
90%
80%
70%
60%
50%
40%
50%
60%
70%
80%
90%
100%
UMIDITA' RELATIVA
temperatura aria = 15°C
temperatura aria = 5°C
temperatura aria = -10°C
temperatura aria = 10°C
temperatura aria = 0°C
temperatura aria = 7°C
temperatura aria = -5°C
Figura 5: variazione di resa delle pompe di calore rispetto al valore nominale secondo Eurovent (T aria = 7°C UR = 87%) al
variare della temperatura e dell’umidità dell’aria (valori medi indicativi per macchine di serie)
E’ stato dimostrato che la trasformazione comporta una variazione Dx di contenuto d’acqua tra aria in
ingresso e aria in uscita della batteria (figura 3). L’acqua presente nell’aria condensa a contatto con le
alette della batteria, si deposita sulle stesse per poi gocciolare a terra: infatti, se si osserva una pompa di
calore si vedrà sempre una larga pozza d’acqua sotto le batterie formatasi per la condensazione del Dx
citato in precedenza. Questo avviene normalmente. Ma, se la temperatura superficiale delle alette della
batteria scende sotto 0°C l’acqua si trasforma in ghiaccio: si forma brina sulla batteria.
Ciò comporta, nel tempo, una variazione dello scambio termico, anche se istantaneamente non può
essere notato. La sottrazione di calore latente dall’aria avviene ugualmente: che la condensa si trasformi
in ghiaccio non ha alcuna importanza ai fini di un bilancio termodinamico. Tuttavia la presenza di
ghiaccio nella batteria non è indolore perché riduce sia la superficie utile di scambio sia l’area di
passaggio dell’aria. A mano a mano che si forma, il ghiaccio impedisce il corretto trasferimento del
calore dall’aria alla superficie delle alette e, quindi, al fluido frigorigeno: il risultato è quello di una
riduzione progressiva della superficie utile allo scambio. Contemporaneamente aumentano le perdite di
carico del flusso d’aria attraverso le alette in quanto si modifica la geometria frontale della batteria a
causa degli spessori di ghiaccio che si formano. La portata totale d’aria attraverso la batteria diminuisce.
Si innesca un processo a catena: la formazione di brina riduce lo scambio termico per l’effetto combinato
della riduzione della superficie utile e della portata d’aria. Il processo di evaporazione deve comunque
avvenire: la quota di scambio persa per effetto della brina può essere recuperata solo attraverso una
diminuzione della temperatura di evaporazione. La diminuzione della temperatura di evaporazione
comporta una diminuzione della temperatura superficiale e, di conseguenza, un aumento del Dx tra aria
in ingresso e aria in uscita, facilitando ulteriormente la formazione di brina.
E’ un circolo vizioso: alla formazione di brina, la pompa di calore reagisce abbassando la propria
temperatura di evaporazione aumentando di conseguenza la formazione di brina stessa.
L’efficienza peggiora rapidamente e il processo porta rapidamente al collasso. Con la temperatura di
evaporazione si abbassa anche la pressione fino al livello minimo sotto il quale interviene il pressostato
di sicurezza di bassa pressione che arresta il funzionamento della macchina.
A questo punto è necessario sfatare un mito radicato: non è vero che a basse temperature dell’aria
esterna si forma più ghiaccio che a temperatura più elevata. Anzi, è vero il contrario: basta osservare un
diagramma dell’aria umida. Con umidità al 100%, lungo la curva di saturazione, tra 4°C e -2°C la
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differenza di umidità assoluta è di 1,8 g/kg, mentre tra -4°C e -10°C la differenza diventa Dx = 1,2 g/kg.
Nel primo caso si ha un valore 1,5 volte più alto del secondo caso. In termini assoluti significa che una
pompa di calore che dovesse lavorare nelle condizioni del primo caso formerebbe 1,8 grammi di
ghiaccio per ogni kg d’aria trattata. Per fare un esempio tangibile, una pompa di calore da 100 kW tratta
circa 37.000 kg/h d’aria: in quelle condizioni formerebbe sulla batteria circa 44 kg di ghiaccio ogni ora,
contro i 29 kg del secondo caso.
Questo porta a due osservazioni particolarmente interessanti. Innanzitutto è necessario che le pompe di
calore non formino brina per temperature superiori a 6°C in saturazione: per fare ciò le batterie devono
essere dimensionate in modo adeguato. In secondo luogo le condizioni veramente critiche per una
pompa di calore sono quelle comprese tra una temperatura di 5°C e 0°C in presenza di nebbia e non a
temperature inferiori. Ad esempio, con -8°C e 70% di umidità si forma molto meno ghiaccio sulla batteria
che non nell’esempio visto in precedenza.
Per evitare che la batteria si riempia di ghiaccio e la macchina smetta di funzionare si deve effettuare un
ciclo di sbrinamento. In pompa di calore il circuito frigorifero opera utilizzando lo scambiatore refrigerante
- acqua come condensatore e la batteria ad aria come evaporatore. Durante la fase di sbrinamento la
pompa di calore inverte il ciclo: il primo scambiatore torna a operare come evaporatore e la batteria
come condensatore. Lo scioglimento del ghiaccio avviene perché all’interno delle tubazioni della batteria
viene fatto passare il fluido frigorigeno in fase vapore a una temperatura prossima a 80°C.
La durata di un ciclo di sbrinamento è di circa tre minuti: nel primo minuto i ventilatori rimangono fermi in
modo da innalzare il più possibile la temperatura di condensazione e far sciogliere il ghiaccio; nel
secondo e terzo minuto i ventilatori funzionano in modo da agevolare l’asciugatura della batteria dalle
gocce d’acqua depositate. Se, infatti, la pompa di calore invertisse immediatamente il ciclo e la batteria
tornasse a lavorare come evaporatore ancora bagnata, l’acqua presente sulle alette gelerebbe
nuovamente riducendo l’efficacia del ciclo.
Durante il ciclo di sbrinamento, non solo la pompa di calore non fornisce energia, ma addirittura ne
assorbe. Osservando il grafico di figura 6 è possibile vedere l’andamento energetico della macchina a
cavallo di un ciclo di sbrinamento. Se si forma ghiaccio sulla batteria, la resa termica della pompa di
calore decade rapidamente fino al momento in cui è attivato il ciclo di sbrinamento. A questo punto, per
circa 3 minuti la macchina assorbe energia dall’impianto, sottraendola all’acqua, per trasferirla alle
batterie per sbrinare il ghiaccio. In pratica per tre minuti produce energia negativa. Poiché la quantità di
energia negativa è più o meno pari alla quantità di energia positiva normalmente prodotta, grazie
all’elevata temperatura dell’acqua nel condensatore divenuto evaporatore, in termini energetici è come
se la macchina rimanesse ferma per circa 6 minuti. Pertanto, ogni ciclo di sbrinamento comporta una
diminuzione del 10% di energia resa.
150
100
ENERGIA
50
0
0
2
4
6
8 10 1 2 14 16
22 24 26 28 30 32 34 36 3 8 40 42 4 4 46
50 52 54 56 58 60
- 50
- 100
- 150
TEMPO
Figura 6: andamento temporale dell’energia fornita da una pompa di calore
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Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
A questo punto dovrebbe essere chiara la differenza tra resa istantanea e resa mediata nel tempo.
L’esempio più calzante è quello di un’auto che viaggia in autostrada. Se la velocità costante è di 120
km/h e la distanza da percorrere è di 240 km, il tempo del viaggio è di 2 ore; se, però, l’auto rimanesse
ferma 10 minuti per un rifornimento, al termine delle due ore i km percorsi sarebbero solo 220 e ne
resterebbero 20 per terminare il viaggio.
Analogo discorso va fatto per la pompa di calore da 100 kW la quale, in un’ora, dovrebbe produrre 100
kWh (sarebbe più opportuno ragionare in MJ, ma utilizziamo il kWh per immediata comprensione); se
durante quell’ora dovesse compiere un ciclo di sbrinamento, l’energia totale fornita sarebbe solamente di
90 kWh e nel bilancio ne mancherebbero 10 kWh. Peggio ancora, ovviamente, se dovesse compiere
due cicli di sbrinamento. L’efficienza decade di conseguenza, perché il compressore consuma energia
elettrica anche durante il ciclo di sbrinamento.
E’ possibile costruire un diagramma analogo a quello di figura 5 che contempli, però, anche la
diminuzione di resa dovuto allo sbrinamento. Come si vede in figura 7, la formazione di brina e i
conseguenti cicli di sbrinamento fanno cambiare nettamente l’andamento delle curve, soprattutto alla
temperatura di 5°C. E’ inoltre interessante notare come a 7°C con 60% di umidità relativa vi sia la
possibilità di creazione di brina a causa della bassa temperatura di evaporazione: ciò spiega la
discontinuità in quella curva.
140%
RESA PERCENTUALE
130%
120%
110%
100%
90%
80%
70%
60%
50%
40%
50%
60%
70%
80%
90%
100%
UMIDITA' RELATIVA
temperatura aria = 15°C
temperatura aria = 10°C
temperatura aria = 7°C
temperatura aria = 5°C
temperatura aria = -10°C
temperatura aria = 0°C
temperatura aria = -5°C
Figura 7: variazione di resa delle pompe di calore rispetto al valore nominale secondo Eurovent (T aria = 7°C UR = 87%) tenuto
conto dei cicli di sbrinamento dell’aria (valori medi indicativi per macchine di serie)
Analogamente è allora possibile costruire anche un grafico che consenta di determinare l’effettivo COP
di funzionamento della pompa di calore in tutte le condizioni. Le discontinuità delle curve sono
localizzate in prossimità del punto di formazione di brina: con temperature superficiali appena inferiori a
0°C si ha formazione di ghiaccio con conseguente diminuzione di prestazioni.
I due grafici evidenziano l’importanza della formazione di ghiaccio sul funzionamento reale della pompa
di calore. Soprattutto evidenziano come il valore istantaneo nominale dichiarato a catalogo dai costruttori
secondo la già citata norma Eurovent sia assolutamente fuorviante per valutare l’effettiva resa
energetica della pompa di calore e, quindi, i costi annuali energetici ed economici dell’impianto. Ciò è
tanto più vero se, come evidenziato nei prossimi due capitoli, in presenza di unità con batteria
sottodimensionata o con logiche di sbrinamento non adeguate.
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13
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
Come ultima considerazione va evidenziato che lo sbrinamento comporta una maggiore usura sui
compressori. Durante l’inversione del ciclo si invertono le parti del circuito ad alta e bassa pressione, con
inevitabili stress su tutti gli organi del circuito, problemi di fuoriuscita dell’olio dalla coppa del
compressore e, soprattutto, rischio di ritorno di liquido all’aspirazione del compressore. Tutto ciò porta a
un deterioramento degli organi.
COP [% VALORE NOMINALE]
120%
110%
100%
90%
80%
70%
60%
-10
-5
0
5
10
15
TEMPERATURA [°C]
UR = 90%
UR = 70%
UR < 50%
Figura 8: variazione di COP delle pompe di calore rispetto al valore nominale secondo Eurovent (T aria = 7°C UR = 87%) tenuto
conto dei cicli di sbrinamento (macchine ad alta efficienza)
4
INFLUENZA DELLA GEOMETRIA DELLA BATTERIA EVAPORANTE
Il capitolo precedente ha evidenziato un legame diretto tra temperatura di evaporazione, temperatura e
umidità dell’aria e temperatura superficiale della batteria. Questo legame è rappresentato, a parità di
portata dell’aria, dalla geometria della batteria evaporante: una batteria abbondante permette una
temperatura di evaporazione più alta di una batteria di minore superficie e, di conseguenza, porta alla
formazione di brina sulla batteria a temperature inferiori. Per capire l’importanza del dimensionamento
della batteria sull’efficienza del sistema basta osservare il grafico di figura 8: una pompa di calore che
presenti una formazione di brina già a 7°C con UR del 90% mostra la discontinuità più spostata verso
destra e quindi un’efficienza decisamente più bassa di una pompa di calore con batteria di larga
superficie. In via indicativa la perdita di efficienza tra una pompa di calore che, con UR del 90%, inizi la
formazione di ghiaccio a 7°C (valore medio per macchina di serie) rispetto a una che la manifesti a 4°C
(macchina ad alta efficienza) è mostrata in figura 9.
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PERDITA EFFICIENZA per BATTERIA
SOTTODIMENSIONATA
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
30%
25%
20%
15%
10%
5%
0%
-10
-5
0
5
10
15
TEMPERATURA [°C]
UR = 90%
UR = 70%
UR < 50%
Figura 9: perdita di efficienza di una pompa di calore di serie rispetto ad una ad alta effcienza
Come si nota, la perdita di efficienza è localizzata proprio nel range di temperature comprese tra 4°C e
7°C, che rappresentano i valori medi più comuni nelle città dell’Italia settentrionale e centrale. Nel
successivo capitolo sarà spiegato come sia possibile, partendo dai dati nominali del costruttore,
individuare le condizioni di formazione di brina, e quindi, attraverso le tabelle di seguito proposte,
ipotizzare il corretto valore di funzionamento della macchina.
5
INFLUENZA DELLA LOGICA DI SBRINAMENTO
Ancora più importante, sull’effettivo funzionamento della pompa di calore, è la logica del sistema di
sbrinamento adottato dal costruttore. Questo aspetto è generalmente sconosciuto ai progettisti, anche
perché per nulla enfatizzato dai costruttori. Purtroppo, la realtà è questa: anche nell’epoca della
regolazione elettronica quasi tutti i sistemi attualmente in uso non sono capaci di ottimizzare il tempo di
sbrinamento e di impedire che questo si verifichi anche qualora non sia necessario. Solo ultimamente
alcune case costruttrici stanno introducendo logiche intelligenti automatiche più sofisticate che
consentono al microprocessore di capire se vi sia o meno presenza di ghiaccio sulla batteria
I sistemi più diffusi attualmente sono di tre tipi: il primo è basato solamente sul tempo, il secondo integra
il comando a tempo con una lettura di temperatura e il terzo, più completo, integra il tempo con una
doppia lettura: di temperatura e di pressione.
Il primo è il più vecchio e largamente diffuso fino all’introduzione dell’elettronica sulle macchine. Con
questo sistema lo sbrinamento è attivato a tempo, ad esempio ogni 30 minuti, indipendentemente dalle
condizioni dell’aria. E’ facile intuirne gli effetti energetici!
Il secondo sistema effettua una lettura di temperatura dell’aria in uscita dalla batteria: se questa è
inferiore a un valore prefissato, generalmente compreso tra 0°C e 3°C, parte il conteggio. Se dopo il
tempo predefinito, generalmente 30 minuti, la temperatura è ancora inferiore al valore assegnato, parte
lo sbrinamento. Questo sistema è largamente adottato per le pompe di calore di piccola e media potenza
dalla maggior parte dei costruttori.
A prima vista può sembrare che questo secondo sistema sia in grado di evitare lo sbrinamento in molte
situazioni: ciò, però, non è del tutto vero se si pensa a come sono impostati i parametri di regolazione.
Per essere certi di sbrinare ogni qualvolta si formi il ghiaccio bisogna tarare la temperatura minima non
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15
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
inferiore a 1,5°C (differenza tra aria in uscita e superficie della batteria). Si può giocare con il tempo, ma
bisogna pensare che la taratura deve necessariamente tenere presente le condizioni peggiori in assoluto
che si possono verificare durante la stagione, soprattutto nelle fasi di avviamento della macchina al
mattino. Nei climi dell’Italia settentrionale, ad esempio, si deve sempre prevedere la possibilità di avere
una situazione di 5°C con nebbia. Quindi, il tempo deve essere necessariamente breve, massimo 30
minuti, per evitare rischi di blocco in condizioni critiche.
Poi bisogna considerare anche il fattore umano. Generalmente la taratura è eseguita dal frigorista della
casa costruttrice o che gestisce l’impianto, non da chi paga le bollette dell’energia. Qual è lo scopo
principale del frigorista? Avere meno seccature possibili e fare in modo che la macchina funzioni in
continuità. Ecco allora che si prende margini di sicurezza: tara la macchina a 3°C e 30 minuti, poi
succeda quel che succeda, nella sua logica, uno sbrinamento in più è sempre meglio che trovarsi con la
batteria ghiacciata.
Il terzo sistema permette un controllo più coerente, perché agisce su due differenti parametri:
temperatura dell’aria e pressione di evaporazione. Pensando sempre ai climi dell’Italia del nord,
prevedendo situazioni di 5°C con nebbia, la logica della regolazione è questa: se la pressione scende
sotto 3,8 bar (temperatura di evaporazione di - 7°C), si contano 30 minuti e se, dopo questo tempo, la
temperatura dell’aria a valle della batteria è inferiore a 0°C scatta lo sbrinamento. Questo in teoria: in
realtà le tarature sono di maggior sicurezza. Ad esempio, una casa molto affermata fa tara le proprie
macchine con valori di default di 3°C che, comunque, non possono essere abbassati sotto 0°C .
Tutti questi sistemi sono quindi incapaci di ottimizzare le fasi di sbrinamento, a differenza di quanto
riescono a fare i nuovi sistemi automatici, ancora, però, poco diffusi. RC Group impiega un proprio
sistema automatico, denominato IDEA (Intelligent Defrosting system for Energy-saving Applications).
Il concetto guida è estremamente semplice: il microprocessore è in grado, da solo, di capire se i
parametri che sta leggendo derivano dalla presenza di brina sulla batteria o piuttosto dalle condizioni
ambientali esterne. Ad esempio, si può leggere una pressione di evaporazione 3,5 bar e una
temperatura dell’aria a valle della batteria di -9°C perché la pompa di calore sta lavorando con aria a 5°C e umidità del 40%, quindi senza alcuna formazione di brina, oppure a 5°C con umidità del 100% e
batteria colma di ghiaccio. Con i sistemi tradizionali è impossibile cogliere la differenza. IDEA riesce a
discernere i due casi effettuando letture dinamiche sui vari parametri, non più, quindi, letture statiche. I
sistemi tradizionali visti in precedenza fotografano una situazione in un determinato momento, la
rifotografano dopo un certo periodo di tempo paragonando i parametri letti istantaneamente con i valori
limite preimpostati: si disinteressano totalmente di come si sia evoluta la situazione. Nel caso
precedente, i sistemi tradizionali chiamerebbero comunque lo sbrinamento anche per la macchina che
lavori con aria a -5°C e la batteria perfettamente pulita, solamente perché i valori letti sono entrambi la
soglia dei valori limite.
Il sistema IDEA di RC, invece, “filma” in continuazione l’andamento dei parametri e, in base alla loro
evoluzione, capisce quando vi sia formazione di brina sulla batteria. Se la pompa di calore lavorasse a
bassa temperatura dell’aria esterna, pressione di evaporazione e temperatura a valle della batteria
sarebbero anch’esse basse, ma si manterrebbero costanti nel tempo; se invece la pompa di calore
lavorasse con temperatura dell’aria superiore a 0°C, ma con alta umidità relativa, pressione e
temperatura diminuirebbero nel tempo sempre più rapidamente in funzione dello spessore di ghiaccio
formatosi sulla batteria. In pratica il sistema IDEA di RC esegue una lettura dinamica dei parametri,
mentre gli altri sistemi eseguono solo letture statiche.
I vantaggi di un sistema intelligente possono essere facilmente riassunti. Prima di tutto la pompa di
calore effettuata i cicli di sbrinamento quando questi diventano realmente necessari. In questo modo non
solo si evitano sbrinamenti inutili, ma si ottimizza la sequenza temporale, stringendola o allargandola in
funzione delle condizioni termoigrometriche dell’aria. I sistemi tradizionali effettuano lo sbrinamento
solamente dopo il tempo minimo impostato, ad esempio i 30 minuti già citati. Ci possono essere
condizioni particolari ove questo tempo sia eccessivo, perché la formazione di brina in batteria è già
particolarmente abbondante: un caso tipico si ha quando si avviano le pompe di calore al mattino con
temperatura dell’impianto fredda. La bassa temperatura di condensazione aumenta la resa delle
macchine, aumentando di conseguenza anche l’evaporazione e quindi la capacità di deumidificazione
della batteria evaporante. Il mattino presto l’umidità relativa è sempre più alta rispetto al resto del giorno:
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16
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
il connubio tra elevata evaporazione e alta umidità conduce a un rapido addensamento di ghiaccio sulla
batteria. Il tempo di sbrinamento impostato per situazioni di regime può essere insufficiente nei transitori
di avviamento; i 30 minuti impostati, in molti casi, dovrebbero diventare 15 in queste particolari
condizioni. Logicamente, con un sistema tradizionale ciò non è possibile, pena un cattivo funzionamento
della macchina a regime. Per questa ragione, spesso, le pompe di calore hanno serie difficoltà in
avviamento, con reiterati interventi della sicurezza di bassa pressione.
Un sistema intelligente è, invece, in grado di prevenire questi inconvenienti, attuando gli sbrinamenti solo
nel momento preciso del bisogno: magari ogni 15 minuti in avviamento per poi dilatarli a 1 ora, 2 ore o
eliminarli del tutto quando non più necessari.
Altro vantaggio del sistema è l’assoluta indipendenza dall’intervento umano. I sistemi tradizionali
richiedono l’impostazione dei valori limite: come si sa, non sempre chi assiste un gruppo frigorifero ha la
competenza necessaria per farlo e, quindi, potrebbe determinare gravi errori d’impostazione o
manomissioni a impianto in corso. Non solo, come ricordato prima, in alcuni casi gli interessi del gestore
dell’impianto possono essere diversi da quelli della proprietà: un frigorista imposterà sempre i parametri
secondo la massima sicurezza di funzionamento, non secondo il massimo risparmio di energia. Il
sistema IDEA di RCGroup, invece, non richiede alcun intervento umano, perché si basa esclusivamente
sulla lettura dinamica dei parametri di funzionamento, dati del tutto oggettivi. In questo modo c’è
l’assoluta impossibilità di errore da parte umana.
In sintesi i vantaggi sono:
•
ottimizzazione del funzionamento della pompa di calore;
•
ottimizzazione del funzionamento dell’impianto;
•
risparmio annuo di esercizio stimabile tra il 10% e il 20%;
•
•
nessuna possibilità di errori di programmazione;
minor usura dei compressori e, quindi, più lunga vita della pompa di calore-
Quanto detto si può dimostrare in modo inequivocabile osservando la tabella 1, che riporta la frequenza
oraria di sbrinamento per i tre sistemi tradizionali e il nuovo sistema IDEA di RCGroup. Per i sistemi
tradizionali, i valori di taratura sono:
•
•
sistema a tempo ST: tempo 30 minuti;
sistema integrato tempo temperatura STT: tempo 30 minuti, temperatura 3°C;
•
sistema integrato tempo - temperatura - pressione STTP: tempo 30 minuti, temperatura 3°C,
pressione 3,6 bar
I valori di default sono quelli utilizzati da diversi costruttori.
Come si può chiaramente vedere, la frequenza di sbrinamento con sistema automatico è molto inferiore
a quella ottenibile con gli altri tre sistemi, specialmente alle basse temperature. Solo il sistema integrato
tempo - temperatura - pressione si comporta come un sistema intelligente a partire dalla temperatura di
5°C. Questo sistema, però, è poco utilizzato, se non per macchine di grossa taglia. Quasi tutte le pompe
di calore in commercio utilizzano il sistema integrato tempo - temperatura.
Poiché ogni ciclo di sbrinamento comporta una diminuzione di efficienza e di resa del 10% il risparmio
energetico effettivamente conseguibile è dell’ordine del 10% – 20%.
Il grafico di figura 10 riporta il risparmio ottenibile da un sistema automatico rispetto al sistema integrato
tempo - temperatura in funzione delle condizioni termoigrometriche.
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RISPARMIO SISTEMA INTELLIGENTE
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
25%
20%
UR < 60%
15%
UR = 70%
10%
UR = 80%
UR = 90%
5%
UR = 100%
0%
-10
-5
0
5
7
10
TEMPERATURA [°C ]
Figura 10: risparmio energetico tra un sistema di sbrinamento intelligente e un sistema tempo –temperatura, in funzione delle
condizioni termoigrometriche (valori medi indicativi per macchina di serie)
Il risparmio rispetto al sistema integrato tempo - temperatura - pressione è analogo a quello riportato nel
grafico fino alla temperatura di 5°C, poi si annulla. Ovviamente i valori non tengono conto del possibile
errore di taratura con i sistemi tradizionali, tantomeno delle fasi di transitorio.
Inoltre va sempre ricordato un aspetto non leggibile in alcun grafico: il miglior confort generale legato al
funzionamento più costante della pompa di calore.
Numero di sbrinamenti per ora
Temperatura aria
-10 °C
-5 °C
0 °C
5 °C
7 °C
10 °C
U.R.
sistema ST
sistema STT
Sistema STTP
100%
90%
80%
70%
60%
< 50%
100%
90%
80%
70%
60%
< 50%
100%
90%
80%
70%
60%
< 50%
100%
90%
80%
70%
60%
< 50%
100%
90%
80%
70%
60%
< 50%
100%
90%
80%
70%
60%
< 50%
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
0
0
0
0
0
0
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
1,6
1
0,5
0
0
0
0
0
0
0,3
0
0
0
0
0
0
0
sistema
IDEA RC
0,9
0,6
0,4
0,2
0
0
1
0,7
0,5
0,1
0
0
1,5
1
0,6
0,2
0
0
2
1,6
1
0,5
0
0
0
0
0
0
0,3
0
0
0
0
0
0
0
Tabella 1: frequenza oraria sbrinamento (valori medi indicativi per macchina di serie)
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
6
INFLUENZA MARGINALE DELLA PARZIALIZZAZIONE
L’influenza della parzializzazione del carico sull’efficienza di una pompa di calore è assolutamente
marginale, a differenza di quanto erroneamente si pensi. Alcune proposte di normativa, infatti,
enfatizzano eccessivamente la variazione di efficienza in funzione della parzializzazione. Questo
approccio dipende probabilmente frutto di un retaggio del passato: i gruppi frigoriferi con singolo
compressore sono effettivamente molto influenzati dalla parzializzazione, soprattutto se dotati di
compressori centrifughi o a vite (senza inverter).
Attualmente la tendenza costruttiva delle pompe di calore acqua–aria è di utilizzare sempre almeno due
compressori, uno per singolo circuito. Le macchine con potenza superiore a 50 kW o 70 kW sono
generalmente dotate di scambiatore a fascio tubiero: al 50% del carico, quando un compressore è
fermo, il rendimento è leggermente superiore a quello al 100% dal momento che la temperatura di
evaporazione è la medesima, a parità di condizioni esterne e ogni circuito ha la sua batteria distinta e
quindi non influenzata dalla parzializzazione, mentre la temperatura di condensazione è favorita perché
nel condensatore si ha un leggero incremento dei coefficienti di scambio dovuto al fatto che il lato acqua
è a circuito unico. Parzializzando un compressore, per ottenere, ad esempio, un gradino di potenza del
75% (1 compressore parzializzato + uno a pieno carico) oppure del 25% (un unico compressore
parzializzato) se è vero che ciò, comporta una lieve diminuzione di efficienza del compressore stesso, è
anche vero che le superfici di scambio divengono sovrabbondanti, così da avere un recupero
dell’efficienza stessa. In particolare la parzializzazione del compressore può innalzare a tal punto la
temperatura di evaporazione da bloccare il fenomeno della formazione di brina: in pratica, in alcuni casi,
in parzializzazione l’efficienza di una pompa di calore può essere superiore in modo consistente rispetto
alle condizioni di carico totale. Non a caso la logica di riduzione della potenza delle pompe di calore a
due compressori con una parzializzazione ciascuno (4 gradini totali) è sempre la seguente:
100%: due compressori a pieno carico;
75%: un compressore a pieno carico e uno parzializzato;
50%: due compressori parzializzati;
25%: un compressore fermo e uno parzializzato.
Discorso leggermente diverso per le pompe di calore con condensatori a piastre (potenze comprese tra
30 kW e 50 kW) che hanno un singolo scambiatore per ogni circuito: al 50% del carico il salto termico
lato acqua dello scambiatore del solo circuito in funzione non si dimezza, come invece avviene nel caso
del fascio tubiero, con conseguente aumento della temperatura di condensazione. Un esempio chiarisce
meglio il fenomeno: una macchina deve produrre acqua a 45°C con acqua in ingresso a 40°C. Al
diminuire del carico aumenta la temperatura dell’acqua di ritorno e, di conseguenza quella di mandata,
fino a quando la regolazione non stacca non compressore: a questo punto la temperatura in ingresso è
di 42,5°C. Se la macchina ha un doppio evaporatore a piastre, uno è disattivo, mentre l’altro funziona al
proprio pieno carico: in pratica mezza portata rimane a 42,5°C, mentre l’atra mezza viene elevata a
47,5°C, con un aumento della temperatura di condensazione. La miscela delle due portate è proprio a
45°C, ovvero la temperatura desiderata e impostata dalla regolazione. Con uno scambiatore a fascio
tubiero, invece, essendo questo dotato di due circuiti lato refrigerante e un unico circuito lato acqua, in
parzializzazione il solo circuito in funzione lavora con 42,5°C in ingresso e 45°C in uscita, con una
temperatura di condensazione più bassa e, di conseguenza, un’efficienza maggiore. In ogni caso la
perdita di efficienza in parzializzazione di queste macchine è limitata comunque a un 2% massimo.
Per quanto detto sopra, in un calcolo stagionale dell’efficienza della pompa di calore la percentuale di
carico di funzionamento può essere tranquillamente trascurata.
7
COME INTERPRETARE I DATI DI CATALOGO DEI COSTRUTTORI
Nei capitoli precedenti si sono evidenziati i parametri che influenzano la resa e l’efficienza delle pompe
di calore. Si è anche visto come questi parametri non siano presentati immediatamente dai dati nominali
certificati dal costruttore, anche se forniti secondo le norme EUROVENT o le norme UNI 9218, in quanto
questi sono dati di potenza che prescindono, sia dai cicli di sbrinamento, sia dalla logica che li governa.
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
19
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
Si è visto, invece, che proprio la logica del sistema di sbrinamento è, parimenti alla geometria della
batteria, il parametro più importante per la determinazione del funzionamento della macchina.
Sorge quindi il problema di come possa il progettista elaborare in modo critico i dati forniti dal costruttore
e ipotizzare la resa e l’efficienza della pompa di calore così da poter dimensionare correttamente il
proprio impianto e soprattutto poter scegliere, con cognizione di causa, tra due prodotti diversi.
Premesso che un’analisi energetica di un impianto necessita di un programma elettronico
sufficientemente sofisticato che tenga conto degli andamenti orari della temperatura e umidità relativa
della località di riferimento, oltre a tutti i dati riguardanti la macchina, programma che RC Group ha già
opportunamente elaborato, di seguito si propone una procedura di verifica abbastanza attendibile, nei
limiti della propria semplicità.
Bisogna investigare sulle due caratteristiche della pompa di calore che più la influenzano: logica di
sbrinamento e geometria della batteria. Per la prima il compito è facile: basta chiedere al costruttore
informazioni adeguate. Attenzione all’uso del termine automatico: molti costruttori chiamano automatico
anche i sistemi di sbrinamento più semplici, dal momento che non richiedono l’intervento umano. Perché
sia veramente intelligente, il sistema deve essere in grado di capire autonomamente, senza l’inserimento
di parametri da parte di chicchessia, se sulla batteria si sia formata brina oppure no: bisogna quindi
analizzare a fondo la logica di sbrinamento.
Il dato riguardante la batteria è altrettanto facilmente ricavabile dai valori nominali forniti dal costruttore
stesso. Quello che interessa al progettista, infatti, è capire, nelle condizioni nominali di 7°C e 87% di UR,
quanto la pompa di calore sia lontana dal limite di formazione di brina. Per far questo si può calcolare la
temperatura dell’aria in uscita dalla stessa batteria secondo la formula:
TU = TI −
v PT − PA
P − PA
= 7 − 0,8 T
c Q
Q
[2]
dove:
TU
temperatura dell’aria in uscita dalla batteria [°C]
TI
temperatura dell’aria in ingresso alla batteria (7°C per dati nominali Eurovent)
v
volume specifico dell’aria (0,8 [m3/kg] per dati nominali Eurovent)
c
PT
calore specifico dell’aria (1 [kW/kg°C])
potenza termica in [kW] – valore certificato Eurovent
PA
potenza elettrica assorbita dai compressori in [kW] – valore certificato Eurovent
Q
portata d’aria in [m3/s]
Tutti i dati necessari per la [2] sono rintracciabili in un qualsiasi catalogo tecnico. In particolare i valori di
potenza termica e potenza assorbita dai compressori sono dati certificati da Eurovent, (Eurovent certifica
la potenza elettrica totale: da questa è necessario sottrarre il valore di assorbimento dei ventilatori).
Una volta trovata la temperatura di uscita, si può capire quanto abbondantemente sia stata dimensionata
la batteria della pompa di calore. Si possono definire tre distinte tipologie di pompe di calore in funzione
delle temperature di uscita dell’aria:
TU > 2°C
pompe di calore ad alta efficienza
2 >TU > 0°C pompe di calore normali
TU < 0°C
pompe di calore con batteria sottodimensionata
Generalmente fanno parte dell’ultima categoria le pompe di calore con ventilatori centrifughi che, per
motivi d’ingombro, sono costruiti con le batterie sottodimensionate. Un discorso a parte meritano le
macchine con ventilatori assiali silenziate: la portata d’aria nominale è generalmente quella utilizzata in
refrigerazione in regime di funzionamento silenziato, ma generalmente in inverno è conveniente farle
funzionare con portata piena, dal momento che in questa stagione diminuiscono i problemi legati alle
emissioni sonore e così facendo si migliorano nettamente le prestazioni energetiche. Vale la pena,
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20
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
allora, di informarsi presso il costruttore per avere i valori di resa, efficienza e portata in regime non
silenziato.
Una volta definita la tipologia della macchina è possibile ricavare i valori di COP e di resa alle varie
condizioni semplicemente moltiplicando i valori nominali per i coefficienti riportati nelle tabelle 2A, 2B e
2C, secondo le:
PT REALE = K1 PT NOMINALE
COPREALE = K 2 COPNOMINALE
[3]
Le tabelle 2A, 2B e 2C riportano i coefficienti K1 e K2 rispettivamente per pompe di calore ad alta
efficienza, normali e con batteria sottodimensionata. I coefficienti sono forniti in funzione della
temperatura, dell'umidità dell’aria esterna e della logica di sbrinamento adottata dal costruttore. I valori
sono attendibili per unità con compressori semiermetici alternativi funzionanti con temperatura di acqua
in uscita dal condensatore di 45°C. I valori possono essere tuttavia sufficientemente indicativi anche per
valori di condensazione diversi (purché ovviamente il valore di riferimento nominale sia dato a pari
temperatura) e per compressori diversi dal semiermetico alternativo, benché i compressori scroll diano
luogo a curve diverse.
I valori dei sistemi di sbrinamento tradizionali (ST, STT e STTP) sono valutati per taratura al valore
critico di 5°C con il 90% u.r. per le macchine ad alta efficienza, 7°C con il 90% u.r. per le macchine
normali e 9°C con il 90% u.r. per le macchine a batteria sottodimensionata: tarature per condizioni
critiche meno gravose avvicinano il valore di questi sistemi a quelli ottenibili con un sistema di
sbrinamento intelligente.
Le tabelle confermano l’importanza del dimensionamento della batteria e della logica del sistema di
sbrinamento nel dimensionamento e nel consumo energetico degli impianti a pompa di calore. Per
meglio comprendere l’entità del problema è consigliabile un esempio pratico. Si supponga di voler
installare una pompa di calore di serie in una località con temperatura minima dell’aria di 0°C, ma con
possibilità di nebbia a 7°C. Si supponga che a 0°C con il 90% di u.r. siano necessari 235 kW. Si scelga
una pompa di calore con potenza nominale di 300 kW con un COP di 3,5. Analizzando i dati riportati nel
catalogo del costruttore a 0°C, la scelta ha una potenza istantanea pari esattamente a 235 kW. In realtà
la resa mediata nel tempo e ricavabile dalle tabella 2B è di 212 kW nel caso di un sistema di
sbrinamento automatico e di soli 187 kW nel caso di sistema di sbrinamento tradizionale: la taratura
deve essere, infatti, effettuata per la condizione più critica di 7°C con il 100% di U.R. Un progetto che
non consideri questo fatto porta a un sottodimensionamento di ben 50 kW (circa il 20%) nel caso di
sistema di sbrinamento tradizionale e di 23 kW (10%) nel caso di sistema di sbrinamento intelligente.
In modo analogo un’analisi energetica che si basi solamente sui valori istantanei di COP riportati sui
cataloghi dei costruttori conduce a esiti completamente sbagliati. Per semplicità si consideri un utilizzo
ponderato di 2000 ore a pieno carico, suddivise in 200 ore a 0°C, 600 ore a 5°C, 600 ore a 7°C, 500 ore
a 10°C e 200 ore a 15°C con un’umidità relativa media del 70%. Una valutazione basata solamente sulla
temperatura porta a un COP medio di 3,61; il valore reale ottenuto con un sistema di sbrinamento
intelligente porta a un valore medio di 3,45 (-4,6%), valore che scende a 3,1 (-14%) con un sistema
tempo temperatura pressione (STTP), a 2,9 (-20%) con un sistema tempo temperatura (STT) ed a 2,8 (23%) con un sistema solo a tempo.
8
BATTERIE EVAPORANTI DI NUOVA TECNOLOGIA
I valori riportati nelle tabelle in appendice, possono mutare discretamente quando le batterie di
evaporazione del gas refrigerante (lato sorgente aria) sono superficialmente trattate idrofiliche. Questo
trattamento può essere utilizzato nelle batterie per evaporazione e per raffreddamento allo scopo di
ottenere una condensazione a film del vapore acqueo sulle pareti delle alette. Con tale trattamento, queste ultime sono rese idrofiliche e quindi “bagnabili” evitando così la formazione di gocce che assumono
forma allungata con un angolo di tangenza minore di 30° evitando il fastidioso trascinamento da parte
del flusso d'aria.
Riassumendo, il trattamento idrofilico offre i seguenti vantaggi:
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
21
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
•
impedisce la riduzione della sezione di passaggio dell’aria ed evita, quindi, un aumento delle
perdite di carico;
•
consente passi delle alette ridotti altrimenti sconsigliabili, per ovvi motivi, in presenza di gocce
d’acqua;
•
permette velocità più alte dell’aria senza il rischio di trascinamento delle gocce.
I vantaggi di cui sopra sono ancora più accentuati nei casi di batterie con alette turbolenziate.
Le ultime tecnologie adottate nelle batterie evaporanti sorgente aria riguardano i distributori del gas
realizzati per massimizzare l’uso della superficie di scambio e l’incremento del passo alette da 1,8 mm. a
2,1 mm. privilegiando le soluzioni a 3Ranghi, tali da ridurre drasticamente la perdita di carico sul lato
aria. e, indirettamente, migliora le performance dei ventilatori. Inoltre, l’omogeneità della formazione di
ghiaccio sulla superficie allunga i tempi fra uno sbrinamento e l’altro.
Studi effettuati sulle perdite di carico negli evaporatori ad aria: 90% nei distributori e 10% nei tubi, hanno
consentito di ottimizzare le perdite di carico nella batteria con effetto diretto sulla distribuzione del gas e
indiretto sulla omogeneità di formazione della brina sulla superficie esterna.
Figura 11: la distribuzione del gas refrigerante con differente equilibrio delle perdite di carico (90% nei distributori e 10% nei
tub)i, premette di ottenere un più omogeneo ed efficace assorbimento del calore
A differenza delle batterie ad aria per la sola condensazione del refrigerante (ciclo solo estivo), su quelle
adibite anche all’evaporazione (ciclo reversibile a pompa di calore) è opportuno eliminare il circuito di
sottoraffreddamento utilizzando, così, tutti i tubi di tutti i ranghi esclusivamente per l’evaporazione (ciclo
invernale). In termini di omogeneità di formazione del ghiaccio e superficie di scambio si sono ottenuti,
così, risultati eccellenti. Nelle immagini successive è possibile valutare anche due circuiti in cui uno brina
mentre l’altro, contemporaneamente, permette la produzione continua di acqua calda.
Figura 12: l’eliminazione del sottoraffreddamento,l’applicazione del trattamento idrofilico sulle alette di alluminio, la diversa
distribuzione del gas refrigerante permettono alle nuove batterie evaporanti un brinamento più omogeneo e ridotte nel tempo
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
Complessivamente, queste nuove tecnologie, studiate appositamente per migliorare la funzionalità delle
pompe di calore aria-acqua, permettono di ottenere coefficienti di correzione ancora più favorevoli
rispetto a quelli riportati nelle tabelle 2° relativi alle macchine ad alta efficienza con sistema IDEA.
9
CONCLUSIONI
Quanto sopra esposto dimostra inequivocabilmente come le prestazioni energetiche delle pompe di
calore evaporanti ad aria siano fortemente influenzate dalla temperatura e dall’umidità relativa dell’aria e
dai criteri di gestione dello sbrinamento. Questi aspetti devono essere tenuti in grande considerazione,
sia in fase di progettazione, sia di analisi energetica dell’impianto. Purtroppo, invece, essi non sono
assolutamente considerati, né dalla pratica attuale, tantomeno dalla normativa esistente e da quella in
fase di preparazione: ciò spiega anche perché molto spesso gli impianti con pompe di calore non diano i
risultati previsti in fase di analisi.
Una buona normativa dovrebbe promuovere la realizzazione e l’utilizzo di macchine sempre più
efficienti: in un momento in cui il mercato premia solamente il prezzo e non la qualità, tutti gli operatori
del settore devono attivarsi per uno sviluppo tecnologico dei prodotti.
Fa molto riflettere come i sistemi di sbrinamento intelligenti siano stati adottati prima di tutto sulle piccole
pompe di calore (split system). Il motivo è in fondo ovvio, con le già scarse prestazioni alle basse
temperature di questo genere di prodotto, effettuare cicli di sbrinamento inutili porta a ridurre
drasticamente fino a quasi annullare l’erogazione di energia termica. Deve invece far riflettere come solo
ora e molto lentamente questi sistemi siano sviluppati dai costruttori di macchine di elevata potenza, a
testimonianza di come, a tutt’oggi, la ricerca di risparmio energetico sia ancora un’operazione di facciata,
un esercizio di stile per produrre carta in fase di progetto e che poi, del risultato finale, non interessi a
nessuno. La colpa non è certamente dei progettisti, che molto raramente possono effettivamente
valutare i risultati dei loro lavori, quanto piuttosto di una cultura impiantistica ancora tutta da costruire.
Il futuro premierà la qualità e quelle aziende che sapranno costantemente fornire sistemi sempre più
efficienti e affidabili, oltre a un servizio di consulenza tecnica al progettista che lo consigli e lo supporti
nelle proprie scelte, sia in fase di progetto, sia di messa a punto dell’impianto sul campo. La necessità di
limitare la spesa energetica porterà inevitabilmente questo risultato, giacché le bollette si pagano in Euro
e non si pagheranno mai in COP di Carnot.
10
BIBLIOGRAFIA
Vio Michele - Il nuovo sistema di sbrinamento RC © 1997
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
TABELLA 2A – Pompe di calore ad alta efficienza: TU >2°C
Coefficienti K1 di correzione della resa
TEMPERATURA ARIA [°C]
5
7
-10
-5
0
10
15
UR=90%
0,553
0,606
0,708
0,936
1,000
1,091
1,273
UR=70%
0,594
0,649
0,712
0,896
0,965
1,031
1,196
UR<50%
0,594
0,659
0,722
0,894
0,927
0,992
1,112
UR=90%
0,465
0,515
0,623
0,749
0,800
0,873
1,018
UR=70%
0,475
0,519
0,570
0,744
0,772
0,825
0,957
UR<50%
0,475
0,528
0,570
0,715
0,742
0,793
0,890
UR=90%
0,465
0,515
0,623
0,749
0,800
1,091
1,273
UR=70%
0,475
0,519
0,570
0,744
0,772
1,031
1,196
UR<50%
0,475
0,528
0,570
0,715
0,742
0,992
1,112
UR=90%
0,465
0,515
0,623
0,749
1,000
1,091
1,273
UR=70%
0,475
0,519
0,570
0,744
0,965
1,031
1,196
UR<50%
0,475
0,528
0,570
0,715
0,927
0,992
1,112
SISTEMA
IDEA
SISTEMA
ST
SISTEMA
STT
SISTEMA
STTP
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
TABELLA 2A - Pompe di calore ad alta efficienza: TU >2°C
Coefficienti K2 di correzione della resa
TEMPERATURA ARIA [°C]
5
7
-10
-5
0
10
15
UR=90%
0,634
0,712
0,756
0,970
1,000
1,047
1,116
UR=70%
0,651
0,734
0,828
0,870
0,986
1,019
1,080
UR<50%
0,659
0,765
0,853
0,931
0,958
0,997
1,055
UR=90%
0,533
0,605
0,665
0,776
0,800
0,838
0,893
UR=70%
0,533
0,608
0,675
0,722
0,789
0,816
0,864
UR<50%
0,533
0,612
0,683
0,745
0,767
0,799
0,844
UR=90%
0,533
0,605
0,665
0,776
0,800
1,047
1,116
UR=70%
0,533
0,608
0,675
0,722
0,789
1,019
1,080
UR<50%
0,533
0,612
0,683
0,745
0,767
0,997
1,055
UR=90%
0,533
0,605
0,665
0,776
1,000
1,047
1,116
UR=70%
0,533
0,608
0,675
0,722
0,986
1,019
1,080
UR<50%
0,533
0,612
0,683
0,745
0,958
0,997
1,055
SISTEMA
IDEA
SISTEMA
ST
SISTEMA
STT
SISTEMA
STTP
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
TABELLA 2B – Pompe di calore standard: 2°C > TU > 0°C
Coefficienti K1 di correzione della resa
TEMPERATURA ARIA [°C]
5
7
-10
-5
0
10
15
UR=90%
0,527
0,577
0,674
0,711
1,000
1,080
1,260
UR=70%
0,566
0,618
0,678
0,816
0,955
1,021
1,184
UR<50%
0,566
0,628
0,688
0,885
0,918
0,982
1,101
UR=90%
0,453
0,502
0,607
0,683
0,800
0,864
1,008
UR=70%
0,464
0,501
0,549
0,694
0,764
0,817
0,947
UR<50%
0,463
0,502
0,550
0,708
0,734
0,786
0,881
UR=90%
0,453
0,502
0,607
0,683
0,800
0,864
1,260
UR=70%
0,464
0,501
0,549
0,694
0,764
0,817
1,184
UR<50%
0,463
0,502
0,550
0,708
0,734
0,786
1,101
UR=90%
0,453
0,502
0,607
0,683
0,800
1,080
1,260
UR=70%
0,464
0,501
0,549
0,694
0,764
1,021
1,184
UR<50%
0,463
0,502
0,550
0,708
0,734
0,982
1,101
SISTEMA
IDEA
SISTEMA
ST
SISTEMA
STT
SISTEMA
STTP
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
TABELLA 2B – Pompe di calore standard:
2°C > TU > 0°C
Coefficienti K2 di correzione della resa
TEMPERATURA ARIA [°C]
5
7
-10
-5
0
10
15
UR=90%
0,631
0,708
0,752
0,756
1,000
1,042
1,111
UR=70%
0,648
0,730
0,824
0,828
0,981
1,014
1,075
UR<50%
0,656
0,761
0,849
0,926
0,954
0,992
1,050
UR=90%
0,543
0,616
0,677
0,726
0,800
0,833
0,889
UR=70%
0,531
0,592
0,668
0,704
0,785
0,811
0,860
UR<50%
0,525
0,609
0,679
0,741
0,763
0,794
0,840
UR=90%
0,543
0,616
0,677
0,726
0,800
0,833
1,111
UR=70%
0,531
0,592
0,668
0,704
0,785
0,811
1,075
UR<50%
0,525
0,609
0,679
0,741
0,763
0,794
1,050
UR=90%
0,543
0,616
0,677
0,726
0,800
1,042
1,111
UR=70%
0,531
0,592
0,668
0,704
0,785
1,014
1,075
UR<50%
0,525
0,609
0,679
0,741
0,763
0,992
1,050
SISTEMA
IDEA
SISTEMA
ST
SISTEMA
STT
SISTEMA
STTP
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
TABELLA 2C – Pompe di calore con batteria sottodimensionata: TU < 0°C
Coefficienti K1 di correzione della resa
TEMPERATURA ARIA [°C]
5
7
-10
-5
0
10
15
UR=90%
0,524
0,574
0,671
0,707
0,720
1,069
1,247
UR=70%
0,563
0,615
0,675
0,812
0,840
1,011
1,172
UR<50%
0,563
0,625
0,685
0,881
0,913
1,172
1,090
UR=90%
0,461
0,511
0,617
0,693
0,713
0,855
0,998
UR=70%
0,473
0,510
0,560
0,706
0,756
0,809
0,938
UR<50%
0,451
0,500
0,548
0,704
0,731
0,778
0,872
UR=90%
0,461
0,511
0,617
0,693
0,713
0,855
0,998
UR=70%
0,473
0,510
0,560
0,706
0,756
0,809
0,938
UR<50%
0,451
0,500
0,548
0,704
0,731
0,778
0,872
UR=90%
0,461
0,511
0,617
0,693
0,713
0,855
1,247
UR=70%
0,473
0,510
0,560
0,706
0,756
0,809
1,172
UR<50%
0,451
0,500
0,548
0,704
0,731
0,778
1,090
SISTEMA
IDEA
SISTEMA
ST
SISTEMA
STT
SISTEMA
STTP
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
TABELLA 2C – Pompe di calore con batteria sottodimensionata: TU < 0°C
Coefficienti K2 di correzione della resa
TEMPERATURA ARIA [°C]
5
7
-10
-5
0
10
15
UR=90%
0,628
0,705
0,749
0,752
0,725
1,037
1,105
UR=70%
0,644
0,727
0,820
0,824
0,976
1,009
1,070
UR<50%
0,653
0,757
0,845
0,921
0,949
0,987
1,045
UR=90%
0,553
0,627
0,689
0,737
0,718
0,829
0,884
UR=70%
0,541
0,603
0,681
0,717
0,879
0,807
0,856
UR<50%
0,522
0,606
0,676
0,737
0,759
0,790
0,836
UR=90%
0,553
0,627
0,689
0,737
0,718
0,829
0,884
UR=70%
0,541
0,603
0,681
0,717
0,879
0,807
0,856
UR<50%
0,522
0,606
0,676
0,737
0,759
0,790
0,836
UR=90%
0,553
0,627
0,689
0,737
0,718
0,829
1,105
UR=70%
0,541
0,603
0,681
0,717
0,879
0,807
1,070
UR<50%
0,522
0,606
0,676
0,737
0,759
0,790
1,045
SISTEMA
IDEA
SISTEMA
ST
SISTEMA
STT
SISTEMA
STTP
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
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quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
30
quadernotecnico
Il COP delle pompe di calore evaporanti ad aria
RC GROUP S.p.A. ● QT_140501.03
31
Il continuo miglioramento dei prodotti può comportare variazioni nei dati indicati nel presente quaderno tecnico.
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