024-Libro: POMPE DI CALORE

POMPE di CALORE
PARTE TEORICA, PARTE APPLICATIVA
di Renato Lazzarin
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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R I S C A L D A M E N TO
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INDICE
PREsentazione ...................................................................................................................................................... 4
CURRICULUM VITAE ............................................................................................................................................... 6
CAP. 1 I PRESUPPOSTI TEORICI.................................................................................................................................. 7
CAP. 2 I COMPONENTI DELLA POMPA DI CALORE ................................................................................................................... 21
2.1 IL COMPRESSORE ..........................................................................................................................................................................................
2.2 CONDENSATORI ED EVAPORATORI .............................................................................................................................................................
2.2 L'ORGANO DI LAMINAZIONE . .....................................................................................................................................................................
2.4 IL REFRIGERANTE . .........................................................................................................................................................................................
21
33
38
40
CAP. 3 INDICI DI PRESTAZIONE DELLE POMPE DI CALORE ................................................................................................... 47
CAP. 4 Applicazione delle pompe di calore nel riscaldamento residenziale e nel terziario ........ 67
4.1 CONSIDERAZIONI DI CARATTERE GENERALE ...........................................................................................................................................
4.2 I TERMINALI DI IMPIANTO ...........................................................................................................................................................................
4.3 LA PRODUZIONE DELL’ACQUA CALDA SANITARIA ..................................................................................................................................
4.4 LA POMPA DI CALORE CONDOMINIALE ....................................................................................................................................................
4.5 IL CALCOLO DEI SOFFITTI RADIANTI PER IL RISCALDAMENTO .............................................................................................................
67
72
76
83
87
. 4.5.1 In che cosa differisce il calcolo di un impianto di riscaldamento A soffitto radiante da quello di un impianto
tradizionale ? ................................................................................................................................................................................................................................ 87
. 4.5.2 COME SI ATTUA IL CALCOLO DEL CARICO TERMICO DI PROGETTO E QUALI SONO LE DIFFERENZE QUANTITATIVE CON I METODI
TRADIZIONALI? .................................................................................................................................................................................................................................. 89
. 4.5.3 Con quali modalità si procede al progetto di massima dell'impianto di riscaLdamento a soffitto radiante? ................ 100
. 4.5.4 COSA SI INTENDE PER RESA TERMICA DI UN SOFFITTO RADIANTE E COME LA SI DETERMINA? ......................................................................... 118
CAP. 5 Le sorgenti della pompa di calore ................................................................................................. 123
5.1 GENERALITà ................................................................................................................................................................................................. 123
5.2 UNA RASSEGNA DELLE SORGENTI ALTERNATIVE ALL'ARIA ................................................................................................................ 125
5.3 ACQUE SUPERFICIALI E SOTTERRANEE .................................................................................................................................................... 126
5.4 IL TERRENO ................................................................................................................................................................................................... 136
. 5.4.1 SCAMBIATORI A TERRENO ORIZZONTALI ........................................................................................................................................................................ 137
. 5.4.2 SCAMBIATORI A TERRENO VERTICALI .............................................................................................................................................................................. 141
CAP. 6 La pompa di calore come fonte rinnovabile ............................................................................................... 163
6.1 LA POMPA DI CALORE è UNA FONTE RINNOVABILE? ..........................................................................................................................
6.2 LE SORGENTI DELLA POMPA DI CALORE ...............................................................................................................................................
6.3 LA POMPA DI CALORE ED IL SOLARE TERMICO ...................................................................................................................................
6.4 LA POMPA DI CALORE COMPLETAMENTE RINNOVABILE ...................................................................................................................
163
165
170
173
CAP. 7 CONSIDERAZIONI SUL MERCATO DELLE POMPE DI CALORE RISCALDAMENTO RESIDENZIALE E NEL
TERZIARIO ............................................................................................................................................................................. 175
7.1 PANORAMICA DEL MERCATO ATTUALE DELLE POMPE DI CALORE .................................................................................................... 175
7.2 LA CUSTOMER SATISFACTION .................................................................................................................................................................. 177
7.3 CONCLUSIONI . ............................................................................................................................................................................................ 178
NOTE ...................................................................................................................................................................... 180
.
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presentazione
L'evoluzione tecnologica della caldaia è stata sempre tesa a raggiungere i limiti dettati
dal primo principio della termodinamica. Li ha finalmente raggiunti e apparentemente
(solo apparentemente!) superati con la caldaia a condensazione.
L'evoluzione tecnologica della pompa di calore è invece tesa a raggiungere i limiti dettati
dal secondo principio della termodinamica. Sappiamo che non li raggiungerà mai; in
compenso ha fatto molta strada dal lontano 1852, quando lord Kelvin, uno dei padri
della termodinamica, ne ha ufficialmente indicato le grandi potenzialità.
Oggi è senza dubbio il sistema più efficiente nel trasformare l'energia per il riscaldamento.
La diffusione a livello mondiale della pompa di calore è da alcuni anni in grande crescita,
contendendo nei paesi nordici quote di mercato alla tradizionale caldaia. Risulta quindi
sorprendente il ritardo ad una larga diffusione in Italia, tanto più che nei nostri climi
risulta spesso preziosa la sua capacità di fornire un servizio completo, inverno ed
estate.
Probabilmente molti potenziali utenti e non pochi progettisti ed installatori pensano
alla pompa di calore come a un semplice sistema split con valvola di inversione estate/
inverno. Invece è un sistema complesso che può servire l'utenza monofamiliare ma
anche l'edificio condominiale (e nel Nord Europa perfino il teleriscaldamento urbano!).
La pompa di calore si deve interfacciare con una sorgente fredda e questa può essere
l'aria esterna, ma anche acqua di falda, il terreno, il recupero termico fino ad immaginare
un funzionamento con integrazione nei confronti di fonti di energia rinnovabile
come il solare termico o fotovoltaico. Questo aspetto rende il progetto dell'impianto
sistematicamente più impegnativo rispetto a quello di un impianto di riscaldamento
tradizionale. Si devono operare molte scelte importanti, da quella della sorgente a quella
delle temperature e dei corpi scaldanti, delle portate, delle regolazioni senza dimenticare
la contemporanea preparazione dell'acqua calda sanitaria.
Il costruttore di pompe di calore può fare molto per la sua parte per la realizzazione di
un ottimo impianto, ma non basta un'eccellente pompa di calore per ottenere un buon
impianto a pompa di calore. Il progettista deve conoscere bene quali siano i punti di
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forza di queste macchine e al tempo stesso i limiti da non superare o da considerare con
attenzione, ad esempio nei confronti delle temperature operative, o delle caratteristiche
della sorgente fredda, o del dimensionamento dei sistemi di scambio termico. Si può dire
che non esista o quasi un progetto standard da replicare con poche varianti, ma ogni
progetto richieda un impegno diretto dei tecnici per sfruttare al meglio le potenzialità
del riscaldamento termodinamico. Per questi motivi spero che possa essere utile questo
libro che ho realizzato su specifico invito di Ferroli, facendo ricorso alle mie personali
esperienze sia in campo didattico che progettativo.
Si può dire che questo libro sia un’ideale prosecuzione del libro “Intervista sulle pompe
di calore” che ho scritto nel lontano 1982. L'universo delle pompe di calore viene qui
esaminato, pur nell’estensione limitata che mi sono imposto per non appesantire
troppo la trattazione, senza timore di passare in rassegna da una parte gli aspetti più
elementari e di base della tecnologia (una sorta di fase di ripasso di conoscenze) per
poi considerare in maniera a volte molto dettagliata aspetti progettuali complessi del
sistema come il dimensionamento dei sistemi radianti a bassa temperatura e delle sonde
geotermiche. Ho cercato di esporre le tematiche, a volte non semplici, nella maniera più
chiara possibile: mi auguro di aver raggiunto almeno in parte questo obiettivo.
La trattazione così organizzata dovrebbe consentire un graduale approfondimento di
tutte le principali tematiche e spero possa costituire un utile ausilio per la realizzazione
di impianti efficienti e confortevoli.
Renato Lazzarin
Vicenza, giugno 2010
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CURRICULUM VITAE
Renato Lazzarin (Belluno, 1949) è professore ordinario nella Facoltà di Ingegneria
dell’Università di Padova, dove insegna Gestione dell’energia e Acustica applicata nel
Corso di Laurea in Ingegneria gestionale. Opera presso il Dipartimento di Tecnica e
Gestione dei Sistemi industriali a Vicenza.
Ha coperto la carica di Presidente per il triennio 2008-2010 dell’Associazione
Italiana del Condizionamento dell’Aria Riscaldamento Refrigerazione - AICARR.
è Direttore Scientifico della rivista AICARR Journal ed è Presidente della Commission E1
(Air Conditioning) dell'International Institute of Refrigeration.
è autore o coautore di oltre 250 pubblicazioni scientifiche, prevalentemente nel settore
delle energie rinnovabili e del risparmio energetico con frequenti contributi anche su
riviste specializzate internazionali.
È autore o coautore dei seguenti libri: Sistemi solari attivi (Padova 1981), Tecnologia
e progettazione del collettore solare (Padova, 1982), La progettazione degli impianti
solari (Padova, 1983), Intervista sulle pompe di calore (Padova, 1982), L’energia solare
e la produzione del freddo (Milano, 1983), Le caldaie a condensazione dalla teoria
agli impianti (Milano, 1986), Introduzione all’analisi exergetica (Padova, 1989), Il
condizionamento dell’aria e il gas naturale (Milano, 1993), Intervista sul riscaldamento
degli ambienti nell’industria (Padova, 1995), Fabbisogno e risorse di energia in Italia e
nel Mondo (Padova, 1997), Il soffitto radiante nella climatizzazione ambientale (Padova,
2000), Elementi di acustica tecnica (Padova, 2001), Il condizionamento dell’aria:
problematiche tecniche e ambientali (Palermo, 2003), Air humidification: technical
health and energy aspects (Brugine, 2004 – oltre che in Italiano, tradotto anche in
Cinese, Francese, Russo, Spagnolo e Tedesco), La rivoluzione elettrica (Palermo, 2005).
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CAP. 1
I PRESUPPOSTI TEORICI
La pompa di calore è un dispositivo che
della termodinamica dal momento che
consente di trasferire calore da un sistema
la quantità di calore che arriva al sistema
ad una certa temperatura ad un sistema a
a più alta temperatura è fornita a spese
temperatura superiore (fig. 1.1). In questo
del sistema a più bassa temperatura. Non
modo si rende utile per il riscaldamento
contrasta neppure (ovviamente!) con il
l’energia derivante dal raffreddamento di
secondo principio. È vero che il calore tende
qualsiasi sistema più freddo di quello da
a trasferirsi spontaneamente da un corpo più
riscaldare.
caldo ad uno più freddo, così come un liquido
Questo non contrasta con il primo principio
scorre dall’alto vero il basso in un campo
FIG. 1.1
FIG. 1.2
Rappresentazione a blocchi della funzione svolta dalla
Dell’acqua può essere portata da un serbatoio
pompa di calore. Il sistema che riceve calore si trova ad
più basso ad uno posto più in alto in un campo
una temperatura superiore a quello che lo cede
gravitazionale attraverso una pompa
LAVORO
POMPA DI
CALORE
T1 > T0
POMPA
DISLIVELLO
SISTEMA A
TEMPERATURA
T1
SISTEMA A
TEMPERATURA
T0
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gravitazionale. È però possibile, fornendo
piscina, ad esempio 100 metri sopra il livello
lavoro, invertire il senso del trasferimento del
della piscina (fig. 1.3). Il sistema più semplice
calore, dal più freddo verso il più caldo, come
per alimentare la piscina è di collegarla con
è possibile portare dell’acqua dal basso in alto
questo piccolo bacino (fig. 1.4): non è, però,
attraverso una pompa (fig. 1.2).
il sistema più efficiente dal punto di vista
Quest’analogia idraulica può essere utile
energetico, anche se, fuori di metafora, è
a comprendere meglio la funzione di una
quello quasi universalmente utilizzato. Infatti
pompa di calore. Si supponga di avere una
l’acqua del bacino sopraelevato possiede
piscina nelle vicinanze di un lago, leggermente
un’energia potenziale superiore a quella della
sopraelevata rispetto al livello del lago, diciamo
piscina: nell’operazione prima descritta tale
10 metri al di sopra. Non esista servizio di
energia viene sprecata.
acquedotto né rete elettrica e sia necessario
Può essere invece trasformata in energia
un certo quantitativo d’acqua non solo per
meccanica mediante una turbinetta, a cui
riempirla, ma anche per reintegrare quella
si può collegare una pompa, la quale porta
perduta per evaporazione e per ricambio.
l’acqua del lago nella piscina (fig. 1.5):
L’acqua del lago non può servire, a meno di
in questo caso, se il funzionamento delle
non portarla a braccia con secchie. Si abbia,
macchine è ideale, per ogni litro di acqua
tuttavia, la possibilità di disporre di un piccolo
scaricato dal bacino sopraelevato, dieci litri
bacino, posto su di un’altura al di sopra della
vengono pompati dal lago ed in totale si
FIG. 1.3
Rappresentazione della situazione di fantasia considerata: un lago, una piscina ed
un piccolo bacino sopraelevato su di un’altura
PICCOLO
BACINO
10 m
100 m
ALTURA
PISCINA
LAGO
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FIG. 1.4
Il bacino sopraelevato può essere collegato alla piscina con una tubazione: alla
fine di questa è posta una valvola, perché fluisca la portata desiderata, riducendo
PICCOLO
BACINO
la pressione
100 m
ALTURA
10 m
PISCINA
LAGO
FIG. 1.5
L’acqua proveniente dal bacino sopraelevato aziona una turbina cui è collegato un
generatore elettrico: esso mette in azione la pompa
PICCOLO
BACINO
10 m
100 m
ALTURA
LAGO
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POMPA
PISCINA
TURBINA con
generatore elettrico
CAVO ELETTRICO
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hanno a disposizione undici litri per la piscina.
cui muovere una turbina e fornire lavoro
Anche nell’ipotesi di un funzionamento non
meccanico. E questo lavoro meccanico può
ideale di turbina e pompa, per ogni litro che
muovere una pompa di calore.
scende se ne possono avere cinque o sei
A questo punto è bene chiarire che, come
pompati dal lago. Se il bacino sopraelevato
si può considerare più preziosa dal punto
può dare una gittata modesta, quest’ultimo
di vista dell’energia potenziale l’acqua del
modo di operare può essere l’unico
bacino sopraelevato, così è più pregiata
consentito.
l’energia posseduta da un sistema a più alta
Si osservi che la quantità d’acqua finale
temperatura rispetto a quella di un sistema
disponibile per la piscina è la somma delle
a più bassa. Si abbia infatti un sistema A ad
quantità prelevate dal lago e dal bacino
una certa temperatura, ad esempio 1000°C
sopraelevato; l’acqua proveniente dal lago ha
e questo sistema ceda una quantità di calore
acquistato dell’energia potenziale (si trova 10
Q ad un sistema più bassa temperatura, ad
m al di sopra del livello del lago), ma l’acqua
esempio l’esterno a 0°C per il tramite della
proveniente dal bacino sopraelevato ne ha
nostra casa a 20°C.
perduta.
Se nulla è interposto fra i due sistemi, l’energia
In questa analogia al lago si può fare
interna del sistema A diminuisce di Q e di
corrispondere qualunque sistema il cui
altrettanto aumenta l’energia interna dell’altro
livello termico non sia utile per riscaldare
sistema. È però possibile interporre una
quanto c’interessa, ad esempio la nostra
macchina che trasformi una parte dell’energia
casa. Potrebbe essere l’aria esterna, ovvero
termica ceduta dal sistema A in lavoro, sì
del terreno, dell’acqua di pozzo, di mare e,
che alla fine l’aria esterna riceve, per il primo
perché no?, ancora di lago: le temperature di
principio, solo la frazione di energia di A non
questi sistemi sono praticamente sempre al di
trasformata in lavoro.
sotto di un livello sufficiente al riscaldamento,
Mentre se l’energia è a 1000°C la frazione
anche se l’energia termica ottenibile da un
di Q che può essere trasformata in lavoro
loro raffreddamento è pressoché illimitata.
supera il 78%, se il sistema si trova ad una
Ma, come l’acqua del lago non entra
temperatura più bassa, ad esempio a 200°C,
spontaneamente nella piscina che si trova
la frazione scende al 42% e a 100°C al 27%.
più in alto, così il calore non si trasferisce
Quanto più grande è la frazione ottenibile,
spontaneamente da un sistema esterno
tanto migliore la situazione in cui ci si trova:
più freddo alla nostra abitazione più calda.
il lavoro è una forma più pregiata di energia,
È necessario il bacino sopraelevato, cioè la
che può essere trasformata in un’equivalente
presenza di un sistema a più alta temperatura.
quantità di calore senza limitazioni,
Questo sistema potrebbe essere una
mentre solo limitatamente può avvenire la
caldaia, che da un lato può provvedere
trasformazione inversa. Ma quel che più conta,
al riscaldamento diretto della casa, ma è
il lavoro può far funzionare una pompa di
utilizzabile anche per produrre vapore con
calore, rendendo utilizzabili quantità di calore
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ben superiori a quelle ottenibili dalla sua
disponibili, 2 provengono dal raffreddamento
semplice trasformazione in calore.
dell’aria esterna: quello rimanente dal kWh
Così, ad esempio con l’energia elettrica si
elettrico trasformato integralmente in energia
può far funzionare una stufetta, ottenendo 1
termica.
kWh termico per ogni kWh elettrico, ma anche
L’analogia sembra finire qui. Invece esiste un
una pompa di calore che, raffreddando l’aria
parallelo fra l’acqua che scende dal bacino
esterna, consenta di avere un riscaldamento
sopraelevato con la sua energia potenziale
pari a 2 o anche 3 o 4 kWh termici per ogni
e il kWh elettrico. Quest’ultimo infatti si può
kWh elettrico.
pensare che derivi da una macchina per il cui
Questo fatto sembra apparentemente in
funzionamento è necessaria la cessione di
contrasto con la legge di conservazione
una quantità di calore da un corpo più caldo
dell’energia. Solo apparentemente.
ad uno più freddo. È quanto avviene in una
L’importante è non separare due fatti:
centrale termoelettrica: dalla combustione
1. la quantità di calore prelevata dal sistema
di combustibili fossili si ottiene una sorgente
più freddo è trasferita al più caldo;
termica con cui viene prodotto il vapore che fa
2. il lavoro meccanico necessario per attuare
questo trasferimento.
muovere le turbine e, con esse, gli alternatori
(fig. 1.6).
In fondo anche nell’esempio idraulico
In fin dei conti per far funzionare la pompa
facendo scendere 1 litro d’acqua dal bacino
di calore elettrica è necessaria la cessione
sopraelevato se ne avevano 5,6 fino ad 11
di calore da parte di un sistema a più alta
litri nella piscina. Così dei 3 kWh termici
temperatura, se la produzione dell’elettricità è
che supponiamo la pompa di calore renda
termoelettrica.
FIG. 1.6
Rappresentazione schematica dei processi che avvengono in una centrale termoelettrica con ciclo a vapore: il vapore
prodotto nel generatore si espande nella turbina compiendo lavoro, viene condensato e riportato alla più alta pressione
del generatore con una pompa
VAPORE
GENERATORE DI
VAPORE
ALTERNATORE
TURBINA
CALORE
FORNITO
CONDENSATORE
POMPA
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LAVORO
CALORE
CEDUTO
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Questo aspetto si potrebbe descrivere con
ideali, così che l’exergia resa disponibile dalla
precisione mediante il concetto di exergia
pompa di calore è inferiore a quella fornita
od energia utilizzabile. Si tratta della parte
inizialmente. In maniera analoga il litro d’acqua
integralmente trasformabile in lavoro
fatto scendere dal bacino sopraelevato può
dell’energia posseduta da un sistema. La
pompare dal lago 5 o 6 litri, ma non dieci.
pompa di calore riceve tutta energia utilizzabile
Questo non è un problema, dato che il
od exergia pura. Questo le consente di
riscaldamento di un edificio richiede una
trasferire energia dall’ambiente ad exergia
temperatura modesta. Il fatto che l’exergia di
nulla al sistema edificio a più alta temperatura.
questa quantità di calore sia molto bassa è
La quantità di calore resa disponibile non è
del tutto irrilevante: quello che conta è quanti
ora più ad exergia nulla: una parte di essa è
chilowattora di questa quantità di calore si
energia utilizzabile, nel senso che si potrebbe
possono rendere disponibili con 1 kWh di pura
ritrasferire calore dall’edificio all’ambiente
exergia, quale 1 kWh di energia elettrica.
esterno attraverso una macchina, ottenendo
Si sa che scambiando calore fra sistemi a due
del lavoro. Se tutte le macchine impiegate
temperature il massimo rendimento si può
fossero ideali, tale lavoro sarebbe proprio
ottenere con una macchina di Carnot (fig.
pari a quello fornito in partenza alla pompa
1.7). Per il momento non importa conoscere
di calore. In realtà le macchine non sono
come funzioni la macchina di Carnot. Basta
solo sapere che il suo rendimento, vale a
dire il rapporto fra il lavoro utile fornito dalla
FIG. 1.7
Rappresentazione a blocchi del funzionamento di
una macchina a ciclo diretto: il sistema a più alta
temperatura fornisce alla macchina una quantità di
calore che viene in parte trasformata in lavoro ed in
parte ceduta al sistema a più bassa temperatura
macchina e la quantità di calore ceduta dal
sistema a più alta temperatura è funzione
delle sole temperature assolute dei due
sistemi:
SISTEMA A
TEMPERATURA
T1
Il teorema di Carnot si riferisce ad una
QUANTITà DI
CALORE FORNITA
Q1
macchina reversibile, intendendo con ciò una
LAVORO L
senso di tutte le trasformazioni. In altri termini,
macchina per la quale sia possibile invertire il
se la macchina a ciclo diretto riceve la quantità
macchina
di carnot
di calore Q1 dalla sorgente a temperatura T1
e cede la quantità di calore Q0 alla sorgente
QUANTITà DI
CALORE CEDUTA
Q0
SISTEMA A
TEMPERATURA
T0
12
a temperatura T0, trasformando in lavoro la
quantità L=Q1-Q0, la macchina inversa riceve
il lavoro L, sottrae la quantità di calore Q0 dalla
sorgente a temperatura più bassa, trasferendo
la quantità di calore Q1=L+Q0 alla sorgente
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temperatura più alta.
anche se nella realtà i valori ottenibili sono
Questo funzionamento si può configurare
pari a circa metà, il risultato è sicuramente
come quello di un frigorifero; se tuttavia
apprezzabile.
si fissa l’attenzione alla sorgente a più alta
La pompa di calore più diffusa è quella
temperatura, la macchina reversibile diventa
cosiddetta a compressione di vapore. Per
una pompa di calore. Di questa possibilità
capirne il funzionamento bisogna tenere
teorica e ci rese conto molto più tardi, e cioè
presente due fenomeni:
nel 1852 da parte di William Thompson, alias
1 quando una sostanza passa dalla fase
Lord Kelvin.
liquida alla fase vapore richiede una
Il comportamento di questa pompa di calore
quantità di calore: il calore di vaporizzazione.
ideale è caratterizzabile semplicemente come
La vaporizzazione avviene dunque con
per la macchina a ciclo diretto. La macchina a
sottrazione di calore. Di converso, quando
ciclo diretto viene qualificata dal rendimento,
una sostanza passa dalla fase vapore alla
inteso come il rapporto fra la quantità utile
fase liquida, cioè condensa, cede calore: il
che ci interessa, il lavoro, e ciò che dobbiamo
calore di condensazione. La condensazione
dare per averla, la quantità di calore a più alta
avviene dunque con concessione di calore.
temperatura. Nel caso della pompa di calore
2 Per ogni sostanza la vaporizzazione o la
il risultato che interessa è la quantità di calore
condensazione possono avvenire per
ottenuta dalla sorgente a più alta temperatura;
una certa pressione soltanto ad una ben
ciò che dobbiamo dare è il lavoro. Il
definita temperatura che resta costante per
comportamento della pompa di calore è allora
tutto il tempo durante il quale ha luogo
qualificato dal coefficiente di effetto utile o
il fenomeno. Così, ad esempio, finché in
COP (Coefficient Of Performance), definito dal
una pentola a pressione c’è acqua allo
rapporto:
stato liquido si è sicuri che la temperatura
all’interno non supera il valore della
temperatura di evaporazione dell’acqua
Questo è proprio l’inverso del rendimento del
alla pressione fissata dalla valvola della
ciclo diretto, per cui per una pompa di calore
pentola. Quanto più alta è la pressione a
ideale:
cui avvengono i cambiamenti di fase, tanto
più alta è la temperatura alla quale possono
avvenire. Così, alla pressione atmosferica
è facile rendersi conto con pochi semplici
l’acqua bolle a 100°C, ma nella pentola a
calcoli che il COP teorico può risultare molto
pressione, dove la pressione è superiore,
elevato. Per una pompa di calore che operi
l’acqua bolle a temperature più alte.
prelevando calore dall’ambiente esterno a 0°C,
portandolo a 40°C, il COP massimo è dato da:
Il circuito elementare di una pompa di calore
a compressione di vapore è dunque costituito
da un evaporatore, dove un fluido frigorifero
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attraverso una strozzatura (valvola di
FIG. 1.8
laminazione) che consente il passaggio nella
Schema a blocchi di un ciclo frigorifero o a pompa di
misura consentita dal compressore (fig. 1.8).
calore: è visibile il senso dei flussi termici
È molto utile riuscire a rappresentare queste
condensatore
Qc
trasformazioni in un diagramma di stato del
temp. = 30°C press. = 12 atm.
fluido frigorifero. Tale diagramma consente
di identificare attraverso due variabili di stato
VALVOLA
tutte le altre proprietà che caratterizzano il
COMPRESSORE
Qc = Qe + P
fluido in una determinata condizione. Un
P
diagramma molto diffuso ed utile è basato
sulle due proprietà pressione ed entalpia, p
ed h. Fissato il valore di queste proprietà, si
temp. = 10°C press. = 2,5 atm.
evaporatore
possono leggere dal diagramma le altre, come,
Qe
ad esempio, temperatura, volume specifico,
entropia (fig. 1.9).
È facile a questo punto tracciare su questo
idoneo evapora alla temperatura della
diagramma il ciclo termodinamico visto
sorgente fredda, da un compressore che porta
prima (fig. 1.10). Si può partire dal liquido
il vapore di questo fluido ad una pressione
saturo che lascia il condensatore (punto 1):
più alta e da un condensatore dove il vapore
la laminazione è un processo in cui non si
condensa cedendo calore ad una temperatura
manifesta variazione di entalpia. Viene quindi
più alta. Il condensato ritorna all’evaporatore
rappresentato dalla linea verticale che dal
FIG. 1.9
Diagramma pressione-entalpia per un fluido frigorifero
C
Pc
T = costante
(temperatura)
(PRESSIONE)
S=
co
(en stante
trop
ia)
P
(ENTALPIA)
14
h
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punto 1 raggiunge la pressione più bassa
Non si è detto fin qui che cosa sia l’entalpia
dell’evaporatore. Qui a pressione costante
e non è importante darne in questa sede
si ha la progressiva evaporazione del fluido
una definizione rigorosa. Basti sapere che
frigorifero fino alle condizioni di vapore saturo
l’entalpia è una proprietà di un sistema dalla
(punto 3). Il processo nel compressore, se
cui variazione si possono valutare le quantità
condotto idealmente, è ad entropia costante.
di calore o lavoro scambiate con l’esterno
Si segue quindi la curva dell’entropia che
del sistema nelle varie trasformazioni. Nel
passa per il punto 3 fino a raggiungere la
diagramma considerato la variazione di
pressione del condensatore. La condizione
entalpia viene data per ogni kg di fluido e
del punto 4 è al di fuori della campana del
percorre il ciclo.
vapore umido. È infatti vapore surriscaldato. Si
Le quantità di calore di lavoro scambiate nel
trova ad una temperatura più alta di quella di
ciclo sono proporzionali, perciò, alle lunghezze
condensazione. Esso viene prima raffreddato
dei segmenti orizzontali del ciclo. Ad esempio
del condensatore (desurriscaldato), poi
41 può denotare la quantità di calore ceduto
condensa a temperatura costante e si ritorna
al condensatore per ogni chilogrammo di
al punto 1. L’effetto utile è la variazione di
fluido che percorre il ciclo, 23 quella sottratta
entalpia dal punto 4 al punto 1. Il lavoro
all’evaporatore, 34' è il lavoro fornito al
necessario per ottenere questo effetto utile è
compressore.
la variazione di entalpia dal punto 4 al punto
Si osservi che, nel rispetto del primo principio,
3. L’energia resa disponibile dalla sorgente
si ha:
fredda è la variazione di entalpia dal punto 3
al punto 2.
FIG. 1.10
Ciclo ideale di pompa di calore a compressione su diagramma pressione-entalpia
P
(PRESSIONE)
1
2
h1 = h2
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
4
3
4’
h3 h4 = h4’
h
15
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
41 = 23 + 34’
all’uscita del condensatore: in altre parole alla
Qc = Qe + L
pressione di condensazione il liquido viene
Si è segnato su diagramma il ciclo più
raffreddato al di sotto della temperatura di
semplice; mancano, ad esempio le inevitabili
saturazione (fig. 1.11). Lo schema a blocchi
cadute di pressione attraverso condensatore
del ciclo così rappresentato è illustrato dalla fig.
ed evaporatore ed anche il processo di
1.12. All’uscita dell’evaporatore (punto 3) si
compressione è considerato ideale. Pur
suppone di avere vapore saturo: questo viene
trascurando le cadute di pressione, si
surriscaldato in uno scambiatore di calore,
dovrebbe tener conto che in un processo reale
sottraendo calore al liquido che esce dal
di compressione l’entropia aumenta, quindi
condensatore. Si arriva al punto 3’; si ha poi la
il punto finale si trova più a destra di quanto
compressione fino a 4’. Il vapore surriscaldato
indicato.
viene raffreddato nel condensatore fino a
Si desidera quasi sempre avere un leggero
condizione di vapore saturo e poi condensato
surriscaldamento all’aspirazione del
(punto 1).
compressore. Tale surriscaldamento è teso
Il liquido saturo passa nello scambiatore,
ad evitare l’eventuale ingresso di goccioline
dove viene sottoraffreddato fino ad 1’ e di
di liquido al compressore. Dal momento
lì, infine, attraverso l’organo di laminazione,
che il liquido è praticamente incomprimibile,
fino al punto 2’. La quantità di calore
tale eventualità potrebbe danneggiare il
necessaria a surriscaldare il vapore è fornita
compressore o comunque abbreviarne la vita.
dal sottoraffreddamento del liquido: perciò i
Il surriscaldamento viene solitamente realizzato
segmenti 11' e 33' sono eguali.
a spese di un sottoraffreddamento del liquido
Uno dei vantaggi del sottoraffreddamento
FIG. 1.11
Rappresentazione su diagramma pressione-entalpia del ciclo a pompa di calore a compressione con sottoraffreddatore-surriscaldatore
(PRESSIONE)
P
1’
1
2’
2
4
3
4’
4’’
3 3’
h
16
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
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INDUSTRIALE <<<
è la possibilità di sottrarre all’evaporatore
calore ad esso e la sorgente calda deve
una maggiore quantità di calore per ogni kg
trovarsi a temperatura inferiore a quella del
di fluido che circola: si noti infatti come il
condensatore per riceverne calore.
segmento 2'3 sia più lungo di 23 .
La fig. 1.13 rappresenta il ciclo che si avrebbe
Le prestazioni del compressore sono
avuto con differenze di temperatura nulle e
caratterizzate dal suo rendimento isentropico,
il ciclo che la pompa di calore deve seguire,
così definito (fig. 1.11):
date le differenze di temperatura. Si nota
ηis =
h4’ - h3’
subito un maggior lavoro del compressore
h4’’ - h3’
ed una minore quantità di calore sottratta alla
Si tratta del rapporto fra il lavoro ideale di
sorgente fredda.
compressione (processo isentropico) e quello
Vi sono altre numerose ragioni per la
reale.
riduzione del COP, comunque tutte meno
Un rendimento isentropico inferiore ad 1, e
importanti di quella appena considerata. Una
di solito non superiore a 0,8, non è l’unico
è il processo irreversibile che avviene nella
motivo per cui il COP è inferiore a quello
valvola di laminazione con una perdita netta
del ciclo di Carnot fra le stesse temperature.
di energia utilizzabile: l’energia di pressione
Un effetto molto importante è dovuto alle
posseduta dal fluido viene degradata. Il
differenze di temperatura che si devono avere
processo è accompagnato da una certa
fra il fluido operativo, il fluido frigorifero, e le
produzione di vapore che riduce l’effetto
sorgenti calda e fredda perché avvenga lo
frigorifero. Generalmente non si considera
scambio di calore.
conveniente sfruttare il salto di pressione, data
Come è noto, la trasmissione del calore da
la complessità dell’espansore ed il modesto
un sistema ad un altro può avvenire soltanto
se esiste una differenza di temperatura fra i
due sistemi. Tanto più grande la differenza
di temperatura, tanto maggiore è la quantità
FIG. 1.12
Schema a blocchi di pompa di calore a compressione
dotata di sottoraffreddatore-surriscaldatore
di calore trasmessa e quindi la potenza
termica scambiata. Tale potenza termica Q è
1
ed all’area di scambio S:
COMPRESSORE
Q = KSΔT
3’
Quindi se si vuole scambiare una certa
potenza termica con una certa area di
scambio, è necessario prevedere un adatto
4’
condensatore
proporzionale alla differenza di temperatura T
SCAMBIATORE
DI CALORE
1’
3
salto di temperatura. In tal modo nella
pompa di calore la sorgente fredda deve
trovarsi a temperatura superiore a quella
dell’evaporatore, perché possa cedere
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
2’
evaporatore
17
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
lavoro ottenibile. Recenti prototipi di macchine
quella del calore utile prodotto. Può essere
hanno cominciato a farlo.
utile la rappresentazione semplificata di
Un’altra ragione di riduzione può essere
fig.1.14 In essa, ipotizzata una temperatura
il lavoro necessario a portare a contatto
al condensatore di 60°C viene rappresentato
evaporatore e condensatore con le sorgenti
il COP di macchine reali di diversa qualità ed
termiche. Ad esempio, in una pompa di calore
il valore teorico in funzione della differenza
che lavora con l’aria esterna, l’aria esterna
fra le temperature di condensazione e di
viene fatta passare attraverso la batteria
evaporazione. È importante notare come tale
dell’evaporatore con un ventilatore.
differenza influisca molto fortemente sulle
Questo richiede un lavoro che va a sommarsi
prestazioni di ogni tipo di macchina. Risulta
a quello del compressore, riducendo il COP.
quindi di estrema importanza sia la scelta
Oppure, se la sorgente fredda è un’acqua
della sorgente fredda più adatta che della
sotterranea, bisogna azionare una pompa.
temperatura di impiego dell’energia termica
Egualmente, all’interno dell’ambiente sarà
prodotta.
necessario mettere in movimento aria o acqua
a contatto con le pareti del condensatore.
Un’ulteriore causa di riduzione deriva
dall’efficienza non unitaria del motore elettrico
che aziona la pompa di calore.
Anche nel funzionamento reale della
macchina vi è una forte dipendenza del COP
dalla temperatura della sorgente fredda e da
FIG. 1.13
Rappresentazione su diagramma pressione-entalpia del ciclo a pompa di calore a compressione con sottoraffreddatore-surriscaldatore
P
(PRESSIONE)
Δt CONDENSAZIONE
Δt EVAPORAZIONE
h
18
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FIG. 1.14
COP di pompe di calore di diversa qualità confrontate con il valore teorico per diversi incrementi di temperatura consentiti
(temperatura utile 60°C)
COP
Tc = 60°C
Pompe di calore di vecchia concezione
10
Pompe di calore di medie prestazioni
ciclo di Carnot inverso
Pompe di calore di elevate prestazioni
15
5
COP praticamente
ottenibili
20
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
30
40
50
60
incremento di
temperatura (°C o K)
19
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
20
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CAP. 2
I componenti della pompa
di calore
2.1 IL COMPRESSORE
I primi sono decisamente quelli maggiormente
Il compressore è il cuore pulsante della pompa
impiegati. La compressione viene attuata
di calore come delle macchine frigorifere che
sostanzialmente intrappolando un certo
operano con ciclo a compressione di vapore.
volume di gas alla pressione di aspirazione,
È il compressore che provvede ad aspirare il
riducendo progressivamente lo spazio a
vapore di refrigerante a bassa pressione e a
disposizione ed aumentando quindi la
portarlo alla pressione più elevata necessaria
pressione.
alla condensazione a più alta temperatura.
Nei compressori centrifughi l’effetto di
I compressori sono tradizionalmente classificati
compressione è dovuto alla forza centrifuga
secondo due grandi famiglie:
esercitata sul gas da un elemento girante a
• Compressori volumetrici (positive displacement)
velocità relativamente elevata. All’effetto di
• Compressori centrifughi
spinta centrifuga si aggiunge la trasformazione
FIG. 2.1
FIG. 2.2
Sezione di un compressore bicilindrico alternativo a
Particolari delle valvole automatiche di aspirazione e di
pistoni. Si nota a sinistra la valvola di mandata aperta,
scarico di un compressore alternativo a pistoni
mentre a destra si è in fase di aspirazione
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
21
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a valle della girante dell’energia cinetica
apertura automatica. Si osservi in fig. 2.1
acquistata dal gas in energia di pressione
una sezione di un compressore bicilindrico a
per progressiva riduzione di velocità in un
pistoni. Si nota nel cilindro di sinistra l’apertura
elemento diffusore (voluta).
della valvola di scarico, mentre in quello di
Questi ultimi trovano impiego nelle macchine
destra la valvola di scarico è chiusa e si è
di grande potenzialità (ordine di grandezza 1
aperta la valvola di aspirazione. Le valvole
MW). Se è vero che i compressori volumetrici
sono realizzate mediante delle lamine flessibili
vengono utilizzati in una gamma di potenzialità
(più robusta quella sulla mandata e più
che va da pochi kW (a volte poche centinaia
“leggera” quella di aspirazione). Sono valvole
di W) fino ad alcune centinaia di kW, bisogna
a sviluppo circonferenziale (fig. 2.2) in modo
anche ricordare che le tipologie sono molto
da garantire la maggiore sezione di flusso
diverse e spesso specializzate in certi intervalli
possibile con limitate perdite di carico. Si
di potenza.
deve tener conto che l’aria passa attraverso le
Il compressore del quale è più agevole
valvole ad elevatissima velocità.
illustrare il funzionamento è senza dubbio
Nella corsa dal punto morto superiore (PMS)
il compressore alternativo a pistoni. In un
verso il punto morto inferiore (PMI) il pistone
cilindro si muove un pistone azionato da
crea una depressione che comporta l’apertura
biella e manovella o da un sistema ad
della valvola di aspirazione e il deflusso del
eccentrico con una grande somiglianza con
vapore di refrigerante dall’evaporatore, dove
un motore automobilistico. Ovviamente non
si trova alla pressione più bassa di ciclo (fig.
c’è la candela di accensione e le valvole di
2.3). La valvola di aspirazione tuttavia può
aspirazione e di mandata sono valvole ad
aprirsi solo dopo che all’interno del cilindro
FIG. 2.3
Schema di funzionamento di un compressore alternativo a pistoni con evidenziati il volume nocivo e il volume generato
ANELLI DI TENUTA DEL PISTONE
MANOVELLA
BIELLA
VALVOLE
ALBERO A GOMITI
VOLUME
GENERATO
VOLUME NOCIVO
22
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la pressione è scesa al valore più basso,
come al PMS per garantire le dilatazioni e per
essendosi completata l’espansione del vapore
lasciare spazio alle valvole resta comunque
che era rimasto intrappolato nello spazio
uno spazio fra cielo del pistone e testata. In
morto (volume nocivo) compreso fra pistone
tale spazio resta un corrispondente volume di
e testata al PMS. Il diagramma di indicatore
vapore compresso e di cui si è parlato poco
di fig. 2.4 illustra assai bene la situazione:
sopra.
la corsa del pistone dal PMS al PMI viene
Questo volume dovrebbe essere il più ridotto
rappresentata in tale diagramma dalle lettere
possibile, tanto che viene indicato come
dab. Da d ad a si ha l’espansione del vapore
volume nocivo. Infatti l’espansione del vapore
intrappolato nel volume nocivo, mentre da a
lì racchiuso limita l’entità di vapore che può
a b si ha l’effetto di aspirazione e il volume
essere aspirato ad ogni corsa del pistone,
spazzato dal pistone in quella fase è tutto
per cui il volume aspirato risulta inferiore
volume aspirato di vapore da comprimere.
al volume generato (per intenderci quello
Nella corsa dal PMI al PMS il pistone riduce
spazzato effettivamente dal pistone). Viene
lo spazio a disposizione del vapore: subito
definito il rendimento volumetrico ηv come
la valvola di aspirazione sottoposta ad una
il rapporto fra volume aspirato Va e volume
pressione si chiude e la corsa dalla lettera
generato Vg
b alla lettera c avviene a valvole chiuse. La
pressione aumenta fino al valore di taratura
ηv =
Va
Vg
della valvola di mandata (pressione p2): a quel
Non è difficile dimostrare, applicando alle
punto si apre la valvola di mandata e il vapore
trasformazioni riportate in fig. 2.5 la legge dei
viene inviato verso il condensatore. Si nota
gas ideali, considerando sia la compressione
FIG. 2.4
FIG. 2.5
Diagramma di indicatore di un ciclo di compressione
Diagramma di indicatore di un ciclo di compressione
per un compressore alternativo: a-b fase di aspirazione,
con evidenziati il volume generato, Vg, il volume
b-c compressione a valvole chiuse, c-d mandata del
aspirato Va e il volume nocivo Vn
gas compresso, d-a espansione del gas contenuto nel
volume nocivo
c
p2
p
p2
p
d
c
d
p1
p1
b
a
b
VOLUME
ASPIRATO
vn
a
va
vg
V
V
VOLUME GENERATO
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che l’espansione a valvole chiuse come
si riduce sempre di più il volume aspirato
processi adiabatici reversibili che il rendimento
fino a portarsi a valori davvero molto bassi e
volumetrico dipende sia dall’entità relativa del
che suggeriscono in quel caso di attuare la
volume nocivo Vn che dal rapporto ρ delle
compressione almeno in due stadi (fig. 2.6).
pressioni (k è il rapporto caratteristico per il
Il compressore alternativo a pistoni è rimasto
gas considerato dei calori specifici a pressione
per lunghi anni il compressore in assoluto
e a volume costante):
più diffuso fra i compressori volumetrici
ηv =
Va
Vg
=
1
k
Vn 1
Vg + Vn (1 - ρ )
=1(ρ k - 1)
Vg
Vg
per la sua semplicità costruttiva e per
l’effetto di “primogenitura” con produzioni di
Apparentemente un basso rendimento
massa ed effetto scala sui costi. Si trattava
volumetrico non danneggia le prestazioni del
quindi del compressore più economico
ciclo. Infatti il lavoro aggiuntivo necessario a
e che aveva raggiunto per primo la piena
comprimere il vapore che resterà intrappolato
maturità tecnologica. Le sue posizioni hanno
nel volume nocivo viene restituito nella fase
cominciato a perdere quota con l’avvento
di espansione. Nella realtà per un basso
dei compressori a vite. Si può dire che
rendimento volumetrico un compressore
alcune delle motivazioni che hanno portato
di data cilindrata dovrà compiere più corse
ad una progressiva “marginalizzazione” dei
per comprimere un certo volume di gas. Ne
compressori alternativi a pistoni sono state le
derivano maggiori perdite per attrito ed una
seguenti:
maggiore dimensione della macchina per una
• Per potenze dell’ordine di qualche centinaio
data potenza. In più è facile rendersi conto
di kW le dimensioni delle macchine erano
che, all’aumentare del rapporto delle pressioni,
piuttosto importanti.
FIG. 2.6
FIG. 2.7
Ciclo di compressione con due diverse pressioni di
Andamento del flusso di gas compresso alla mandata
mandata. Alla pressione più alta si nota una forte
in un compressore alternativo a semplice effetto. Nel
riduzione del rendimento volumetrico a causa
primo mezzo giro dell’albero si ha l’aspirazione e la
dell’espansione del gas contenuto nel volume nocivo
mandata nel secondo mezzo giro. Si nota come il
flusso sia discontinuo
p
0
V
24
180
360
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• Il compressore a pistoni per la sua intrinseca
che può prelevare il gas compresso in una
natura fornisce un flusso di vapore compresso
zona a piacere nel percorso longitudinale fra
discontinuo (si veda in fig. 2.7 come ad ogni
ingresso e uscita. Il vapore di refrigerante resta
giro dell’albero si abbia il flusso tratteggiato
intrappolato nella tasca che si forma fra le due
di vapore compresso). L’inconveniente può
viti a partire dalla zona di aspirazione e viene
essere limitato da compressori pluricilindrici
spinto verso la zona assialmente opposta con
ovviamente di maggior costo ed impegno
volumi via via più ridotti.
tecnologico.
Il funzionamento del compressore garantisce
• Il compressore a pistoni ha un
una buona uniformità nel flusso di gas
funzionamento più “ruvido”, moderato dalla
compresso, dato che nella rotazione si
presenza del volano (come nei motori
alternano al tempo stesso momenti di
automobilistici), ma che comunque richiede
aspirazione con momenti in cui il gas ha
una coppia di spunto alla partenza di un certo
completato il suo percorso di compressione
rilievo, anche qualora si possa realizzare a
(fig. 2.9). Attualmente il compressore a vite
valvole aperte. Un fenomeno molto comune è
si impiega largamente per la produzione
l’abbassamento momentaneo della tensione
dell’aria compressa e per macchine frigorifere
di rete per l’assorbimento di potenza all’avvio
di potenza superiore a 50 kW e si può dire
della macchina.
che nelle potenza da 100 kW fino ad alcune
Va fatto rilevare che lo sviluppo dei
centinaia di kW non ha rivali, sia per la sua
compressori a vite, così come anche delle
compattezza che per la sua efficacia.
altre macchine che si sono via via diffuse è
Nel campo di potenza sotto i 50 kW si sono
legato alla crescita tecnologica nel settore
sviluppate due tecnologie molto diverse:
delle macchine utensili che ha consentito di
sviluppare macchine a controllo numerico con
tolleranze realizzative anche su componenti
FIG. 2.8
Viti maschio e femmina di un compressore a vite
di grande complessità geometrica di un
ordine di grandezza più basso che non
precedentemente. In effetti il compressore a
vite si basa su un’idea di partenza abbastanza
semplice che in una delle tante versioni che si
sono realizzate prevede due viti (un maschio
e una femmina) che ingranano l’una nell’altra
con spazi definiti nel percorso da ingresso ad
FIG. 2.9
Schema illustrativo compressione in compressore a vite
uscita (fig. 2.8). Le due viti sono ospitate in
un frame di contenimento che è dotato dei
collegamenti sia con la zona di aspirazione
ASPIRAZIONE
MANDATA
nella parte iniziale e di mandata nel terminale
opposto con un cassetto di distribuzione
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• Il compressore a palette o rotativo;
Il compressore scroll o a spirali orbitanti,
• Il compressore scroll o a spirali orbitanti.
sempre più impiegato nel campo di potenze
Il compressore a palette o rotativo è realizzato
da qualche kW fino ad alcune decine di kW,
in diverse versioni. Una semplice versione è
merita alcuni approfondimenti, anche per
illustrata in fig. 2.10. Qui si vede un eccentrico
l’apparente complessità di funzionamento. La
che lavora entro una carcassa sulla cui
sua ideazione risale ad un inventore francese,
superficie può rotolare realizzando in ogni
un certo Léon Creux che lo brevettò nel
istante un punto di contatto che intrappola il
lontanissimo 1905. La tolleranza necessaria
gas da comprimere, delimitato dall’altra parte
alle lavorazioni delle complesse figure delle
da una lama tenuta a contatto dell’eccentrico
spirali ne ritardò l’ingresso sul mercato agli
da una molla. Benché la gittata di refrigerante
anni ’80.
garantita dal compressore descritto non sia
L’elemento principale del compressore scroll
regolare, altre tipologie costruttive con un
sono appunto le spirali: una spirale fissa
maggior numero di palette consentono un
ed una orbitante che nel suo movimento
deflusso abbastanza regolare e senza ruvidità
rotola sulla fissa (fig. 2.11). La tenuta è
del refrigerante compresso.
garantita nel senso del diametro dalla qualità
FIG. 2.10
FIG. 2.12
Sezione di un compressore rotativo ad eccentrico
Schema del meccanismo di trasmissione del movimento
orbitante alla spirale a partire dal movimento rotativo dell’albero
MANDATA
motore
LAMA
SPIRALE
ORBITANTE
CUSCINETTO
ASPIRAZIONE
SEDE DEL
CUSCINETTO
FIG. 2.11
Dettagli delle spirali fissa ed orbitante di un
DISASSAMENTO
compressore scroll
ALBERO
MOTORE
26
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realizzativa delle superfici a contatto. Ed inoltre
aiuta molto, come anche in gran parte dei
compressori a vite e a palette, la presenza di
FIG. 2.13
Sezione schematica delle due spirali del compressore
scroll con evidenziata una fase di aspirazione
un velo di lubrificante che, oltre ad avere la
funzione di ridurre gli attriti, ha proprio quella
di svolgere una funzione di tenuta. Infatti
SPIRALE
FISSA
ASPIRAZIONE
la prima tendenza del gas compresso è di
indirizzarsi verso la zona a pressione minore,
cioè di tornare nella zona di aspirazione. Si
deve sottolineare che il movimento della
spirale mobile non è affatto rotatorio, ma
orbitante, in questo consentito dalla posizione
eccentrica rispetto all’albero di rotazione
dell’alberino cui è collegata. Si ricorre ad un
giunto di Oldham, la cui funzione è proprio
FIG. 2.14
quella di fornire un movimento orbitante a
Sezione schematica delle due spirali del compressore
partire da un movimento rotatorio (fig. 2.12).
scroll con evidenziata una fase di compressione
Se si osserva la posizione reciproca delle
due spirali, si vede che in un certo momento
lasciano un’apertura nella zona di aspirazione,
tempestivamente riempita dal refrigerante a
bassa pressione aspirato dall’evaporatore (fig.
2.13). Basta poco più di un quarto di giro
perché il movimento della spirale orbitante
chiuda la porta alla spalle del vapore che è
appena entrato. Questo si trova delimitato
in uno spazio che, a mano a mano che la
spirale mobile rotola su quella fissa, si riduce
sempre di più, comprimendo quindi il gas
(fig. 2.14). Alla fine il gas si ritrova nella zona
centrale fra le due spirali, dove è posizionata
la mandata verso il condensatore e dove può
FIG. 2.15
Sezione schematica delle due spirali del compressore scroll
con evidenziata la presenza contemporanea ad un dato
istante di fasi di aspirazione, compressione e mandata
ASPIRAZIONE
COMPRESSIONE
uscire compresso dallo spazio in cui era stato
delimitato. Si osservi che, mentre abbiamo
MANDATA
seguito queste fasi di compressione, le due
spirali intanto hanno elaborato altre fasi quasi
in contemporanea di aspirazione e di mandata
(fig. 2.15).
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Quali sono i punti delicati del compressore
si ha nel processo reale (fig. 2.17). Quanto
scroll? Anzitutto l’accuratezza delle lavorazioni
migliore è il rendimento isentropico tanto
e della lubrificazione che consenta la tenuta
minore è il lavoro di compressione che si deve
nel senso del diametro. Vi è poi da garantire
fornire alla macchina a parità di servizio:
la tenuta nel senso dell’altezza con adatte
guarnizioni che devono resistere nel tempo
is
=
Lid
Lr
=
h2’ - h1
h2 - h1
all’effetto di strisciamento (in ciò aiutate molto
Inoltre il compressore scroll ha un maggiore
dalla lubrificazione): infatti si deve avere
rendimento volumetrico, inteso come il
un minimo gioco nel senso dell’altezza per
rapporto fra il volume di gas effettivamente
consentire il movimento relativo delle spirali
compresso e il volume dello spazio di
con il gas che presenta la naturale tendenza
compressione rispetto ad un compressore
di ritornare dal centro, dove la pressione è più
alternativo a pistoni di pari capacità. Il
alta, verso la periferia (fig.2.16).
vantaggio è tanto più significativo quanto
Il compressore scroll presenta molti vantaggi.
maggiore è il rapporto delle pressioni (fig.
Anzitutto un migliore rendimento isentropico
2.18).
di compressione dal momento che non
Dall’esterno il compressore scroll si presenta
presenta le perdite di carico tipiche nei
quasi sempre come una specie di barilotto a
compressori alternativi a pistoni dovute
sviluppo verticale (fig. 2.19). In esso la parte
alle valvole. Il rendimento isentropico
di compressore vero e proprio si limita ad una
della compressione ηis è il rapporto fra il
zona di ridotte dimensioni nella parte alta,
lavoro ideale che si sarebbe avuto con una
dove si possono notare le due spirali. Al di
compressione adiabatica reversibile (quindi
sotto di queste si vede l’albero motore con
senza aumenti di entropia) e quella che invece
il giunto di Oldham, mentre gran parte del
FIG. 2.16
FIG. 2.17
Dettaglio di una sezione di un compressore scroll con
Rappresentazione sul piano temperatura-entropia di
evidenziate le guarnizioni di tenuta ed i giochi necessari
una compressione adiabatica reversibile 12’ e di una
per il movimento
compressione reale con aumento di entropia 12
T
2
P1
2'
P2
1
S
28
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FIG. 2.18
Confronto del rendimento volumetrico di un compressore alternativo a pistoni e di uno scroll in funzione del rapporto
delle pressioni
100
rendimento volumetricio
90
scroll
70
alternativo
50
30
10
temperatura di condensazione 50°C
2
3
4
5
6
rapporto delle pressioni
FIG. 2.19
Spaccato di un compressore scroll della Copeland: 1,
mandata; 2, spirale orbitante; 3, spirale fissa; 4, giunto
di Oldham; 5, aspirazione; 6, albero; 7, motore elettrico
7
8
barilotto è occupata dal motore elettrico che
aziona il compressore.
Trattando delle problematiche del
compressore, conviene fare cenno anche alla
fondamentale tematica della modulazione di
potenza. Infatti la macchina scelta avrà una
sua potenza nominale, scelta dal progettista
con i criteri che verranno più avanti affrontati
e frequentemente dovrà fornire una potenza
inferiore a quella nominale. La modalità
più semplice per adattare la potenza della
macchina al carico richiesto è la cosiddetta
regolazione in attacca-stacca o in ON-OFF. Il
compressore opera a potenza nominale fino a
che un segnale, ad esempio da un termostato
che rileva il raggiungimento di una certa
temperatura nell’ambiente, lo ferma per un
determinato intervallo di tempo, per poi farlo
ripartire, quando, ad esempio, la temperatura
indicata scende sotto un diverso valore di set
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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point. Questa modalità operativa presenta una
inverter, vale a dire un dispositivo elettronico
serie di svantaggi.
in grado di modificare la frequenza della
• I due set point di temperatura devono essere
corrente elettrica alternata, sia nel senso di
abbastanza distanziati per evitare un numero
aumentarla rispetto ai 50 Hz della rete, sia di
eccessivo di partenze e fermate soprattutto in
ridurla. Si ha così modo di avere una velocità
presenza di carichi ridotti.
variabile del compressore in una gamma
• Maggiore è la distanza fra il valore di set
abbastanza ampia. Non tutta la gamma delle
point di partenza da quello di fermata,
velocità è disponibile, dal momento che a
maggiore è l’oscillazione di temperatura
velocità decrescenti tendono a prevalere
nell’ambiente riscaldato con possibile disagio
i ritorni di gas compresso verso la zona
per gli occupanti.
di aspirazione. Ad esempio la frequenza
• Il funzionamento in attacca-stacca riduce il
potrebbe variare da 30 a 75 Hz. A 75 Hz
valore del COP per le perdite che si realizzano
si ha la massima capacità della pompa di
nella fasi transitorie di fermata e soprattutto di
calore, mentre a 30 Hz si ha la minima. Per
ripartenza.
potenze inferiori alla minima si provvede
• Ogni ripartenza del compressore è un piccolo
anche per i sistemi modulanti in continua al
trauma per il motore elettrico del compressore
funzionamento in attacca- stacca. I vantaggi
con relativa microincisione sull’avvolgimento e
del funzionamento con inverter si possono
rischio di guasto precoce.
così elencare:
• Ogni ripartenza della macchina presenta una
• Maggiore benessere degli occupanti dal
coppia di spunto con possibile momentaneo e
momento che istante per istante si fornisce
fastidioso abbassamento della tensione.
esattamente il carico richiesto.
Va rilevato che molti degli inconvenienti
• Maggiore rendimento del sistema con valori
elencati sono stati progressivamente
di COP ai carichi parziali addirittura migliori
minimizzati, ma alcuni non vanno sottovalutati,
che a carico nominale. Infatti a carico parziale
per cui da sempre si è cercato di modulare la
in questo caso le portate di refrigerante che
potenza delle macchine.
devono trarre calore dall’evaporatore e fornirlo
In un primo tempo si è fatto ricorso per
al compressore sono minori e quindi con le
i compressori alternativi pluricilindrici alla
superfici di scambio messe a disposizione le
cortocircuitazione delle valvole di aspirazione
differenze di temperatura si riducono e il ciclo
e mandata di uno o più cilindri, riducendo così
diventa più favorevole.
la potenza del compressore, a prezzo delle
• La partenza della macchina può essere molto
perdite per attrito nel funzionamento a vuoto
dolce senza sbalzi di tensione perché viene
del cilindro escluso.
attuata alla minima velocità di rotazione e poi
La modalità di parzializzazione considerata più
il compressore viene accelerato dall’inverter
efficace è stata tuttavia la variazione continua
alla velocità di rotazione richiesta.
nella velocità di rotazione del compressore.
Questa può essere ottenuta mediante un
30
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FIG. 2.20A
Dettaglio del sistema Digital Scroll© in fase di carico con valvola solenoide chiusa e camera di sovrapressione carica
ALTA PRESSIONE
CAMERA DI
SOVRAPRESSIONE
VALVOLA SOLENOIDE
A 2 VIE
FORO CALIBRATO
BASSA PRESSIONE
FIG. 2.20B
Dettaglio del sistema Digital Scroll© a spirali scariche con valvola solenoide aperta e camera di sovrapressione scarica
ALTA PRESSIONE
CAMERA DI
SOVRAPRESSIONE
VALVOLA SOLENOIDE
A 2 VIE
FORO CALIBRATO
BASSA PRESSIONE
Gli svantaggi dell’inverter sono da un lato il
maggiore costo e dall’altro un assorbimento
di potenza dovuto alle trasformazioni sulla
FIG. 2.21A
Rappresentazione di un ciclo a vuoto di 18 secondi su
20, capacità del compressore ridotta al 10%
corrente elettrica che riduce il rendimento di
qualche punto percentuale al carico nominale
della macchina.
Recentemente si è proposta una versione
ingegnosa di compressore scroll nel quale
è possibile attuare la modulazione con un
sistema brevettato che va sotto il nome di
“digital scroll©” dovuto alla Copeland. In
sostanza il sistema è basato sulla possibilità di
FIG. 2.21B
Rappresentazione di un ciclo a vuoto di 10 secondi su
20, capacità del compressore ridotta al 50%
separare di una piccola distanza le due spirali
durante il funzionamento per un intervallo di
tempo prestabilito. Un dispositivo con valvola
a solenoide può scaricare la pressione in una
camera di sovrapressione che tiene a contatto
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
31
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
la spirale fissa con quella orbitante per periodi
secondi si può far funzionare il compressore a
di tempo preordinati. Questo produce un
vuoto per intervalli di 18 secondi, ottenendo
innalzamento di circa 1 mm della spirale fissa
in tal modo una potenza al 10% (fig. 2.21a),
e si arresta il flusso di gas alla mandata (le
oppure per intervalli di 10 secondi ottenendo
spirali girano a vuoto.
una parzializzazione al 50% (fig. 2.21b).
Si osservi in fig. 2.20a la posizione delle
L’operazione di modulazione in questo modo
spirali nella sezione longitudinale del
non è a costo zero, dal momento che il
compressore mentre lavorano: la stessa
compressore anche a vuoto richiede energia
pressione prodotta spinge verso il basso
che comunque è dell’ordine del 7% rispetto
la spirale fissa e la mantiene a contatto
al funzionamento a regime e quindi si tratta di
con la spirale orbitante. La figura illustra la
una modalità assai conveniente almeno in un
possibilità tramite un collegamento della
range ragionevole di parzializzazione.
camera di sovrapressione di scaricare la stessa
Infine si deve notare che sia nei compressori a
consentendo un passaggio di gas attraverso la
vite che in alcuni modelli di compressore scroll
valvola solenoidale nella zona di aspirazione.
è possibile realizzare un’iniezione di liquido o
L’attivazione del solenoide riesce così a
di vapore di refrigerante a ridotta temperatura
scaricare la spirale fissa che viene innalzata
nella fase intermedia di compressione. Questa
dalla molla di circa 1 mm (fig. 2.20b). Questo
iniezione consente tramite la successiva
fa sì che il compressore lavori a vuoto fino
evaporazione di refrigerante di attuare un
a che il solenoide non venga disattivato.
raffreddamento intermedio che riduce in
L’operazione può avvenire ad intervalli
modo apprezzabile il lavoro di compressione,
prefissati. Ad esempio in un ciclo di 20
in particolare quando il compressore per valori
FIG. 2.22
Ciclo economizzatore per un compressore a vite. Si nota in 6 l’invio di vapore a temperatura più ridotta rispetto a quella del
vapore in corso di compressione
compressore
5
pc
pi
1
pe
LAM. 1
2
4
32
LAM. 2
3
SEPARATORE
EVAPORATORE
6
CONDENSATORE
7
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FIG. 2.23
Rappresentazione sul piano pressione-entalpia degli stati caratteristici del refrigerante indicati nello schema a blocchi della figura precedente
p
1
pc
pi
pe
7
3
6
2
4
5
h
di temperatura di evaporazione molto bassa
di funzionamento dell’evaporatore rispetto a
deve operare con elevati rapporti di pressione.
quella del condensatore.
La fig. 2.22 mostra quanto avviene in un
Infine si deve notare che, se è vero che
compressore a vite: al compressore arriva
la grande maggioranza dei compressori
del vapore ad una pressione intermedia
è azionata da motore elettrico, esiste la
la cui temperatura è ridotta rispetto a
possibilità che siano azionati anche da un
quella del vapore compresso fino a quella
motore a combustione interna, tipicamente
pressione dal compressore a vite. Infatti
un motore alternativo a pistoni, realizzando
dal condensatore il refrigerante ha subìto
una tipologia di pompa di calore con motore
una prima laminazione con riduzione di
(di solito a gas). Il grande vantaggio di questa
temperatura da 1 a 2 (fig. 2.23). Ne deriva
tecnologia è di disporre anche del calore di
una temperatura più ridotta per la successiva
recupero del motore (dal raffreddamento della
compressione fino al valore finale con un
camicia dei cilindri, dell’olio lubrificante e dei
più limitato valore complessivo del lavoro di
fumi di scarico) con valori molto elevati del
compressione. Questa operazione, indicata
REP (Rapporto di Energia Primaria). I problemi
come ciclo economizzatore, si può realizzare
sono legati oltre che al costo iniziale molto più
facilmente anche nei compressori centrifughi
elevato, alle problematiche di manutenzione
che presentano sempre almeno due stadi di
e gestione (cambio dell’olio e revisioni
compressione. Recentemente si può effettuare
periodiche) e di rumorosità.
vantaggiosamente anche nei compressori
scroll (fig.2.24) con vantaggi tanto più
2.2 CONDENSATORI ED EVAPORATORI
significativi quanto più bassa è la temperatura
Condensatori ed evaporatori sono gli elementi
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33
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 2.24
Ciclo economizzatore per un compressore scroll
valvola di
inversione
batteria ESTERNA
batteria interna
COMPRESSORE
SCROLL
direzione del
refrigerante
RISCALDAMENTO
VALVOLA DI
LAMINAZIONE
VALVOLA DI INIEZIONE
LIQUIDO
RAFFREDDAMENTO
PRESSIONE
Ginj + Gs
FLUSSO del refrigerante
Gs
Ginj
ASPIRAZIONE
Ginj INIEZIONE DI LIQUIDO
Gs
ENTALPIA
FIG. 2.25
Schema a blocchi di una pompa di calore aria-aria nel funzionamento estivo
BATTERIA
ESTERNA
BATTERIA
INTERNA
LPO
ICO
NT O
A
IA UID
GL
TTI I LIQ
D
BO
34
COMPRESSORE
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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FIG. 2.26
Schema a blocchi di una pompa di calore aria-aria nel funzionamento invernale
VAPORE
FREDDO
LPO
ICO
NT O
A
IA ID
GL QU
TTI I LI
BO D
BATTERIA
ESTERNA
LIQUIDO
FREDDO
BATTERIA
INTERNA
COMPRESSORE
VALVOLA DI
LAMINAZIONE
di scambio termico vuoi con l’ambiente
D’estate la macchina opera come
interno vuoi con la sorgente o il pozzo termico.
condizionatore e in una versione molto
Nelle macchine a ciclo invertibile vengono
diffusa lavora ad espansione diretta su due
scambiati i ruoli fra il funzionamento estivo e
batterie ad aria, una interna ed una esterna
quello invernale.
(fig. 2.25). Nella figura si nota la valvola a 4
FIG. 2.27
Andamento delle temperature del refrigerante e dell’aria in fase di riscaldamento nel condensatore
temperatura (°C)
desurriscaldamento
sottoraffreddamento
55
condensazione
50
refrigerante
45
40
aria
35
0
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
0,2
0,4
0,6
0,8
superficie progressiva del condensatore
1,0
35
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
vie che indirizza il vapore compresso in uscita
incentivazioni dello scambio termico consente
dal compressore alla batteria esterna, dove
da un lato una riduzione di dimensioni e
condensa e poi passa alla batteria interna
dall’altro una limitata rumorosità.
per il tramite della valvola di laminazione
Per la batteria esterna invece risultano
per produrre l’effetto frigorifero. D’inverno
essenziali sia una progettazione con
la valvola a 4 vie indirizza il flusso dal
incentivazioni dello scambio termico, ad
compressore verso la batteria interna dove
esempio ricorrendo ad alette corrugate od
il refrigerante viene desurriscaldato e poi
intagliate, dall’altro un’adeguata spaziatura
condensa con effetto termico utile (fig. 2.26).
fra le alette che consenta il drenaggio delle
Il successivo passaggio attraverso la valvola
condense ed un flusso accettabile quando vi
di laminazione porta il refrigerante alla più
sia brinamento incipiente.
bassa pressione dove evaporerà nella batteria
La fig. 2.27 rappresenta l’andamento
esterna, sottraendo calore all’aria esterna.
dello scambio termico in un condensatore
Nelle figure viene anche rappresentato il
raffreddato ad aria. Si nota come il refrigerante
cosiddetto accumulatore o bottiglia anticolpo
prima venga surriscaldato con discesa rilevante
di liquido la cui finalità è di fornire al
di temperatura, quindi condensi a temperatura
compressore vapore almeno saturo, evitando
costante e poi venga parzialmente
che in ogni caso non gli arrivino gocce di
sottoraffreddato. D’altro lato l’aria subisce un
liquido che, come si sa, è praticamente
progressivo riscaldamento nell’attraversare la
incomprimibile e quindi potrebbe
batteria.
danneggiarlo.
La pompa di calore appena descritta viene
Non vi sono particolari commenti da fare
indicata come pompa di calore aria-aria. Si
per la batteria interna, salvo che un’accurata
possono avere anche pompe di calore aria-
progettazione che tenga conto delle possibili
acqua per le quali l’aria è la sorgente fredda
FIG. 2.28
Condensatore a fascio tubiero
VAPORE DI REFRIGERANTE DAL
COMPRESSORE
PIASTRA DI
DISTRIBUZIONE
TESTATA
ACQUA
ALL’USCITA
ACQUA
ALL’INGRESSO
VERSO LA VALVOLA
DI LAMINAZIONE
36
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FIG. 2.29
Evaporatore a fascio tubiero
valvola di
laminazione
aspirazione del
compressore
refrigerante che
evapora nel fasciame
acqua raffreddata
nei tubi
ritorno dell’olio
esterna e la pompa di calore cede calore
acqua: lo scambio con l’esterno avviene con
al vettore acqua che distribuirà l’energia
acque superficiali o sotterranee o il terreno
termica all’ambiente riscaldato, ad esempio
e la pompa di calore riscalda acqua che poi
per il tramite di un pavimento radiante o di
distribuirà energia termica nel riscaldamento
un fan coil. Ovvero si possono avere pompe
ambientale.
di calore acqua-aria dove la sorgente fredda
Si incontrano quindi nelle pompe di calore sia
della pompa di calore è un fluido che deriva
evaporatori che raffreddano un liquido che
da scambio termico con acque sotterranee
condensatori raffreddati a liquido.
o superficiali ovvero con il terreno, mentre
Per le taglie più grandi i condensatori o gli
la pompa di calore riscalda direttamente
evaporatori a liquido sono del tipo a fascio
l’aria dell’ambiente interno. Infine l’ultima
tubiero (fig. 2.28). Nei condensatori il vapore
combinazione è la pompa di calore acqua-
entra nella parte centrale e condensa nel
fasciame tubiero, mentre nei tubi circola
FIG. 2.30
Condensatore o evaporatore a piastre per pompa di
calore con sorgente fredda o scambiatore lato carico a
liquido
l’acqua. Nel caso in cui si abbia un evaporatore
a fascio tubiero questo di solito lavora, come si
dice, allagato (fig.2.29). Il refrigerante liquido
forma uno strato al fondo dell’evaporatore e
dalla superficie libera per effetto dello scambio
termico con l’acqua che circola nei tubi si
sviluppa il vapore di refrigerante che verrà
aspirato dal compressore. Tale funzionamento
richiede un rilevante quantitativo di
refrigerante nel circuito; in compenso implica
un grado di surriscaldamento ridotto prima
del compressore pur garantendo che il
compressore aspirerà vapore.
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
37
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
Nelle macchine di minore potenza sia
di elaborare, di mantenere il dislivello di
condensatore ed evaporatore a liquido sono
pressione. In altri termini la strozzatura deve
del tipo a piastre saldo brasate (fig. 2.30).
lasciar passare la quantità di refrigerante che
Delle piastre piane corrugate formano un
il compressore sta elaborando a fronte della
sandwich dove passa alternativamente da
caduta di pressione fra alta e bassa del ciclo.
una parte il refrigerante e dall’altra il liquido
In passato si è fatto spesso ricorso ad una
da riscaldare o da raffreddare. Lo scambio
strozzatura vera e propria, del tutto passiva
termico avviene con grande efficienza ed in un
come un capillare, vale a dire un tubo di
sistema caratterizzato da elevata compattezza.
piccolo diametro sufficientemente lungo
Di solito l’evaporatore opera, come si dice,
da fornire la perdita di carico indicata. Un
ad espansione secca, dove le regolazioni
sistema del genere non è in grado di adattarsi
richiedono un certo grado di surriscaldamento
a condizioni variabili del carico e da molto
(alcuni °C) prima dell’aspirazione del
tempo è stato sostituito in tutte le macchine
compressore. Questa regolazione sarà imposta
superiori alle dimensioni di un frigorifero
dalla valvola termostatica.
da una valvola termostatica. Si tratta di un
sistema in cui il passaggio del refrigerante
2.3 L’ORGANO DI LAMINAZIONE
incontra una valvola che può avere gradi
Nel funzionamento della macchina frigorifera
diversi di apertura in funzione di un segnale
o della pompa di calore a compressione
di comando, fornito di solito dal grado di
risulta indispensabile che il collegamento
surriscaldamento all’uscita dell’evaporatore.
fra condensatore a più alta pressione e
Nella fig. 2.31 si vede appunto la valvola che
l’evaporatore a più bassa sia inserita una
può muoversi in direzione verticale verso
strozzatura che consenta, data la portata
l’alto o il basso, lasciando passare una minore
volumetrica che il compressore è in grado
o una maggiore quantità di refrigerante a
FIG. 2.31
Schema relativo ad una valvola di laminazione termostatica. Il sensore di temperatura avverte la temperatura di surriscaldamento
all’uscita dell’evaporatore
PRESSIONE DERIVANTE DA
SURRISCALDAMENTO
PRESSIONE DELLA MOLLA
PRESSIONE DI EVAPORAZIONE
VALVOLA E SEDE
DELLA VALVOLA
EVAPORATORE
SENSORE DI
TEMPERATURA
VITE DI REGOLAZIONE
38
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FIG. 2.32
Schema a blocchi della pompa di calore ad aria immaginata da Lord Kelvin
AZIONAMENTO
CON MACCHINA A
VAPORE
ALL’AMBIENTE
RISCALDATO
CILINDRO DI USCITA
ARIA ESTERNA
CILINDRO DI
INGRESSO
SCAMBIATORE
DI CALORE
seconda della pressione del gas contenuto
ottimali. Questo vale soprattutto quando
nel soffietto superiore, pressione determinata
i dislivelli di temperatura (e quindi di
dalla temperatura all’uscita dell’evaporatore,
pressione) fra condensatore ed evaporatore
dalla pressione di taratura di una molla di
diventino piuttosto ridotti. In tal caso la valvola
regolazione e dalla pressione di evaporazione.
termostatica non riesce ad operare in modo
Qualora il grado di surriscaldamento tenda
soddisfacente e si è costretti a lavorare ad un
a crescere viene esercitata una maggiore
dislivello di pressione sufficientemente elevato
pressione sul soffietto che fa scendere la
anche quando le condizioni ambientali ne
valvola e consente l’ingresso di una maggiore
consentano uno più favorevole.
quantità di refrigerante. Questo fa scendere il
Per ovviare a queste limitazioni si è ricorsi
grado di surriscaldamento.
recentemente alle valvole di laminazione di
Qualora invece il grado di surriscaldamento
tipo elettronico (EEV, Electronic Expansion
scenda rispetto al valore prefissato, vi sarà
Valve) nelle quali la posizione della valvola
una minore pressione sul soffietto e di
è comandata da un microprocessore con
conseguenza la valvola tenderà a chiudere.
un motorino passo passo. Il deflusso di
In questo modo una minore quantità di
refrigerante viene regolato in funzione di una
refrigerante passerà nell’evaporatore e il grado
serie di parametri, il più importante dei quali
di surriscaldamento risalirà.
potrebbe essere il grado di surriscaldamento
La valvola termostatica di laminazione non
che in questo caso si può fissare a valori molto
è la soluzione ideale dato che riesce ad
ridotti. L’impiego di queste valvole risulta molto
adattarsi ad un campo di temperatura al di
utile negli impianti frigoriferi, consentendo di
fuori del quale le sue prestazioni non sono
migliorare fortemente le prestazioni invernali a
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39
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
fronte di temperature di condensazione molto
prelevata dall’esterno viene fatta espandere:
ridotte. Data la progressiva riduzione di costo
così facendo si raffredda ben al di sotto
delle EEV è possibile un loro impiego in un
della temperatura dell’aria esterna. In
prossimo futuro anche nelle pompe di calore.
tal modo può ricevere spontaneamente
energia termica dall’esterno mediante un
40
2.4 IL REFRIGERANTE
semplice scambiatore di calore. La successiva
Componente fondamentale della macchina
compressione porta l’aria ad una temperatura
è il fluido frigorifero o frigorigeno che dir si
più alta di quella dell’ambiente da riscaldare.
voglia.
Qualche tempo dopo aver formulato questa
In effetti proprio la mancanza di adeguati
idea, Lord Kelvin aggiungeva la seguente nota
refrigeranti ha molto ritardato l’impiego
al suo lavoro: “Il metodo di riscaldare l’aria
generalizzato sia delle macchine frigorifere che
descritto nell’articolo non è stato ad oggi
delle pompe di calore.
realizzato. Quando le cascate del Niagara
La possibilità di realizzare una pompa di
verranno poste al lavoro a beneficio del Nord
calore era già stata preconizzata da William
America attraverso dei conduttori elettrici,
Thompson, il famoso Lord Kelvin, che
non c’è dubbio che verranno largamente
pubblicò la memoria “On the economy of the
impiegate per il riscaldamento abitativo in
heating and cooling of buildings by means
una parte rilevante di Canada e Stati Uniti.
of currents of air” nei Proceedings of the
Ma è possibile che troveranno applicazione
Royal Philosophical Society di Glasgow. Lo
anche se meno ampia in altri paesi freddi
scritto è del 1852 e si raccomanda anche
per moltiplicare il calore del carbone e di
per l’interessante proposta tecnologica di
altri combustibili e per utilizzare il vento e le
realizzare una macchina impiegante l’aria
cadute d’acqua per riscaldare le case”.
come fluido operativo (fig. 2.32). L’aria
La prima pompa di calore in assoluto era
FIG. 2.33
FIG. 2.34
Refrigeranti sintetici derivati dalla molecola del metano,
Refrigeranti sintetici derivati dalla molecola dell’etano,
CH4. Per ogni coppia di numeri, identificativa del
C2H6. Per ogni terna di numeri, identificativa del
refrigerante R, si ritrovano gli atomi di H, Cl e F che
refrigerante R, si ritrovano gli atomi di H, Cl e F che
compongono con C la molecola del refrigerante
compongono con C2 la molecola del refrigerante
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FIG. 2.35
Caratteristiche sgradite dei refrigeranti sintetici derivati dal metano
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
IDROGENO
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
INFIAMMABILE
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
R152a
++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
R142b R143a
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
TOSSICO
++++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
R141b
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
R134a
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
R22
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
R123
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
LUNGA PERMANENZA IN ATMOSFERA
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°R12 R113
R114 R11
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
CLORO
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°
R115
FLUORO
realizzata nel 1855 dall’austriaco Peter Ritter
proprietà termodinamiche. La tossicità e
von Rittinger che la installava presso le miniere
l’infiammabilità ne hanno tuttavia limitato l’uso
di sale di Ebensee. Si trattava di una pompa
ad impieghi industriali o con collocazioni in
di calore a ciclo aperto a ricompressione
centrale remota nel terziario. La rivoluzione nel
meccanica di vapore d’acqua azionata da una
campo dei refrigeranti si ebbe a partire dagli
caduta idrica. Il compressore aspirava il vapore
anni ’30 del secolo scorso con l’introduzione
prodotto nei concentratori della soluzione
da parte della Dupont di refrigeranti
acquosa di sale a 117°C e alla pressione di
sintetici, che vennero chiamati con il nome
170 kPa, comprimendolo a 300 kPa, pressione
commerciale di freon.
alla quale la temperatura di condensazione
Si tratta di sostanze derivate dai primi
è di 138°C. In tal modo la condensazione
idrocarburi della serie paraffinica satura, vale
del vapore permetteva di produrne una
a dire da metano CH4 e etano C2H6 per
quantità equivalente con un COP superiore
sostituzione parziale o totale degli atomi di
a 10. Il condensato prima di essere scaricato
idrogeno con gli alogeni Cloro e Fluoro. Per
preriscaldava la soluzione salina diluita in
questo vengono indicati come cloro-fluoro-
ingresso ai concentratori. Come si vede, il
(idro) carburi.
problema del fluido operativo era risolto
Nella tecnica vengono identificati da una R
ricorrendo direttamente al vapor d’acqua.
seguita da un numero di 2 cifre per i derivati
Nei decenni successivi si ricorreva a sostanze
da CH4: il primo numero dà H+1, mentre il
diverse. Di queste solo l’ammoniaca ha
secondo dà F (Cl si ricava per differenza) e da
mantenuto un ruolo importante anche nelle
3 cifre per i derivati da C2H6 (la prima cifra dà
macchine moderne per le sue eccellenti
C-1). Ad esempio R22 = CHClF2.
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
41
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
Lo schema di fig. 2.33 mostra chiaramente le
lungo periodo di decadimento (dissociazione)
possibili composizioni dei derivati da CH4: ad
in atmosfera. Stessa indicazione riporta la
esempio il refrigerante in passato più diffuso in
fig. 2.36 nei confronti del triangolo relativo ai
assoluto, lo R12 si trova con nessun atomo di
derivati dall’etano.
H e rispettivamente 2 di Cl e 2 di F (CCl2F2).
Com’è noto la distruzione dell’ozono
I derivati dall’etano sono più numerosi e
stratosferico e l’effetto serra antropogenico
sono indicate in fig. 2.34 le diverse possibili
hanno indotto a limitare o vietare l’uso di molti
composizioni. Ad esempio lo R125, che si
refrigeranti organici. Prima sono stati messi al
incontrerà fra poco, presenta 2 atomi di C,
bando R-11 e R-12. Successivamente è stato
1 di H, nessuno di Cl e 5 di F (C2HF5). I
eliminato anche lo R-22.
derivati dell’etano e del propano ammettono
Non è stato facile trovare dei fluidi sostitutivi
isomeri, vale a dire composti con la medesima
in particolare per macchine progettate
composizione chimica ma differenti proprietà
per funzionare con i fluidi tradizionali. Per
chimico fisiche per la diversa aggregazione
quanto riguarda l’utilizzo degli HFC (Idro-
degli atomi nella molecola. Si distingue allora
Fluoro- Carburi, in pratica gli unici consentiti
l’uno dall’altro con l’aggiunta della lettera a
e caratterizzati dal fatto che non tutti gli
che designa il composto meno simmetrico del
atomi di H sono sostituiti e non risulta
primo, ad esempio R134 e R134a.
presente il Cl) uno dei problemi è sorto per
Benché tutte le combinazioni siano
la ridottissima solubilità con gli oli minerali
fisicamente ottenibili, non tutte si adattano
che è una caratteristica gradita per poter far
ad ottenere un buon refrigerante. La fig. 2.35
ritornare al compressore l’olio trascinato dal
riporta il triangolo di fig. 2.33 indicando che
refrigerante nel circuito; per questo motivo si
alcuni composti sono poco adatti perché
è dovuto ricorrere agli oli poliesteri, limitando
tossici ovvero infiammabili oppure hanno un
fortemente i possibili retrofitting.
FIG. 2.36
Caratteristiche sgradite dei refrigeranti sintetici derivati dall’etano con identificati i fluidi adatti per la sostituzione di CFC e di HCFC
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
IDROGENO
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
INFIAMMABILE
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
FLUIDI ADATTI PER LA
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++ SOSTITUZIONE DEI CFC ED HCFC
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
+++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++
TOSSICO
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
++++++++++++++++++++++++++
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
CLORO
FLUORO
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
COMPLETAMENTE ALOGENATI (PRIVI DI H) POTENZIALMENTE DANNOSI PER L’AMBIENTE
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
42
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FIG. 2.37
Linea di bolla e linea di rugiada a due diverse pressioni per una miscela di due refrigeranti A e B
p2 > p1
Vapore
Lin
ea
di b
olla
da
gia
id ru
ea
Lin
Tsat di b
temperatura (°C)
Tsat di A
p = p2
Liquido a p2
Vapore a p1
a
iad
rug
di
ea
Lin
p = p1
Composizioni
azeotropiche
i
ea d
Lin
la
bol
Liquido
0
A
composizione yB
1
B
(frazione di massa di B)
Attualmente i fluidi maggiormente impiegati
linea di rugiada che caratterizzano il passaggio
nelle pompe di calore sono le miscele
da fase liquida a fase vapore della miscela
pluricomponente della serie R-400. Si
(fig. 2.37). Si vede che ad ogni pressione può
tratta di miscele zeotropiche (si chiarirà
esistere una zona dove il comportamento
fra poco il significato del termine) in cui il
della miscela è azeotropo: in parole povere si
numero è caratteristico dei componenti la
comporta come una sostanza pura. Dalle altre
miscela, mentre diverse composizioni degli
parti il comportamento è invece zeotropo. Si
stessi componenti sono distinte con lettere
analizzi in fig. 2.38 il progressivo riscaldamento
maiuscole successive. Ad esempio R-407C
di una miscela zeotropica delle due sostanze
è una miscela zeotropica di R-32, R-125
pure C e D con una concentrazione di
e R-134a e questo è indicato dal numero
partenza ym. Al riscaldamento corrisponde
407. La C indica una percentuale di massa
inizialmente solo un incremento di
rispettivamente del 23%, 25 e 52%. L'R410A
temperatura (trasformazione 0-1). In 1 viene
è una miscela HFC quasi azeotropa. Essa è
toccata la linea di bolla, dove la miscela
composta da R32 e R125, ciascuno al 50% in
comincia a vaporizzare. La composizione
peso.
del vapore è però diversa da quella iniziale,
In una miscela non tutti i componenti sono
essendo più ricco nel componente più volatile:
caratterizzati da eguale volatilità. Si prenda in
la sua concentrazione è yv1. Di conseguenza si
esame una miscela di due componenti, uno
modifica anche la composizione della miscela
meno volatile (A) ed uno più volatile (B). Ad
liquida rimasta che si sposta progressivamente
ogni pressione si può tracciare linea di bolla e
a concentrazioni maggiori nel componente
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 2.38
Processo di vaporizzazione ad una data pressione di una miscela zeotropa di due refrigeranti, C e D, il secondo più volatile del
primo
Tsat di C
3
Vapore
temperatura (°C)
2
T2
yv
yl2
yl
1
Lin
ea
di
rug
iad
Bif
a
ase
yv1
Line
a di
p = costante
T1
Tsat di D
boll
a
liquido
yl2
yv1
0
C
1
D
composizione yD
(frazione di massa di D)
meno volatile. Ad un certo istante della
di condensazione della miscela. È rilevante
vaporizzazione ci si trova, ad esempio, con
osservare che per una miscela zeotropa il
la concentrazione del liquido yl e del vapore
cambiamento di fase non avviene ad una
yv. Arrivati alla temperatura T2 tutta la miscela
certa pressione a temperatura costante,
sarà passata alla fase vapore e si ritorna alla
bensì con una differenza di temperatura
concentrazione di partenza. Andamento
(glide) che può essere di alcuni gradi. Questa
analogo si riscontra a ritroso nel processo
caratteristica può costituire un vantaggio dal
FIG. 2.39
Ciclo di Lorenz consentito da miscele zeotrope con andamento parallelo delle temperature dei fluidi esterni che si riscaldano nel
condensatore e si raffreddano nell’evaporatore
temperatura (°C)
2’
2
3
3A
5A
4’A
1
5
4’
entropia
44
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FIG. 2.40
Ciclo di una pompa di calore fra le temperature di 40°C e -2°C sul diagramma pressione-entalpia della miscela R 410A
momento che nello scambio termico sia al
praticamente come una sostanza pura,
condensatore che all’evaporatore nei confronti
mostrando un glide di appena 0,1 °C.
di un fluido monofase (aria od acqua) le due
La fig. 2.40 illustra un tipico ciclo di pompa di
temperature possono procedere di pari passo.
calore nel diagramma pressione entalpia dello
Gli andamenti dei fluidi esterni sono quelli
R-410A fra le temperature di condensazione
tratteggiati in fig. 2.39 e il ciclo termodinamico
di 40°C e di evaporazione di -2°C. Si noti che
(ciclo di Lorenz) consentirebbe delle
all’uscita del compressore la temperatura del
prestazioni più elevate.
refrigerante raggiunge gli 80°C.
Lo svantaggio delle miscele zeotrope è dovuto
È il caso infine di ricordare il recente interesse
al fatto che un’eventuale perdita di refrigerante
nei confronti di un fluido frigorifero naturale:
ha luogo con composizione prevalente nel
l’anidride carbonica (CO2). I problemi più
componente più volatile e quindi risulta
cospicui sono quelli legati alla relativamente
alterata la proporzione originaria, anche
elevata pressione critica (circa 74 bar) e alla
quando la carica viene ripristinata. Risulta
bassa temperatura critica (31°C). Queste
quindi necessario sostituire l’intera carica.
caratteristiche impongono il ricorso ad un ciclo
Questo è uno dei motivi, assieme a un indice
transcritico in cui non vi è condensazione del
di prestazione energetica eguale o superiore
vapore, ma si opera sempre al di sopra della
a quello del R22, che ha portato ad impiegare
pressione critica tramite un “gas cooler”, uno
largamente nelle pompe di calore lo R410A
scambiatore che raffredda il vapore prima della
che è una miscela HFC, come si è detto,
laminazione, con problematiche impiantistiche
quasi azeotropa, vale a dire che si comporta
di non piccola entità.
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RESIDENZIALE <<<
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CAP. 3
INDICI DI PRESTAZIONE DELLE
POMPE DI CALORE
Le prestazioni di una pompa di calore sono
di refrigerante. Questo vale generalmente
descritte principalmente dal COP e dalla
anche per un aumento della temperatura
sua capacità o potenza termica disponibile.
di condensazione, dato che il rendimento
Del COP si è detto come dipenda dalle
volumetrico del compressore tende a
temperature del ciclo per ogni macchina.
diminuire.
È interessante conoscere il suo valore
Le prestazioni istantanee possono essere
stagionale che dipende dall’andamento delle
rappresentate come nel diagramma di fig.
temperature della sorgente fredda e di quelle
3.1 dove in funzione della temperatura di
del calore prodotto nel corso della stagione
evaporazione e per diverse temperature
di riscaldamento. Tale valore dipende anche
di condensazione si leggono sulla scala
dal grado di parzializzazione della macchina
di sinistra le capacità della macchina e
e quindi dal suo dimensionamento rispetto
su quella di destra i COP. La figura non
al carico di progetto e, per le pompe di
specifica la tipologia della sorgente fredda
calore che operano usando l’aria esterna
della macchina. Qualora si trattasse di aria
come sorgente, dall’umidità dell’aria. In
esterna si noterebbero delle riduzioni di
funzione di questa (e della temperatura
COP e di capacità dovute agli sbrinamenti
che contemporaneamente si manifesta)
della macchina. A questo fenomeno si farà
si possono avere cicli di sbrinamento con
riferimento nel capitolo 5, relativo alle sorgenti
penalizzazione della macchina. Anche la
della pompa di calore.
capacità della macchina dipende, a parità
Il COP, come è stato definito, è un indice
di velocità di rotazione del compressore
adimensionale, dato che si può interpretare
dalle temperature. Infatti il compressore è
come il rapporto fra la potenza termica fornita
normalmente una macchina volumetrica che,
dalla macchina (espressa in W) e la potenza
ad una certa velocità di rotazione, elabora
elettrica da fornire al compressore (anch’essa
una portata volumetrica fissata di refrigerante.
espressa in W).
Qualora si abbia un abbassamento nella
Negli USA si fa largo impiego dello HPF
temperatura di evaporazione, la portata di
(Heating Performance Factor) che è il
massa di conseguenza diminuisce, dato
rapporto fra la potenza termica espressa in
il maggiore volume specifico del vapore
Btu/h e la potenza fornita al compressore
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
(espressa questa in W). Si tratta quindi di
grande pratica utilità dal momento che le
un rapporto dimensionale (Btu/Wh) che va
temperature di funzionamento della macchina
moltiplicato per 0,293 Wh/Btu per poter
sono molto diverse in inverno e in estate.
istituire un confronto con il COP così come
L’EER è il rapporto fra l’effetto frigorifero e
l’abbiamo definito. Viene utilizzato anche
il lavoro necessario a produrlo. Qualora le
il valore stagionale del rapporto (SHPF -
due quantità siano espresse nella stessa
Seasonal Heating Performance Factor).
unità di misura si tratta di un rapporto
Frequentemente la pompa di calore è di tipo
adimensionale. Purtroppo negli USA è
“invertibile” (si possono scambiare i ruoli di
invalsa l’abitudine di esprimerlo ponendo
evaporatore e condensatore) e in tal caso
al numeratore l’effetto frigorifero in Btu/h e
risulta utile conoscere le sue prestazioni nel
al denominatore la potenza in W. Ne esce
funzionamento frigorifero, specificate dall’EER
un rapporto dimensionale con dei valori
(Energy Efficiency Ratio) spesso indicato
evidentemente non direttamente confrontabili
anche come ε. Per un ciclo di Carnot inverso
con i precedenti. Il rapporto dimensionale va
vale la relazione:
moltiplicato ancora per 0,293 Wh/Btu per
COP =ε+1 (3.1)
poter istituire il confronto. Spesso negli USA
Questo vale in maniera approssimata anche
si fa riferimento al SEER (valore stagionale
per le macchine reali, dal momento che
dell’indice).
l’energia fornita al compressore si ritrova
Per arrivare alla valutazione del coefficiente
in buona parte come energia termica al
stagionale negli USA vengono impiegati gli ARI
condensatore. Di fatto la relazione non è di
Standards 210/240 (ARI = Air-Conditioning
FIG. 3.1
Prestazioni tipiche di una pompa di calore al variare delle temperature di condensazione e di evaporazione
70
C
30°
60
C
40°
C
50°
40
30
20
e
ion
saz
n
e
d
on
di c
a
r
atu
per
tem
e
azion
dens
n
o
c
ra di
eratu
temp
30°C
7
40°C
50°C
6
5
4
3
10
2
-10
48
8
COP
capacità (kW)
50
-5
0
5
temperatura di evaporazione °C
10
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FIG. 3.2
Fattore di correzione per gli apporti interni gratuiti
1,2
fattore CD
1,0
+σ
0,8
CD
0,6
-σ
0,4
0,2
1000
2000
3000
gradi giorno
4000
and Refrigeration Institute). Questi si
temperatura fissata per l’ambiente e la
applicano a pompe di calore del tipo aria-aria
temperatura esterna:
con potenzialità in riscaldamento inferiore a
BLj =
19 kW, arrivando alla determinazione dello
18 - Tj
18 - Tprogetto
x C x Qprogetto
(3.2)
HSPF.
La temperatura di 18°C (per la verità 65°F)
Le prestazioni di una pompa di calore aria-
viene scelta anziché di 20°C per tenere
aria dipendono dalla temperatura ed umidità
conto degli apporti gratuiti (illuminazione,
dell’aria esterna, dalla temperatura interna
elettrodomestici, ecc.). Negli ultimi anni gli
degli ambienti riscaldati e dal carico termico.
apporti gratuiti sono molto aumentati e si
Mentre negli standard ARI 210/240 le
sono visti dipendere dal numero di gradi
condizioni interne sono considerate costanti,
giorno per cui viene usato un coefficiente C
la temperatura esterna ed i carichi vengono
di ulteriore riduzione del carico, valutabile
variati. Per quanto riguarda la curva di carico,
con il grafico di fig. 3.2. Si nota che il grado di
essa è basata sulla temperatura esterna
incertezza del fattore, indicato dalla varianza σ,
espressa dalla curva di frequenza, vale a dire
è piuttosto rilevante. La temperatura dell’aria
dalla durata di ogni intervallo di temperatura
esterna di progetto è ovviamente la Tprogetto e
(nj, ad esempio in ore/anno). In altre parole il
a questa temperatura corrisponde il carico di
campo di temperature dell’aria esterna viene
progetto Qprogetto.
suddiviso in un certo numero di intervalli (di
Lo HSPF è valutato come la somma
1 o 2 °C ciascuno) e si considera per ognuno
dell’energia termica fornita dall’impianto che
di essi la frequenza media (bin method).
va divisa per il consumo elettrico richiesto.
Ad ogni temperatura dell’aria esterna Tj si fa
La relazione considerata è la seguente e
corrispondere un carico BLj (Building Load). Il
merita alcuni commenti:
carico si considera in prima approssimazione
dipendere solo dalla differenza fra una
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49
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 3.3
Curva cumulativa della temperatura durante la stagione invernale per Venezia
100%
frequenza
per cui
T < T0
75
50
25
0
-5
0
5
T0 (°C)
10
15
20
FIG. 3.4
Determinazione del tempo per il quale la temperatura risulta inferiore rispettivamente a 0 °C e a 5 °C
100%
frequenza
per cui
T < T0
75
50
25
0
-5
50
0
5
T0 (°C)
10
15
20
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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INDUSTRIALE <<<
FIG. 3.5
Curva cumulativa del fabbisogno di riscaldamento durante la stagione invernale a Venezia
100%
frequenza
per cui
T < T0
75
50
25
0
-5
0
5
T0 (°C)
10
15
20
10
15
20
FIG. 3.6
Determinazione della quota di fabbisogno per temperatura inferiore a 0 °C
100%
frequenza
per cui
T < T0
75
50
25
0
-5
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
0
5
T0 (°C)
51
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
∑BLj (Tj) x
j
HSPF =
( COP (T X ) + RH (T ) ) x N
∑
j
52
è necessario rielaborare la curva di fig. 3.3
nj
N
( BLj (Tj)
j
nj
(3.3)
j’ j
in modo che la cumulativa rappresenti il
fabbisogno. La curva cumulativa di fabbisogno
risulta più ripida nella prima parte della
Xj è il rapporto fra il carico istantaneo
precedente curva cumulativa di temperatura,
dell’edificio e la capacità nominale della
dal momento che il fabbisogno si considera
pompa di calore. Esso va specificato
legato alla differenza fra temperatura interna
dal momento che il COP dipende dalla
ed esterna, come si vede dalla fig. 3.5. Nelle
temperatura ma anche dal grado di
condizioni di progetto tuttavia la quota di
parzializzazione della macchina. nj è il numero
fabbisogno risulta inferiore al 5% del totale
di ore nell’intervallo di temperatura con Tj al
e se si sceglie una temperatura di 0 °C per
centro rapportato al numero totale di ore N di
il dimensionamento della pompa di calore
riscaldamento. Infine RH è il contributo delle
si soddisfa più del 75% del fabbisogno
resistenze scaldanti di integrazione (nullo per
complessivo (fig. 3.6). La quota mancante del
tutti i valori di temperatura esterna superiori al
fabbisogno viene soddisfatta da un dispositivo
balance point).
ausiliario: se c’è l’allacciamento gas da una
Di che si tratta? La descrizione del balance
caldaia ausiliaria di piccola potenzialità.
point (punto di equilibrio) consente
Negli USA si ricorre a resistenze elettriche.
importanti precisazioni sul funzionamento
La valutazione va fatta caso per caso. Ad
delle pompe di calore ad aria.
esempio si non si ha l’allacciamento gas
Il carico di progetto ha una frequenza
conviene scegliere decisamente una pompa
abbastanza limitata. Si consideri la curva
di calore a giri variabili, la cui capacità al
cumulativa delle temperature per Venezia,
massimo numero di giri sia prossima al carico
rappresentata in fig. 3.3. La temperatura
di progetto, tenuto conto che l’elevata inerzia
di progetto è -5°C. Per meno del 20% del
termica di molti sistemi di riscaldamento
tempo la temperatura è inferiore agli 0°C,
a bassa temperatura (ad esempio un
mentre per il 50% del tempo è inferiore a
pavimento radiante) riduce la probabilità di
5°C (fig. 3.4). Se si sceglie di dimensionare
avere condizioni di disagio anche qualora
la capacità della pompa di calore sulla
il dimensionamento sia un po’ inferiore al
temperatura di progetto, essa lavorerà
carico di progetto. La temperatura scelta per
sistematicamente parzializzata, con eventuali
la capacità della pompa di calore suddivide il
penalizzazioni sul COP e con un costo iniziale
campo di temperature esterne tramite il punto
legato alla maggiore potenzialità. Si ritiene
di incontro della linea di carico dell’edificio
quindi spesso conveniente dimensionare
con quella di capacità della pompa di calore.
la macchina su di una temperatura più alta
Tale punto di incontro prende il nome di
di quella di progetto, ad esempio per 0°C.
balance point.
Se si vuole allora stimare la percentuale di
Vale la pena insistere ancora su questo
fabbisogno soddisfatta dalla pompa di calore,
aspetto. Il fabbisogno di riscaldamento
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
FIG. 3.7
Curva di carico di riscaldamento di un edificio in funzione della temperatura dell’aria esterna
kW
fab
bis
ogn
o
-10
-5
0
del
l’ed
ific
io
5
10
temperatura esterna
15
20
dell’edificio spesso si considera linearmente
momento che il compressore è normalmente
dipendente dalla temperatura dell’aria esterna.
di tipo volumetrico, vale a dire elabora un
La curva di carico parte da una temperatura
definito volume di gas ad una certa velocità di
dell’aria esterna al di sopra della quale non vi
rotazione, ne consegue che al diminuire della
è fabbisogno dal momento che le dispersioni
temperatura diminuisce la portata di massa
sono compensate dagli apporti gratuiti: la
di refrigerante, dato che la portata di massa è
radiazione solare, l’energia assorbita dagli
il prodotto della portata volumetrica V per il
elettrodomestici, l’illuminazione. L’altro punto
volume specifico v:
caratteristico della curva di carico è quello del
m = Vv fabbisogno in condizioni di progetto (fig. 3.7).
Dalla portata di massa di refrigerante
La capacità della pompa di calore ad aria ha
dipende la potenza di riscaldamento della
un andamento in controtendenza rispetto
macchina che deriva dal desurriscaldamento
a quello appena esaminato. Infatti la sua
a valle del compressore e soprattutto dalla
capacità diminuisce con la temperatura. Al
condensazione del refrigerante.
diminuire della temperatura dell’aria esterna
Una curva orientativa della capacità della
(sorgente fredda in questo caso della pompa
macchina in funzione della temperatura
di calore) diminuisce anche la temperatura
esterna potrebbe essere quella rappresentata
di evaporazione del refrigerante. A questa
in fig. 3.8.
diminuzione fa riscontro un aumento del
Il punto di incontro delle due curve è appunto
volume specifico del refrigerante. Dal
il balance point (fig. 3.9). Come indicato nella
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
(3.4)
53
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 3.8
Curva di capacità di riscaldamento di una pompa di calore ad aria in funzione della temperatura dell’aria esterna
kW
à
acit
cap
-10
-5
0
re
calo
i
d
pa
pom
5
10
temperatura esterna
15
20
FIG. 3.9
Balance point: punto di incontro della curva di fabbisogno e di quella di capacità di riscaldamento della pompa di calore in funzione della
temperatura dell’aria esterna
kW
fab
bis
ogn
o
à
acit
cap
capacità
insufficiente
-10
54
-5
capacità
esuberante
0
3
5
10
temperatura esterna
15
20
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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FIG. 3.10
175
COP invernale ed estivo e di
fabbisogno in funzione della
temperatura dell’aria esterna
150
potenza
frigorifera
potenza termica
125
potenza in
ingresso
riscaldamento
ausiliario
100
potenza in
ingresso
BALANCE POINT
75
carico dell’edificio
50
4
carico frigorifero
3
COP (b)
COP (a)
(cop)
frigorifera ed assorbita, di
valutazione percentuale della capacità della pompa di calore e delle potenze all’ingresso
Curve di potenza termica,
25
2
td
0
-15
-10
-5
0
5
temperatura della
sorgente fredda
10
15
riscaldamento
28
33
temperatura del
pozzo termico
condizionamento
estivo
38
figura, al di sotto del balance point la capacità
un’area alla quale è proporzionale l’entità
è insufficiente e quindi va opportunamente
dell’energia fornita dal sistema ausiliario. Il
integrata con un sistema ausiliario, mentre
problema non si pone d’estate dal momento
al di sopra la capacità è esuberante e la
che la macchina riesce a soddisfare sempre
macchina deve funzionare parzializzata.
il carico frigorifero e lavora parzializzata per
La situazione viene descritta in modo più
valori inferiori di temperatura dell’aria esterna.
esauriente nella sua complessità dalla
Nel grafico si vedono tratteggiate le curve di
fig. 3.10. Si nota anzitutto la curva di
potenza elettrica all’ingresso della macchina. A
carico dell’edificio che si annulla per una
fronte di una minore capacità della macchina
temperatura di 18°C dell’aria esterna e che
si ha anche una minore potenza elettrica
cresce linearmente fino ad una temperatura di
assorbita, salvo che il COP diminuisce al
progetto di -10°C (zona molto fredda). Nella
diminuire della temperatura della sorgente
parte di destra del grafico viene rappresentato
fredda (o all’aumentare della temperatura
il carico frigorifero estivo che sale da un valore
del pozzo termico). Ne consegue che la
nullo alla temperatura di 26°C fino al valore
capacità offerta dalla macchina aumenta più
di progetto per una temperatura esterna di
rapidamente di quanto aumenti la potenza
38°C. La curva di prestazione della pompa di
assorbita dal compressore: il COP aumenta,
calore incontra la curva di carico dell’edificio
appunto.
ad una temperatura appena al di sotto di 0
Tornando alla relazione (3.3) vanno espresse
°C (balance point). Viene segnata tratteggiata
le prestazioni delle pompe di calore. Lo
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RISCALDAMENTO
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standard ARI definisce a questo scopo sei
viene aggiunto fino alla concorrenza del
zone climatiche per gli USA. Il costruttore
carico richiesto.
deve comunque specificare nei valori
3)La pompa di calore viene fermata a
nominali lo HSPF nella zona IV per la quale
temperature esterne molto basse e si
la curva di carico dell’edificio è appunto una
opera solo con il riscaldamento ausiliario.
relazione lineare che parte da carico nullo ad
Una variante più evoluta della pompa di
una temperatura dell’aria esterna di 18,3 °C
calore a capacità fissa è quella a doppia
(65 °F).
velocità. In questo caso si devono rilevare 6
La misura in laboratorio delle prestazioni della
punti di misura per tracciare le due curve alla
pompa di calore va svolta nei vari punti di
velocità minore e maggiore del compressore.
carico secondo la curva di carico per i diversi
Il punto cruciale qui si ha quando il carico
intervalli j di temperatura.
si trova ad un livello intermedio fra le due
Per una macchina a capacità fissa, al di fuori
capacità. Alla velocità maggiore la capacità
dell’intervallo di brinamento (di cui si dirà fra
della pompa è esuberante e si deve
poco), capacità e potenza assorbita vengono
provvedere alla parzializzazione; alla velocità
stimati variare linearmente con la temperatura
più bassa si deve intervenire con sorgente
dell’aria esterna. I due punti di misura sono
ausiliaria. In entrambi i casi vanno computate
realizzati per temperature esterne di 8,3°C e
le prestazioni, anche se verosimilmente si
-8,3°C. All’interno della zona di brinamento
sceglierà la prima delle due possibilità.
(da 8,3°C a 2,8°C), capacità e potenza
Infine le pompe di calore possono essere
assorbita sono fatte variare linearmente fra
dotate di inverter e funzionare a giri variabili.
-8,3 e 2,8 °C. In ultima analisi sono necessari
Alla frequenza minima si eseguono prove solo
tre punti di misura.
a temperature relativamente elevate, 8,3°C
Si possono trovare tre situazioni diverse:
e 13,3°C. Alla frequenza massima le prove si
1)se la capacità della macchina supera il
eseguono alle temperature di -8,3°C e 8,3°C.
carico richiesto, l’unità lavora in attacca-
La frequenza intermedia viene testata solo a
stacca. I costruttori possono realizzare
2,8°C e valutata con la seguente relazione:
un test supplementare per misurare la
penalità in questa modalità operativa,
indicando un fattore Cd di penalizzazione
Si è fatto cenno prima al problema
oppure utilizzare un valore di default
dell’intervallo di brinamento.
di 0,25 che significa che il COP della
Com’è noto l’aria può contenere una quantità
macchina risulta ridotto del 25% a carico
più o meno grande di vapore acqueo: la
nullo mentre non viene modificato a pieno
quantità che può essere contenuta è tanto più
carico (100%).
grande, quanto più alta è la temperatura. Ecco
2)Il carico termico risulta più elevato della
56
che se l’aria ha un determinato contenuto
capacità disponibile dalla pompa di calore.
di vapore d’acqua ad una certa temperatura,
In questo caso un riscaldamento elettrico
se questa diminuisce, il contenuto può
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diventare eccessivo per la nuova temperatura
la resistenza termica fra fluido evaporante
raggiunta: l’aria non è in grado di contenere
ed aria: inoltre il ghiaccio occupa lo spazio
tanto vapore acqueo e la quantità eccedente
di passaggio dell’aria, che può attraversare la
tende a separarsi, condensando sulle
batteria in minore quantità. È una condizione
superfici più fredde disponibili. Ecco perché
di funzionamento molto sfavorevole e che
il freezer del nostro frigorifero si ricopre
può condurre alla fermata della pompa
in tempi abbastanza brevi di una crosta di
di calore. Contrariamente a quanto si può
ghiaccio: a parte l’essiccazione di eventuali
credere, le condizioni per il brinamento non si
derrate introdotte, ad ogni apertura chiusura
hanno a temperature molto basse dell’aria, dal
dello sportello entra l’aria della cucina con
momento che a tali temperature il contenuto
maggiore contenuto di vapore d’acqua. Alla
di vapore d’acqua è molto basso. Viceversa
bassa temperatura interna del frigorifero l’aria
il brinamento può risultare frequente per
può contenere un quantitativo limitatissimo
temperature dell’aria fra -5 °C e 5 °C quando
di vapore acqueo: allora la parte eccedente
l’umidità relativa superi il 60%. Nei nostri
condensa e successivamente solidifica sulle
climi è una condizione frequentissima in tutta
più fredde pareti del freezer. Si sarà osservato
la stagione invernale.
che lo strato di ghiaccio si ispessisce più
Ben prima che si blocchi la batteria esterna è
rapidamente d’estate, quando, almeno nel
necessario effettuare lo sbrinamento. L’azione
nostro clima, l’aria è più calda e con un
di sbrinamento deve essere automatica
contenuto di vapore più alto. Lo strato di
e lo sbrinamento deve attuarsi in breve
ghiaccio aumenta la resistenza termica fra
tempo, affinché la pompa di calore possa
fluido evaporante nei serpentini del freezer e
riprendere subito il suo funzionamento. La
l’aria interna del frigorifero. In corrispondenza
necessità di sbrinamento viene identificata,
il funzionamento è meno favorevole.
rilevando variazioni di proprietà imputabili
Nella batteria esterna della pompa di calore
alla presenza di uno strato di ghiaccio. Ad
il processo seguito non è molto diverso. Le
esempio, si è visto che, quando la batteria
pareti della batteria sono più fredde di alcuni
è brinata, lo spazio di passaggio dell’aria si
gradi rispetto all’aria esterna: se la differenza
riduce: ciò significa che aumentano le perdite
di temperatura è abbastanza grande (per
di carico attraverso la batteria. Vi è una
la precisione la temperatura della parete
maggiore differenza di pressione: un semplice
deve essere inferiore alla temperatura di
manometro differenziale può attivare quindi
rugiada dell’aria), parte del vapore condensa
il ciclo di sbrinamento, quando si raggiunga
e l’aria esce dalla batteria con un minore
un certo valore. Oppure, se la batteria è
contenuto di vapore, come si dice di solito,
brinata, aumenta la resistenza termica:
deumidificata. Se le pareti della batteria
aumenta così la differenza di temperatura
hanno una temperatura inferiore a 0° C,
fra fluido evaporante ed aria. In questo caso
l’acqua condensata solidifica proprio come nel
una misura di differenza di temperatura può
freezer in strati sempre più spessi. Aumenta
attivare il ciclo di sbrinamento. Oppure, più
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semplicemente, si può attivarlo con una certa
per evitare sgradevoli sensazioni di freddo,
periodicità, ad esempio una volta ogni ora,
durante il ciclo di sbrinamento viene fornita
quando la temperatura dell’aria esterna e la
all’interno una certa potenza termica.
sua umidità siano tali da rendere probabile il
Secondo un’altra possibilità si provvede
brinamento.
ad effettuare un’iniezione di gas caldo
Con il ciclo di sbrinamento si scioglie tutto il
proveniente dal compressore verso la batteria
ghiaccio che copre la batteria: il sistema più
esterna (fig. 3.11).
semplice e di aumentarne la temperatura
Questa modalità provoca minori disagi nel
delle pareti. Il metodo più comune nelle
locale riscaldato (non vi è effetto frigorifero
pompe di calore cosiddette invertibili è quello
nel locale riscaldato, ma manca comunque
di invertire il ciclo, facendole funzionare
una quota della potenza del riscaldamento).
per alcuni minuti nel ciclo estivo. Come
Si hanno tempi più lunghi di sbrinamento e
si ricorderà, ciò può essere ottenuto con
costi energetici più elevati. Lo sbrinamento
l’azionamento della ben nota valvola di
comporta un costo energetico che può
inversione a quattro vie. Lo scambiatore
superare anche il 10% di quanto fornito
interno funge da evaporatore e la batteria
dalla macchina con un andamento molto
esterna da condensatore. La potenza termica
dipendente dalla situazione climatica.
disponibile alla batteria elimina rapidamente
L’operazione risulta penalizzante dal punto
il ghiaccio. L’inconveniente più grave di
di vista del rendimento della pompa di
questa metodologia è che durante il ciclo
calore, tanto che se si rappresenta il COP
di sbrinamento una certa quantità di calore
in funzione della temperatura esterna si
viene sottratta all’interno dell’edificio. Talvolta,
incontra un tipico punto di flesso della curva
FIG. 3.11
Schema di circuito con valvola per iniezione di gas caldo alla batteria esterna
VALVOLA DI
SBRINAMENTO
EVAPORATORE
CONDIZIONATORE
COMP.
VALVOLA DI
LAMINAZIONE
58
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FIG. 3.12
Andamento del COP di una pompa di calore ad aria in funzione della temperatura dell’aria esterna per tre diverse umidità relative
UR = 90%
COP (% VALORE NOMINALE)
120%
UR = 70%
110%
UR < 50%
100%
90%
80%
70%
60%
-10
-5
0
5
T EMPERATURA (°C)
10
15
in corrispondenza delle condizioni per le quali
del 60% e diventa molto grande per una
esiste l’esigenza dello sbrinamento (fig. 3.12).
temperatura di 4 °C ed un’umidità relativa
Il brusco calo di COP dovuto alla necessità di
del 90%. Ecco che risulta fondamentale
attuare lo sbrinamento si nota a partire dalla
l’identificazione precisa del momento
temperatura di 6 °C con un’umidità relativa
per il quale risulta necessario avviare lo
FIG. 3.13
Intervallo di tempo in minuti ottimale fra due sbrinamenti in funzione della temperatura dell’aria esterna per umidità
TEMPO OTTIMALE FRA 2 SBRINAMENTI (MINUTI)
relative variabili fra 60% e 100%
600
500
400
70%
300
200
80%
100%
90%
100
-15
-10
-5
0
+5
+10
T EMPERATURA DELL’ARIA ESTERNA (°C)
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sbrinamento e di quando questo si può
ciclo.
considerare terminato. La problematica è della
Si vede che in media circa il 10% dell’energia
massima importanza nel nostro clima della
viene richiesta dallo sbrinamento con
pianura padana, dal momento che è proprio
prestazioni peggiori con la modalità di
nel campo di temperature esterne da 5°C
iniezione di gas caldi. Si nota poi come la
fino a 0°C che risulta massima la formazione
temperatura più penalizzante sia quella di 2°C
di brina. Questo fatto risulta confermato dal
con punte del 15%.
diagramma di fig. 3.13 nel quale in funzione
È interessante a questo punto analizzare
della temperatura dell’aria esterna vengono
anche il tempo richiesto per lo sbrinamento.
indicati i tempi ottimali fra due sbrinamenti
La fig. 3.15 riporta delle valutazioni secondo
consecutivi per umidità relative variabili dal
le quali ancora una volta il tempo è
60% al 100%.
funzione delle condizioni dell’aria esterna
Oltre alla riduzione del COP l’energia richiesta
e in alcuni casi supera il 10% del tempo di
per operare lo sbrinamento è tutt’altro che
funzionamento della macchina. Nel caso
trascurabile. Il diagramma di fig. 3.14 illustra
del sistema a inversione di ciclo il rettangolo
la percentuale di energia richiesta dallo
superiore mostra la quota di tempo necessaria
sbrinamento rapportata alla complessiva
a rimettere a regime il condensatore,
energia richiesta dalla pompa di calore per
divenuto freddo per il suo funzionamento da
diverse condizioni operative rispettivamente
evaporatore.
dell’aria esterna e dell’acqua calda prodotta.
La valutazione della penalità dovuta al
Lo sbrinamento può avvenire per iniezione di
brinamento, in assenza di dati specifici del
gas caldi all’evaporatore o per inversione di
costruttore, si valuta con diagrammi come
FIG. 3.14
Percentuale della complessiva energia elettrica richiesta da pompa di calore a seconda che lo sbrinamento sia realizzato con iniezione
% DI ENERGIA UTILIZZATA PER SBRINAMENTO
di gas caldi (HG) o con inversione di ciclo (PR) - A2/W35 temperatura dell’aria 2°C e dell’acqua 35°C
60
16
14
12
10
8
6
4
2
HG PR
HG PR
HG PR
HG PR
HG PR
HG PR
A-7/W35
A-7/W50
A2/W35
A2/W50
A7/W35
A7/W50
0
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FIG. 3.15
% DEL TEMPO UTILIZZATO PER SBRINAMENTO
Percentuale del tempo complessivamente utilizzato per lo sbrinamento sul totale delle ore di funzionamento della pompa di calore
18
16
14
12
10
8
6
4
2
0
HG PR
HG PR
HG PR
HG PR
HG PR
HG PR
A-7/W35
A-7/W50
A2/W35
A2/W50
A7/W35
A7/W50
quello di fig. 3.16 che mostrano l’andamento
detrazioni fiscali per spese di riqualificazione
di un coefficiente correttivo C1 del COP di
energetica fissa dei limiti inferiori sia per il
una pompa di calore ad aria in funzione della
COP a regime delle macchine che per l’EER,
temperatura esterna per varie umidità relative.
fissando i valori di prova e i limiti a seconda
Il recente decreto 7/4/08 relativo alle
della tipologia delle macchine distinguendo
FIG. 3.16
Andamento di un coefficiente correttivo C1 del COP di una pompa di calore ad aria in funzione della temperatura esterna
per varie umidità relative
σ ≤ 50%
0%
6
σ=
0,9
%
85
95
%
0,8
0%
0,7
10
C1 = (COP)σ/ (COP)σ = 50%
1,0
0,6
-25
-20
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-15
-10
-5
T0 (°C)
0
5
10
15
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TABELLA 3.1 VALori limite DM 7/4/08
TIPO DI POMPA DI CALORE
AMBIENTE ESTERNO
[°C]
AMBIENTE INTERNO
[°C]
COP
AMBIENTE ESTERNO
[°C]
AMBIENTE INTERNO
[°C]
EER
aria/aria
tbsi: 7 tbui: 6
tbsi: 20 tbui: 15
3,9
tbsi: 35 tbui: 24
tbsi: 27 tbui: 19
3,4
aria/acqua
tbsi: 7 tbui: 6
ti: 30 tu: 35
4,1
ti: 35 tu: 24
ti: 23 tu: 18
3,8
ti: 0
tbsi: 20 tbui: 15
4,3
ti: 30 tu: 35
tbsi: 27 tbui: 19
4,4
salamoia/aria
salamoia/acqua
acqua/aria
acqua/acqua
Tabella 3.1 COP ed
EER limite del DM
7/4/08. Significato
dei pedici: bs = bulbo
secco; bu = bulbo
umido; i = ingresso; u
= uscita
62
ti: 0
ti: 30 tu: 35
4,3
ti: 30 tu: 35
ti: 23 tu: 18
4,4
ti: 15 tu: 12
tbsi: 20 tbui: 15
4,7
ti: 30 tu: 35
tbsi: 27 tbui: 19
4,4
ti: 10
ti: 30 tu: 35
5,1
ti: 30 tu: 35
ti: 23 tu: 18
5,1
i fluidi trattati dalle macchine sia verso la
per le ore dei vari intervalli. In questo modo si
sorgente esterna che verso l’interno. I valori
ottiene lo SCOP. Verrà introdotta una funzione
limite sono riportati nella Tabella 3.1.
di etichettatura di qualità delle macchine
Come si vede la tabella non fa riferimento a
in funzione dello SCOP. Per fornire dei dati
valori stagionali, specificando le temperature a
orientativi, entro i primi due anni dell’entrata
bulbo secco e a bulbo umido dell’aria esterna.
in vigore della Direttiva il valore minimo di
In prospettiva tuttavia è previsto a
SCOP dovrà essere di almeno 3,2 (e di SEER
livello europeo che si faccia riferimento
di almeno 3,6) mentre entro 4 anni i valori
rispettivamente ad uno SCOP (COP
dovranno salire ad almeno 3,5 (4,3 per lo
stagionale) e ad uno SEER (Energy Efficiency
SEER).
Ratio stagionale). Secondo i documenti
Per fornire dei valori di confronto i valori
preliminari il riferimento sarà al clima di
minimi per ottenere la qualificazione energy
Strasburgo, che viene considerato freddo per
star negli USA sono di un HSPF di almeno
una pompa di calore aria-aria, soprattutto
2,4 e di SEER di 4,1 con valori simili sia per
rispetto al Sud Europa, ma che si considera
sistemi split che per apparecchi centralizzati.
consenta un confronto comune fra i vari
Se si volesse valutare a tavolino la prestazione
sistemi di riscaldamento. Il costruttore
stagionale di una pompa di calore ad aria
dovrà fornire la capacità della macchina
è indispensabile conoscere da un lato la
per una temperatura di progetto di -10°C
distribuzione di temperatura e di umidità
con l’opzione di indicare una capacità di
dell’aria esterna nel corso della stagione
riscaldamento fra -7 °C e 2 °C. La curva di
invernale e dall’altro la penalizzazione dovuta
carico viene tracciata linearmente a partire
al funzionamento ai carichi parziali. In assenza
dalle condizioni di progetto con zero carico
di dati forniti dal costruttore può valere come
alla temperatura di 16 °C. Vanno valutati COP
indicazione orientativa una relazione del tipo:
e rapporti di carico per le temperature esterne
C2 = 0,36 x PAR + 0,64
di -7,2,7 e 12 °C per una temperatura interna
nella quale C2 è il coefficiente di riduzione
di 20 °C. La somma dei prodotti dei carichi
del COP e PAR è il rapporto fra il carico
termici ad ogni intervallo di temperatura per il
nell’intervallo di temperatura considerato e
numero di ore degli intervalli viene divisa per
la capacità della pompa di calore a quella
il prodotto della potenza elettrica assorbita
temperatura.
(3.5)
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Il procedimento di calcolo si articola nelle fasi
disponibile al condensatore della pompa di
seguenti:
calore in quell'intervallo di temperatura.
1 In base alla macchina prescelta si valuta
7.Il rapporto fra l'energia fornita al
per ogni intervallo di temperatura il COP e
condensatore, calcolata in (6), e il COP,
la capacità, attraverso diagrammi o tabelle
calcolato in (4), dà l'energia meccanica
con le informazioni di Figura 3.1.
impiegata al compressore relativa
2.Nota la trasmittanza dell'edificio si calcolano
le dispersioni medie relative ad ogni
all'intervallo di temperatura.
8.La differenza fra il fabbisogno energetico
intervallo di temperatura dal prodotto
in (5) e l'energia fornita al condensatore
della trasmittanza per la differenza fra 18°
calcolata in (6) dà l'energia ausiliaria
C e la temperatura media dell'intervallo
necessaria relativa ad un certo intervallo di
considerato. La scelta di 18° C, anziché del
temperatura.
valore di 20° C al quale si vuole mantenere
Le somme per tutti gli intervalli di temperatura
l'ambiente, cerca di tener conto in maniera
delle quantità calcolate in (5), (6), (7), (8)
approssimativa degli apporti gratuiti.
danno rispettivamente:
3.Quando il rapporto fra le dispersioni
calcolate in (2) e la potenzialità calcolata
in (1) è inferiore all'unità, esso si può
considerare una stima della percentuale di
1. i fabbisogni energetici complessivi mensili
dell'edificio;
2. l'energia complessivamente fornita dalla
pompa di calore;
utilizzo della macchina in quell'intervallo di
3. l'energia meccanica mensile richiesta;
temperatura.
4. l'energia ausiliaria mensile.
4.Si corregge il COP calcolato al punto (1)
con il fattore correttivo CI, dovuto all'umidità
Esempio numerico 3.1
relativa, e con il fattore C2, dovuto al
Un edificio monofamiliare ubicato a Venezia
funzionamento a carico parziale, fattori
viene riscaldato con una pompa di calore
desumibili eventualmente da tabelle e
ad aria. L’edificio presenta una trasmittanza
grafici.
complessiva di 400 W/K. Si impiega una
5.Le dispersioni medie dell'edificio calcolate
pompa di calore della potenza nominale di 5
in (2) moltiplicate per il numero di
kW.
ore relativo ad un certo intervallo di
La sua capacità in funzione della temperatura
temperatura forniscono il fabbisogno
dell’aria esterna è rappresentata con la retta:
complessivo di energia che compete nel
Qc = 4,2 +
mese a tale intervallo.
6.La capacità calcolata in (1) moltiplicata per
tE
10
kW
L’andamento del COP si può approssimare
il numero di ore relativo all'intervallo di
con la retta:
temperatura e, quando il rapporto in (3)
COP = 2,5 + 0,05 x tE
sia inferiore all'unità, per la percentuale
Si devono introdurre al COP due coefficienti
di utilizzo della macchina porge l'energia
correttivi, uno dovuto al brinamento che va
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TABELLA 3.1 VALUTAZIONE DEL COP CORRETTO PER LA PARZIALIZZAZIONE
DELLA POMPA DI CALORE
INTERVALLO DI TEMPERATURA
valore centrale
UAΔt (kJ/h)
Qc (kJ/h)
COP
PAR
C2
COP x C2
17
1440
21240
3,35
0,068
0,664
2,23
15
4320
20520
3,25
0,211
0,716
2,33
13
7200
19800
3,15
0,364
0,771
2,43
11
10080
19080
3,05
0,528
0,830
2,53
9
12960
18360
2,95
0,706
0,894
2,64
7
15840
17640
2,85
0,898
0,963
2,75
5
18720
16920
2,75
1,000
1
2,75
3
21600
16200
2,65
1
1
2,65
1
24480
15480
2,55
1
1
2,55
-1
27360
14760
2,45
1
1
2,45
-3
30240
14040
2,35
1
1
2,35
-5
33120
13320
2,25
1
1
2,25
Tabella 3.2 Andamento
per i diversi intervalli di
temperatura (colonna
1) dei carichi termici
dell’edificio (colonna
2), della capacità
della pompa di calore
(colonna 3), del COP
(colonna 4), dell’entità
della parzializzazione
(colonna 5), della
penalità dovuta alla
parzializzazione
(colonna 6) e del COP
così corretto (colonna
7)
TABELLA 3.3 VALUTAZIONE DEL COP MEDIO MENSILE
INTERVALLO DI TEMPERATURA
valore centrale
n (h)
UR (%)
COP x C2
17
0
15
0
2,33
13
0
2,43
C1
COP
Dispersioni (Mj)
QC (Mj)
W (Mj)
Qaux (Mj)
2,23
11
6
88
2,53
1
2,53
60
60
24
0
9
37
72
2,64
0,96
2,53
480
480
189
0
7
110
81
2,75
0,95
2,61
1742
1742
668
0
5
127
84
2,75
0,9
2,48
2377
2377
961
0
3
160
81
2,65
0,91
2,41
3456
3456
1433
0
1
112
88
2,55
0,83
2,12
2742
2742
1295
0
-1
106
90
2,45
0,82
2,01
2900
1565
779
1336
-3
73
92
2,35
0,85
2,00
2208
1025
513
1183
-5
8
63
2,25
0,96
2,16
265
107
49
158
SOMMA
16230
13554
5912
2677
MPF = 2,29
Tabella 3.3
Valutazione del
COP medio mensile
dell’applicazione
considerata.
Gli intervalli di
temperatura e le
frequenze sono
riportate nelle prime
due colonne. La
colonna 3 riporta
l’umidità relativa
media nell’intervallo
64
di temperatura
considerato. La
colonna 4 restituisce il
COP già valutato nella
tabella 3.2. La colonna
5 dà i fattore correttivo
per lo sbrinamento.
La colonna 6 fornisce
il COP corretto. Le
dispersioni dell’edificio
sono riportate per
ogni intervallo di
temperatura in
colonna 7, mentre
la colonna 8 dà la
capacità della pompa
di calore. La colonna
9 dà l’energia elettrica
richiesta dalla pompa
di calore. Al di sotto
della temperatura di
-1°C questa non riesce
a fornire tutta l’energia
richiesta e l’ultima
colonna dà l’energia
ausiliaria necessaria
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valutato con il grafico di fig. 3.16, Il secondo
Si prende poi un mese, ad esempio gennaio
coefficiente è dovuto al funzionamento a
e si riportano le ore e le umidità relative più
carico parziale ed è valutabile con la relazione
probabili, valutando il coefficiente correttivo
(3.5).
per il brinamento della batteria, il COP corretto
Si costruisce anzitutto una matrice con i valori
per lo sbrinamento e le altre grandezze di
degli intervalli di temperatura considerati,
interesse come in tabella 3.3.
con la stima dei carichi, della capacità della
Si è così trovato un valore medio mensile del
macchina, del COP e della penalizzazione
COP pari a 2,29.
dovuta al funzionamento parzializzato, come
L’operazione va ripetuta mese per mese per
in Tabella 3.2.
trovare lo SCOP (o SHPF).
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CAP. 4
Applicazione delle pompe di
calore nel riscaldamento
residenziale e nel terziario
4.1 CONSIDERAZIONI DI CARATTERE GENERALE
Nel prendere in considerazione il possibile
impiego di una pompa di calore in un
suggerito dal ciclo di Carnot inverso:
COP =
Tc
Tc -Te
qualsiasi impianto, si dovrebbe sempre
Si veda l'intervallo entro cui può variare il
tenere presente la rilevante sensibilità delle
COP in fig. 4.1 in funzione dell'incremento
sue prestazioni alle temperature massima
di temperatura consentito dalla pompa di
e minima del ciclo o, più sinteticamente,
calore. La fascia più in alto dei valori compete
all'incremento di temperatura che la pompa di
alle macchine di piccola taglia e di limitata
calore garantisce rispetto alla sorgente fredda.
qualità. I valori intermedi competono a
Con prestazioni si intendono sia COP della
macchine moderne, mentre i COP più alti
macchina che capacità. Per quanto riguarda
sono quelli relativi alle macchine di grossa
il COP è già molto significativo l'andamento
taglia. L'andamento della capacità risulta
FIG. 4.1
COP (scala di destra) ovvero rapporto fra energia e calore trasferito (scala di sinistra) nell’ipotesi di ciclo ideale e per macchine reali in
funzione dell’incremento di temperatura
0,6
Ex/Q
0,5
0,3
0,2
0,1
100
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
macchine reali
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°° HP
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
refrigerazione
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
50
0
50
100
incremento di temperatura (K)
COP
2
3
4
5
riscaldamento
10
20
50
150
200
67
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RISCALDAMENTO
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altrettanto penalizzante al crescere del divario
temperatura di progetto di arrivo dell’acqua
di temperatura.
a 70-80°C che è al di sopra dei valori di
Questo dato di partenza fondamentale
impiego ordinario di una pompa di calore.
fornisce un primo importante suggerimento.
Di solito, però, nel retrofitting dell’esistente
Prima di compiere qualsiasi sforzo per
si opera anche un intervento di isolamento
ricercare sorgenti termiche a livelli di
termico che riduce il carico di progetto
temperatura più convenienti, è consigliabile
dell’edificio: rispetto ad un edificio non isolato
selezionare con cura i sistemi di
non è difficile pervenire ad una riduzione del
riscaldamento, in modo da abbassare la
50% nel carico di progetto. Come si vedrà,
temperatura di fornitura dell'energia termica.
una simile riduzione consente di mantenere
è privo di senso rivolgersi a sistemi che
i radiatori esistenti alle nuove temperature
utilizzano la massima temperatura consentita
della pompa di calore, senza dover neppure
dalla macchina (di solito fra 50 e 60°C),
maggiorarli.
quando ci si può rivolgere a sistemi che,
Altri problemi con cui ci si deve confrontare
adeguatamente dimensionati, consentono di
nei sistemi con pompa di calore sono dovuti a
lavorare a temperature non superiori a 35°C:
diverse temperature richieste dall’impianto sia
basti pensare a pavimenti o soffitti radianti,
per terminali di impianto differenti nel caso
ovvero a sistemi ad aria calda.
di pompa di calore al servizio di un edificio
Questo non preclude il possibile impiego
con svariate utenze diverse oppure, più
di terminali di impianto a radiatori, così
comunemente, per la richiesta di acqua calda
diffusi nell’edilizia esistente. È vero che i
sanitaria con valori attorno a 50-55°C e relativi
radiatori sono di solito dimensionati su di una
scaldasalviette dei bagni.
FIG. 4.2
COP di modelli di pompe di calore Ferroli del tipo aria-acqua in funzione della temperatura a bulbo umido dell’aria esterna. Le curve di
sinistra si riferiscono ad una temperatura dell’acqua prodotta di 35°C, quelle di destra di 55°C
68
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E ancora un’altra questione da affrontare è
della pompa di calore) per diversi modelli di
quella relativa all’integrazione con sorgenti
pompa di calore. Si nota in entrambi i casi il
termiche diverse, dal solare termico
flesso tipico delle curve attorno agli 0°C per i
e fotovoltaico, ovvero alla presenza di
cicli di sbrinamento.
funzionamento estate-inverno con acqua
Le curve si prolungano fino ad una
calda sanitaria.
temperatura esterna di -20°C con un COP
Conviene essere puntualmente precisi sulla
al livello non disprezzabile di 2 (dislivello di
prestazione delle macchine a seconda della
55°C fra caldo prodotto e sorgente fredda)
temperatura dell’energia termica prodotta.
quando la mandata è a 35°C. Viceversa se la
Come si ricorderà dal capitolo precedente,
mandata è a 55°C il precedente valore di COP
vi è una forte influenza della temperatura
si raggiunge a -5°C (sostanzialmente stesso
della sorgente fredda sia su capacità che
dislivello di prima).
COP (entrambi aumentano al crescere
Si osservi come ad una temperatura della
di tale temperatura). Influenza altrettanto
sorgente fredda di 5°C a bulbo umido (valore
forte è data dalla temperatura lato caldo.
tipico stagionale del Nord Italia) il COP sia
Si consideri anzitutto una pompa di calore
orientativamente fra 4 e 4,5 per la mandata
aria-acqua (sorgente fredda aria esterna con
a bassa temperatura e di 2,5-3,0 per la
riscaldamento di acqua). La fig. 4.2 mostra gli
temperatura di mandata più alta.
andamenti di COP per una temperatura utile
Un comportamento analogo si ritrova in
di 35°C (grafico di sinistra) e di 55°C (grafico
termini di capacità della macchina (fig. 4.3).
di destra) in funzione della temperatura a
La differenza è molto meno marcata che per
bulbo umido dell’aria esterna (sorgente fredda
il COP, in parte anche per questo. Il più basso
FIG. 4.3
Capacità dei modelli di pompe di calore Ferroli del tipo aria-acqua già considerate nella precedente figura in funzione della temperatura a
bulbo umido dell’aria esterna. Le curve di sinistra si riferiscono ad una temperatura dell’acqua prodotta di 35°C, quelle di destra di 55°C
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COP per temperature di mandata più elevate
calore acqua-acqua. La fig. 4.4 analizza il
implica infatti una maggiore potenza assorbita
campo tipico in cui la sorgente fredda è
al compressore, potenza che si ritrova quasi
acqua superficiale o sotterranea. Per una
tutta al condensatore, in aggiunta all’energia
temperatura tipica della sorgente fredda di
che la macchina è riuscita a valorizzare
10°C il COP supera per bassa temperatura
dall’evaporatore.
di mandata il valore 5, mentre resta a 3
Un altro elemento da considerare con cura
per 55°C di mandata. Per gli andamenti
è il grande incremento di capacità della
di capacità di fig. 4.5 si ripetono le
macchina al crescere della temperatura della
considerazioni viste prima.
sorgente fredda: passando da 5°C a 20°C la
Infine vale la pena esaminare per macchine
capacità della macchina più grande aumenta
reali quanto può avvenire per impianti a
da 33 a 45 kW. Si dirà che a 20°C non è
pompa di calore a terreno (fig. 4.6), in
necessario più il riscaldamento. Ma resta
cui, in funzione del dimensionamento
comunque il riscaldamento dell’acqua calda
delle termosonde e del tipo di terreno, le
sanitaria, carico ben più ridotto di quello del
temperature si collocano normalmente fra
riscaldamento ambientale e che deve essere
-5°C e 5°C: al valore caratteristico di 0°C
in grado di scambiare energia termica con
il COP è circa 4 per la mandata a 35°C ed
la macchina a potenzialità confrontabili con
appena 2,4 per 55°C. Vale la pena osservare
quelle appena viste.
che con sorgente aria a parità di temperatura
Considerazioni non dissimili e, in qualche
il COP sarebbe stato di oltre il 10% inferiore
caso, ancora più marcate si possono ritrovare
per le peggiori qualità di scambio termico fra
analizzando le prestazioni di pompe di
aria e liquido con l’evaporatore della pompa
FIG. 4.4
COP di modelli di pompe di calore Ferroli del tipo acqua-acqua in funzione della temperatura dell’acqua in arrivo dalla sorgente fredda
(acqua di falda). Le curve di sinistra si riferiscono ad una temperatura dell’acqua calda prodotta di 35°C, quelle di destra di 55°C
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FIG. 4.5
Capacità dei modelli di pompe di calore Ferroli del tipo acqua-acqua già considerate nella precedente figura in funzione della temperatura
a bulbo umido dell’aria esterna. Le curve di sinistra si riferiscono ad una temperatura dell’acqua prodotta di 35°C, quelle di destra di 55°C
di calore.
presente in questo contesto è che nel
Il quadro si completa in fig. 4.7 dove si
riscaldamento dell’acqua sanitaria ci si
riportano i valori di capacità per pompe di
confronta con valori prevalenti rappresentati
calore a terreno.
dai grafici di destra, quindi con COP
Un ultimo punto che conviene tenere
mediamente più bassi. Valutando il COP
FIG. 4.6
COP di modelli di pompe di calore Ferroli del tipo acqua-acqua in funzione della temperatura dell’acqua in arrivo dalla sorgente fredda
(geotermico). Le curve di sinistra si riferiscono ad una temperatura dell’acqua calda prodotta di 35°C, quelle di destra di 55°C
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stagionale della pompa di calore non solo vi
piastra radiante o termosifone.
è una dipendenza dalla temperatura scelta
In realtà l’energia termica scambiata è
per i terminali di riscaldamento, ma anche dal
prevalentemente per convezione (70-80%):
peso che il riscaldamento dell’acqua sanitaria
l’aria ambiente a contatto con la parete calda
ha sul totale. Dal momento che all’aumentare
dell’elemento si riscalda e sale verso l’alto per
delle caratteristiche di isolamento degli edifici
la minore densità attivando un movimento
i carichi di riscaldamento si riducono in
convettivo più o meno intenso a seconda
modo significativo, la tendenza è a un peso
della forma del corpo scaldante.
crescente del carico dovuto all’acqua sanitaria
La resa dei corpi scaldanti viene calcolata per
con conseguenze non trascurabili sul COP
una temperatura media dell’acqua di 70°C
stagionale della pompa di calore nell’impianto.
(75-65°C).
Nota l’emissione per un certo Δt calcolato
4.2 I TERMINALI DI IMPIANTO
rispetto alla temperatura dell’ambiente
I terminali di impianto sono in Europa
riscaldato, l’emissione per una differenza di
generalmente di tipo idronico: si va dai classici
temperatura diversa Δt’ si calcola da:
radiatori ai fan coil (ventilconvettori) per
terminare con i sempre più diffusi sistemi
PΔt'= PΔt
(
Δt'
Δt
)
n
radianti a pavimento o a soffitto ovvero a
Il valore dell’esponente n per un radiatore
pannello a parete.
può variare da 1,28 a 1,33 e si può porre
Il terminale di impianto più diffuso nel
tipicamente a 1,3 (norma UNI 10347).
riscaldamento è un corpo scaldante statico
La differenza di temperatura si calcola
indicato comunemente come radiatore,
fra la temperatura media fra ingresso
FIG. 4.7
Capacità dei modelli di pompe di calore Ferroli del tipo acqua-acqua già considerate nella precedente figura in funzione della temperatura
a bulbo umido dell’aria esterna. Le curve di sinistra si riferiscono ad una temperatura dell’acqua prodotta di 35°C, quelle di destra di 55°C
72
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e uscita del radiatore e la temperatura
applicazioni negli anni ’50 del secolo scorso,
dell’aria dell’ambiente riscaldato. Un
riscuote ora una grande popolarità, avendo
dimensionamento tipico in condizioni di
risolto i suoi problemi originari. In origine
progetto è del tipo 80-60 con temperatura di
le tubazioni erano realizzate in metallo e
ingresso al corpo scaldante di 80°C e uscita
si confrontavano con i carichi termici di
a 60°C. Per una pompa di calore operante a
edifici per nulla isolati. Di conseguenza le
temperatura massima di 55°C, la portata è
temperature di alimentazione per riuscire a
tale che il ritorno è a 50°C. Nel primo caso
fornire la potenza termica necessaria erano
il Δt è di 50°C e nel secondo è di 32,5°C. È
relativamente elevate (dell’ordine di 50°C) e
facile calcolare che rispetto ad un radiatore
di conseguenza la superficie del pavimento
normalmente dimensionato, lo stesso
risultava sgradevolmente calda. Inoltre
radiatore operante con la pompa di calore è
capitava che il metallo soffrisse di effetti
in grado di scambiare il 57% della potenza.
corrosivi che arrivavano anche alla foratura del
In realtà si è visto che in condizioni di
sistema con esiti facilmente immaginabili.
progetto assai spesso l’energia è fornita di
Il migliore isolamento degli edifici odierni
un sistema ausiliario (una piccola caldaia) o
ha consentito una drastica riduzione della
coadiuvato da resistenze elettriche. Capita
temperatura di alimentazione che si può
così che quasi sempre il radiatore è in
tranquillamente ridurre a 30-35°C. Di
grado di scambiare la potenza termica nella
conseguenza la temperatura superficiale
situazione del balance point. A temperature
del pavimento è di poco superiore alla
poco sopra gli 0°C le regolazioni con retta
temperatura ambiente e il riscaldamento
climatica danno temperature di ingresso
risultante è uniforme e confortevole con
dell’acqua nei radiatori attorno appunto
ridottissima movimentazione delle polveri
a 60°C. Se poi si sono fatti interventi di
ed una distribuzione di temperature
riduzione delle dispersioni (vetrocamera,
nell’ambiente assai più uniforme e gradevole
controparete isolante, isolamento a cappotto),
che in un sistema a radiatore. Si vedano
la potenza messa a disposizione dal radiatore
due esempi di mappatura delle temperature
può diventare addirittura esuberante rispetto
nel locale riscaldato da un radiatore e dello
alle necessità anche con temperature di
stesso locale riscaldato da un pavimento
alimentazione di 50°C.
radiante (fig. 4.8). Si nota che la temperatura
Indubbiamente il terminale di impianto che
a livello della testa delle persone è
più si adatta alla pompa di calore è il sistema
confortevolmente più bassa della temperatura
radiante a bassa temperatura. Esso si realizza
media dell’ambiente e che le disuniformità
comunemente nel residenziale con il sistema
sono molto limitate. Inoltre le temperature
a pavimento radiante, mentre nel terziario si
che governano le dispersioni, ad esempio
usa spesso il soffitto radiante.
in corrispondenza della parete esterna con
Il pavimento radiante è un sistema che,
finestra sono di alcuni gradi più basse che nei
dopo alterne fortune nelle sue prime
sistemi a radiatori.
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FIG. 4.8
Distribuzione delle temperature in un ambiente riscaldato da un radiatore (figura superiore) o da un pavimento radiante (figura inferiore)
(doc. Giacomini)
TEMPERATURA
AMBIENTE IN
UN LOCALE
RISCALDATO CON
RADIATORI
TEMPERATURA
AMBIENTE IN
UN LOCALE
RISCALDATO CON
PANNELLI A
PAVIMENTO
La seconda importante innovazione dei
in molte decine di anni di attività. Le
nuovi pavimenti radianti è il ricorso per le
tubazioni vengono annegate nel massetto
tubazioni al polietilene reticolato (PE-X)
su cui poi verrà posato il rivestimento finale
o al polipropilene (PP). Questi materiali
(piastrelle, parquet, marmo). Se le unità
garantiscono lunghissime durate, valutate
abitative sono diverse si pone uno strato
FIG. 4.9
Disposizione del sistema di tubazioni in un pavimento radiante in un ambiente dalla pianta di complessa geometria (doc. Giacomini)
74
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FIG. 4.10
Sezione di un sistema a soffitto radiante annegato nel solaio
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
laterizio serpentina
°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°
fondello intonaco
ferro di armatura
isolante fra il massetto ed il solaio. Talvolta si
di alluminio cui sono aggraffate le tubazioni
aumenta lo strato di massetto con l’intento
in cui si può fare circolare sia acqua calda
di incrementare la capacità termica del
(sempre a temperature moderate) che
sistema riscaldato dal pavimento in modo
acqua fredda nel periodo estivo (fig. 4.11).
da avere un’elevata inerzia nel sistema
di riscaldamento. La posa in opera delle
tubazioni è facilitata da pannelli isolanti
FIG. 4.11
Vista schematica di un soffitto radiante prefabbricato
preformati, realizzati con brevetti diversi, che
consentono agevolmente l’installazione anche
elemento di supporto
su complesse geometrie di pianta (fig. 4.9).
Il pavimento radiante consente anche un
certo grado di raffrescamento nei locali con
scambi termici di qualche decina di W/m2,
facendo circolare acqua fredda nelle tubazioni.
graffe di fissaggio
L’avvertenza principale è il controllo della
temperatura superficiale che deve risultare
superiore alla temperatura di rugiada dell’aria
ambiente per evitare condensazioni sul
FIG. 4.12
Ambiente riscaldato da un soffitto radiante (doc. Frenger)
pavimento.
Benché anche il soffitto radiante si
presti ad una realizzazione con tubazioni
annegate nello strato cementizio al di
sopra dell’intonaco di finitura, realizzando
quindi il soffitto radiante gettato in opera
(fig. 4.10), più frequentemente si ricorre
al controsoffitto. La soluzione risulta infatti
molto conveniente nelle realizzazioni
del terziario, dove il controsoffitto viene
realizzato con pannelli prefabbricati, spesso
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Oltre al vantaggio di ottenere una soluzione
misto con aria primaria e soffitto radiante,
esteticamente molto valida (fig. 4.12), il
ovvero con fan coil di deumidificazione
sistema presenta un’inerzia ridotta che può
e soffitto radiante. Spesso la circolazione
essere vantaggiosa per occupazione limitata
dell’acqua fredda in uscita dai fan coil di
nel tempo dei locali. È una situazione tipica
deumidificazione, in cui può entrare attorno
del terziario, dove i locali sono occupati per
a 10°C e uscire a 15°C per poi alimentare
una frazione della giornata e spesso sono
in serie il soffitto radiante, è una garanzia
chiusi nel corso del fine settimana. Il soffitto,
sufficiente per evitare la condensazione a
con la bassa capacità termica della struttura
soffitto.
metallica (superiormente isolata), si porta
In ogni caso è possibile un calcolo piuttosto
rapidamente alla temperatura superficiale di
accurato dei sistemi sia a soffitto che a
regime, raffreddandosi poi rapidamente allo
pavimento radiante secondo una procedura
spegnimento dell’impianto.
sviluppata dall’ASHRAE (American Society of
L’inerzia risulta utile nelle applicazioni
Heating Refrigerating and Air-conditioning
residenziali per stabilizzare le temperature
Engineers inc.) che verrà illustrato
sia nei confronti dei carichi variabili che nei
nell’Appendice alla fine del presente capitolo.
periodi di preparazione dell’acqua calda
Tale metodo non solo consente, a partire dalle
sanitaria. Infatti in quel caso di solito la
caratteristiche di progetto del sistema radiante
pompa di calore si dedica con priorità alla
e della sua temperatura di alimentazione, di
preparazione dell’acqua calda sanitaria, non
stabilire quale sia il flusso termico specifico
alimentando l’impianto per periodi alcune
sia in riscaldamento che in raffrescamento,
decine di minuti.
ma consente anche di determinare le
Questa esigenza non c’è normalmente nelle
temperature superficiali.
applicazioni del terziario, dove la presenza di
76
apporti termici dovuti alle apparecchiature in
4.3 LA PRODUZIONE DELL’ACQUA CALDA
funzione (computer, stampanti, fotocopiatrici,
SANITARIA
ecc) e all’illuminazione riduce le esigenze di
Il fabbisogno individuale di acqua sanitaria è
riscaldamento e comporta normalmente un
cresciuto di pari passo alla diminuzione della
maggiore impegno nel raffrescamento, cui il
richiesta di riscaldamento degli ambienti per
soffitto radiante è meglio vocato.
i migliori isolamenti adottati. In un edificio
Le potenze termiche che il soffitto radiante
ben isolato l’acqua sanitaria può richiedere
può scambiare in raffrescamento sono infatti
fino ad 1/3 del fabbisogno complessivo di
a parità di altre condizioni più significative
riscaldamento.
rispetto al pavimento radiante. Anche per il
La caratteristica saliente della richiesta di
soffitto radiante in raffrescamento è di grande
acqua sanitaria sta nella sua concentrazione.
importanza il controllo della temperatura
Si immagini una doccia con una portata
superficiale. Il sistema più razionale è
d’acqua di 10 litri/min e della durata di 5
comunque in questo caso un sistema
minuti con acqua a 40°C ed acqua di rete a
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
15°C. L’energia complessiva per riscaldare i 50
dimensione di questo accumulo.
litri così consumati è evidentemente di:
Si deve anzitutto stimare quale sia il consumo
Q = 50 (40 - 15) = 1250 kcal (1,45 kWh)
giornaliero di acqua calda e quale sia il suo
Il dato più interessante è la potenza termica
grado di concentrazione. Tanto maggiori
richiesta nei 5’ nel caso si volesse produrre
questi due valori, tanto più grande dovrà
istantaneamente l’acqua calda:
essere selezionato l’accumulo. Si dovrà poi
q = 50 (40 - 15)
60
5
= 15000 kcal (17,5 kW)
scegliere un set point compatibile con il
funzionamento della pompa di calore. Se
Se poi si vuole evitare che l’apertura
la pompa di calore ha una mandata alla
contemporanea di un rubinetto di un
massima temperatura di 55°C, fissare il set
altro utente non produca altrettanto
point dell’accumulo in un intorno di tale
istantaneamente uno sgradevole effetto di
temperatura rischia di far lavorare la macchina
abbassamento della temperatura si arriva
per delle ore con funzionamento brutalmente
facilmente ai classici 24 kW delle caldaie
parzializzato, dato che lo scambio termico
autonome.
dipende dalla differenza di temperatura.
Finalmente da qualche tempo questa scelta,
Atteso un valore minimo di almeno 5°C nella
potenzialmente molto inefficiente, trova la
differenza di temperatura, sarà importante
concorrenza di caldaie di più piccola potenza
la dimensione e la qualità della superficie di
(anche meno di 10 kW), risolvendo tramite
scambio termico. Una soluzione largamente
un idoneo accumulo le problematiche sopra
adottata è un boiler con uno scambiatore
presentate. La scelta di installare un accumulo
incorporato a serpentino immerso (fig. 4.13).
di acqua calda diventa essenziale quando si
Questo sistema è stato molto migliorato nel
voglia integrare nell’impianto il solare termico.
corso degli anni, con il ricorso a superfici
Un accumulo di idonea capacità diventa
alettate nella parte esterna del serpentino,
anche la corretta soluzione per gli impianti
a pompa di calore, nei quali la potenza
della macchina va scelta, come si è visto, in
funzione del carico di riscaldamento. L’acqua
FIG. 4.13
Serbatoio di accumulo con scambiatore a serpentino
immerso incorporato
calda sanitaria va prodotta, dedicando, quando
necessario, la pompa di calore a questo
servizio. Negli impianti a bassa temperatura
la pompa di calore lavora normalmente alla
temperatura dell’acqua calda prodotta a
35°C, passando a 55°C, nel caso si debba
caricare l’accumulo dell’acqua calda o si
vogliano alimentare i cosiddetti scaldasalviette
(radiatori posizionati nei locali bagno). Il primo
problema che si pone è quale sia la corretta
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
77
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
caratterizzata da bassi coefficienti di scambio
FIG. 4.14
termico, ampliando al tempo stesso la
Accumulo con scambiatore esterno a piastre
lunghezza del serpentino rispetto alla capacità
di accumulo. Va valutata con attenzione la
possibilità di ricorrere ad uno scambiatore di
calore esterno a piastre (fig. 4.14): questa
soluzione, oltre a consentire ampie superfici di
scambio con eccellenti coefficienti di scambio
termico, consente la periodica pulizia delle
piastre nei confronti dei depositi calcarei.
AF
Questi depositi, in presenza di acque dure
non trattate, incrementano progressivamente
la resistenza termica dei serpentini immersi
fino ad arrivare in alcuni casi al fuori servizio.
Il funzionamento più critico nella produzione
di acqua calda sanitaria non è, come si
potrebbe credere, quando la temperatura
della sorgente fredda, ad esempio l’aria
esterna, è più bassa, ma quando è più alta.
Infatti in questo caso la capacità della pompa
di calore diventa massima.
Se si prende in considerazione un modello
FIG. 4.15
Andamento del rendimento volumetrico di un compressore scroll al variare del rapporto delle pressioni per diverse velocità di rotazione
100%
95%
rendimento volumetricio
90%
90 Hz 100% numero di giri
85%
60 Hz 66% numero di giri
80%
50 Hz 55% numero di giri
75%
40 Hz 44% numero di giri
70%
30 Hz 33% numero di giri
65%
60%
78
2
3
4
5
rapporto delle pressioni
6
7
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
di pompa di calore come la HXA 18.1 che
perché la riduzione di potenza non va di pari
alla temperatura di riferimento di 7°C alla
passo con il numero di giri del compressore.
sorgente fredda rende 18 kW, quando l’aria
Infatti la riduzione di portata di refrigerante
esterna è di 35°C rende ben 28 kW. Se si
riduce anche le perdite di carico all’ingresso
usa un boiler normale da accoppiare ad una
e all’uscita del compressore e gli attriti. Di
caldaia autonoma di pari potenza dovrebbe
conseguenza la densità del refrigerante risulta
essere in grado di scambiare in continua fra
più alta del previsto sì che una riduzione
20 e 30 kW con una temperatura in ingresso
della portata del 50% può comportare una
di 80°C e una differenza di temperatura di
riduzione della potenza non del 50%, come
20°C. La pompa di calore lo dovrà fare con la
ci si potrebbe aspettare, ma del 30%. Questo
differenza di temperatura di 5°C: ciò significa
effetto è in parte temperato da una riduzione
che la sua capacità di scambio si riduce di
di rendimento volumetrico che si riduce
almeno 4 volte. Se la pompa di calore rende
con la velocità di rotazione del compressore
28 kW ed è in grado scambiarne, diciamo
(e con il rapporto delle pressioni) come si
6, la macchina dovrà lavorare fortemente
vede dalla fig. 4.15. Nel contempo, tuttavia,
parzializzata con frequente ricorso ad attacca
si nota che all’aumentare della temperatura
stacca. Anche l’inverter in questo caso
di evaporazione il rapporto delle pressioni
può essere una soluzione non del tutto
diminuisce, stabilizzando alla fin fine il
soddisfacente, sia perché la riduzione del
rendimento volumetrico.
numero dei giri del compressore non va
Un accoppiamento del genere andrebbe
sotto 1/3 del valore massimo (tipicamente
assai male anche d’inverno. Infatti a fronte
la frequenza da 90 Hz passa a 30Hz), sia
della capacità della macchina di un 15 kW,
FIG. 4.16
Integrazione in un accumulo di una pompa di calore per il riscaldamento e un sistema solare termico
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
79
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 4.17
Integrazione di pompa di calore per il riscaldamento, solare termico e caldaia a biomasse
una capacità di scambio di 6 kW costringe
Qual è allora la soluzione? Uno scambiatore
la macchina a dedicarsi al riscaldamento del
ampiamente dimensionato su di un accumulo
sanitario per un tempo 2,5 volte superiore
corrispondentemente ampio. Se ad esempio
a quello che la sua potenza renderebbe
si sceglie un sistema di accumulo in grado di
necessario.
scambiare 100 kW con la classica differenza
FIG. 4.18
Crescita delle colonie di legionella in funzione delle temperature dell’acqua
80
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INDUSTRIALE <<<
di temperatura di caldaia di 20 °C, ecco che
In assenza di sistema ausiliario a gas, che
riesce a scambiare in continua 25 kW con
potrebbe farsi carico senza problemi di queste
un Δt di 5°C, risolvendo i problemi prima
temperature si ricorre di solito ad una batteria
considerati.
di resistenze elettriche.
La scelta di un accumulo di ampie dimensioni
Esiste tuttavia un’alternativa più interessante
risulta favorevole anche nei confronti di un
sul piano operativo, vale a dire di inserire
sistema integrato pompa di calore-solare
un serpentino o uno scambiatore di
termico, come rappresentato in fig. 4.16.
calore istantaneo in modo da preparare
Un sistema del genere può trovare ulteriori
direttamente l’acqua sanitaria di consumo a
integrazioni oltre che con il solare termico con
partire da un accumulo in circuito chiuso (fig.
una caldaia a biomasse o con entrambe le
4.19). Questo sistema risulta interessante
soluzioni (fig. 4.17).
anche nei confronti di impianti solari termici.
La produzione dell’acqua calda sanitaria
Infatti la presenza di legionella è praticamente
merita ancora alcune osservazioni e
assente dall’acqua di rete e l’impiego
considerazioni.
sufficientemente continuativo della stessa ne
La prima riguarda il problema della legionella
impedisce la proliferazione.
che, come si sa, è un batterio ubiquitario
Una seconda osservazione riguarda il
che si sviluppa con grande rapidità in caso di
possibile impiego del desurriscaldamento
condizioni ambientali favorevoli. Il campo di
nella preparazione dell’acqua sanitaria. Se
crescita ottimale è proprio ad una temperatura
si considera un ciclo a pompa di calore
fra i 30 e i 50°C (fig. 4.18). Per cautelarsi
con R-410 A con una temperatura di
da questo sgraditissimo ospite un sistema
condensazione di 50°C e di evaporazione di
molto impiegato è di portare l’accumulo
0°C è facile rendersi conto (fig. 4.20) che la
periodicamente (di solito una volta alla
temperatura di fine compressione è di circa
settimana) ad una temperatura di almeno
80°C e il desurriscaldamento fino a 50°C
70°C per un intervallo di tempo prefissato.
mette a disposizione circa 45 kJ/kg rispetto
FIG. 4.19
Schema di una pompa di calore per il riscaldamento ambientale e dell’acqua sanitaria con integrazione del solare termico e scambiatore
istantaneo fra acqua sanitaria e acqua calda accumulata a circuito chiuso
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81
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 4.20
Rappresentazione del ciclo di una pompa di calore fra le temperature di 0°C e 50°C sul diagramma pressione-entalpia dello R410A
ai 200 kJ/kg complessivamente ceduti al
Infine un’ultimissima osservazione in
condensatore, quindi circa 1/5 della potenza
proposito. L’acqua di rete viene reintegrata
della pompa di calore può essere dedicata
ad una temperatura relativamente
alla preparazione dell’acqua sanitaria senza
bassa, orientativamente a 15°C. Un
penalizzare eccessivamente il funzionamento
impiego intelligente è di sfruttarla in un
a bassa temperatura della macchina.
sottoraffreddatore che sfrutta il refrigerante
FIG. 4.21
Possibile preriscaldamento dell’acqua di rete in un sottoraffreddatore posto fra condensatore ed evaporatore di una pompa di calore. Il
riscaldamento finale dell’acqua sanitaria è ottenuto tramite un desurriscaldatore fra uscita del compressore e condensatore
CONDENSATORE
VAPORE 55°C
40°C
DESSURISCALDATORE
40°C
LIQUIDO 50°C
60°C
VAPORE 80°C
SCAMBIATORE
COMPRESSORE
15°C
ACQUA DI RETE
LIQUIDO 20°C
VAPORE 0°C
TERMOSTATICA
MISCELA 0°C
82
EVAPORATORE
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INDUSTRIALE <<<
liquido proveniente dal condensatore ed
aumenta la produttività dell’evaporatore. In
questo modo l’acqua può ricevere circa 60
fredda aria, ma con tariffe molto più basse.
• L’impianto può fornire anche il servizio
estivo di condizionamento.
kJ/kg, come si può constatare dalla lettura
• Le macchine di taglia maggiore guadagnano
sul ciclo dello R-410A di fig. 4.20. L’acqua
qualche punto percentuale nel COP (cfr. fig.
può poi completare la sua preparazione nel
4.2).
desurriscaldatore, come visto prima, arrivando
• La potenza complessivamente impegnata
con ottimi valori di COP complessivi della
è inferiore a quella che si otterrebbe dalla
pompa di calore a temperature relativamente
somma delle potenze di tante pompe di
elevate (fig. 4.21).
calore individuali per ogni appartamento.
Il sistema converrà sia dotato di
4.4 LA POMPA DI CALORE CONDOMINIALE
contabilizzazione del calore per ogni singola
Gran parte delle applicazioni delle pompe
unità abitativa. Ovviamente il possibile
di calore nel residenziale si rivolgono ad
distacco o parzializzazione di un’utenza non
applicazioni unifamiliari, sia perché negli
consentirà il collegamento diretto fra il circuito
edifici di tipo condominiale il costruttore di
dell’acqua calda che attraversa il condensatore
solito sceglie la soluzione di più basso costo
e il carico, dal momento che verso il carico ci
disponibile sul mercato per la centrale termica
si aspetta una portata variabile.
che per problematiche non del tutto risolte
Sarà necessario inserire un disgiuntore o
dal punto di vista tariffario.
separatore idraulico dal momento che il
Tuttavia vale la pena svolgere alcune
condensatore deve ricevere una portata
considerazioni sul possibile ricorso ad una
d’acqua costante.
pompa di calore nella ristrutturazione di
un edificio condominiale (fig. 4.22). Infatti
disporre di una pompa di calore centralizzata
dà già in partenza una serie di vantaggi non
FIG. 4.22
Applicazione di una pompa di calore per riscaldamento
centralizzato di un edificio condominiale
trascurabili:
• Importanti economie di scala. Il costo
unitario del kW installato diminuisce con la
taglia della macchina.
• Data l’improbabile contemporaneità dei
carichi sull’acqua sanitaria, le possibili
problematiche relative alla preparazione
dell’acqua sanitaria si risolvono con un
accumulo centrale di generose dimensioni,
dotato magari di un temporizzatore per
caricarlo nelle ore notturne, con temperature
magari meno favorevoli della sorgente
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
RMA
RGA
RLA
83
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
84
Si dovrà provvedere quindi ad una pompa sul
motivi il progettista dovrà prestare la massima
circuito primario che interessa il condensatore
attenzione quando voglia fare del disgiuntore
ed una sul circuito secondario che serve i
un volano termico, aumentando la capacità
carichi. È fondamentale in questa scelta fare
termica del circuito e stabilizzandone quindi
in modo che la portata sviluppata nel circuito
la temperatura. Al di là del fatto che anche in
secondario risulti inferiore in ogni condizione
questo caso il primario dovrà avere sempre
a quella del circuito primario. In caso contrario
la maggiore delle due portate, il rischio è
si avrebbe una miscelazione dell’acqua
che nell’accumulo si abbia comunque una
di ritorno dall’impianto di riscaldamento a
miscelazione fra acqua di mandata del
temperatura più bassa di quella che arriva dal
primario e di ritorno del secondario, con effetti
condensatore della pompa di calore.
indesiderati simili a quelli prima considerati. Si
Non è difficile dimostrarlo. Supponiamo che
possono limitare solo realizzando serbatoi di
la pompa del primario porti 2 m3/h a 50°C e
disgiunzione caratterizzati da forte verticalità
quella del secondario 3 m3/h con un ritorno
che rendono più difficoltosa la miscelazione.
a 40°C. Evidentemente il disgiuntore di fig.
Per suffragare l’ipotesi di buona convenienza
4.23 verrà attraversato dal basso verso l’alto
di un sistema condominiale di pompa di
dalla portata di 1 m3/h di acqua a 40°C che,
calore si può considerare pur in modo rapido
miscelandosi con quella in arrivo dalla pompa
ed approssimativo una possibile situazione
di calore, fornirà una temperatura verso il
applicativa, valutando le grandezze in gioco.
carico non di 50°C, ma di meno di 47°C. Se
Si consideri un edificio con 10 appartamenti
invece le proporzioni delle portate si invertono
situato nel Nord Italia con fabbisogno
si avrà che il disgiuntore viene attraversato
complessivo nella stagione invernale di
dall’alto verso il basso con l’effetto di
150.000 kWht. Considerando unità abitative
aumentare di un po’ la temperatura di ritorno
di circa 100 m2 ciascuna, si vede che
dell’acqua verso il condensatore (che sarà
verosimilmente l’edificio non è isolato in
di circa 43°C anziché di 40°C) ma senza la
maniera particolarmente spinta (diciamo a
perdita exergetica vista prima: di fatto se si
livello legge 10). Con una normale caldaia e
volesse acqua verso il carico effettivamente
una discreta regolazione il consumo di gas
a 50°C si dovrebbe far lavorare la pompa
naturale si può stimare in circa 20.000 m3/
di calore a 55°C. Un fenomeno simile
anno con una spesa valutabile in 12.000 €/
avverrebbe anche nel funzionamento estivo:
anno.
se la temperatura prodotta all’evaporatore
Qualora la pompa di calore abbia un COP
della pompa di calore è di 7°C e il ritorno
stagionale di 3 (valore piuttosto cautelativo
dall’impianto è a 12°C, l’impostazione errata
alla luce di quanto fin qui visto), il consumo
del disgiuntore fornirebbe all’impianto
di energia elettrica sarebbe di 50.000 kWh/
acqua fredda non a 7°C ma a quasi 9°C.
anno. Si tratta ora di valutare il costo di questa
Per avere acqua fredda a 7°C l’evaporatore
energia elettrica, dipendente in maniera
dovrebbe prepararla a 4,5°C. Per questi
assolutamente stringente dal sistema tariffario.
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INDUSTRIALE <<<
Si deve ipotizzare anzitutto la potenza
circa 4000 €/anno, senza considerare che il
impegnata. Questa dipende, oltre che dalla
COP stagionale sopra considerato è davvero
pompa di calore, dall’entità del carico di punta
piuttosto cautelativo. Inoltre si dispone ora
e dalle scelte progettuali. Un valore sensato
anche del servizio di condizionamento estivo.
potrebbe essere 14 kW. Si potrebbe ricadere
A fronte di questi dati di fatto ci si può
nella BTA5 (10 kW < x < 15 kW) - tariffa per
domandare quali siano i motivi che non
usi diversi in bassa tensione. Questa tariffa
consentono una rapida diffusione di un
comprende un corrispettivo di potenza di 30
sistema così conveniente. Al di là della difficile
€/kW impegnato/anno + 69 € di quota fissa.
convergenza nelle scelte di un condominio,
È possibile disporre in questa tariffa di una
soprattutto quando riguardino un esborso
rilevazione per fasce orarie come anche non
immediato di un certo rilievo, il problema più
disporne. Per semplicità in questo caso si
grosso è oggi la certezza tariffaria. Proprio
suppone una tariffa invariata che, ad oggi,
il recente andamento ondivago delle tariffe
è di 10,251 c€/kWh. Risultato: la spesa
scoraggia scelte che non poco tempo fa sono
complessiva nella stagione di riscaldamento
state pesantemente penalizzate da decisioni
è meno di 6000 €/anno. Il risparmio
tariffarie del tutto slegate dall’andamento
annuo, valutabile quindi in circa 6000 €,
economico del mercato energetico. Sarebbe
può consentire un tempo di ritorno rapido
necessario disporre di contratti pluriennali,
dell’investimento. Anche nell’eventualità di
eventualmente ancorati a parametri oggettivi
confrontarsi con una caldaia a condensazione
del mercato energetico che diano all’utente
ottimamente installata il risparmio sarebbe di
delle sicurezze nei confronti del suo
investimento.
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85
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
86
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ALLEGATO 4.5
IL CALCOLO DEI SOFFITTI RADIANTI
PER IL RISCALDAMENTO
4.5.1 In che cosa differisce il calcolo di
stimare l'entità delle infiltrazioni e dei
un impianto di riscaldamento a soffitto
ricambi indotti dall'apertura delle finestre,
radiante da quello di un impianto
arrivando per questa via alla valutazione
tradizionale?
dell'energia necessaria per riscaldare l'aria.
Bisogna ricordare per sommi capi la
Concettualmente il procedimento è molto
procedura di dimensionamento di un
semplice.
impianto tradizionale almeno per quel che
Sia te la temperatura di progetto esterna e Kj il
riguarda la valutazione dei carichi
coefficiente globale di scambio termico per il
termici. L'ipotesi di partenza è che la variabile
singolo elemento dell'involucro. Le dispersioni
da controllare sia la temperatura dell'aria
termiche attraverso le pareti sono valutate da:
all'interno dell'ambiente riscaldato. Si tratta dei
∑ ki Si (21- te) famosi 20°C, divenuti ormai quasi ovunque
Indicato con n il numero di ricambi orari
nell'edilizia abitativa 21°C.
in volumi dell'ambiente per ora e con V
Si impone nelle condizioni di progetto
il volume dell'ambiente, il carico termico
il mantenimento di quella temperatura:
imputabile al ricambio è dato da:
l'impianto di riscaldamento deve sopperire,
n V ρ cp (21- te)
con una serie di più complesse limitazioni
dove ρ è la densità dell'aria, assunta pari a 1,2
dettate dalla legge 10, al carico termico
kg/m3 e cp il suo calore specifico (1005 J/kg
risultante dalle dispersioni termiche e dal
K).
ricambio d'aria. Si tratta di valutare lo scambio
Spesso si trova la (4.2) espressa in potenza
termico che globalmente interviene attraverso
per unità di volume e per grado di differenza
le pareti perimetrali verso l'esterno o verso
di temperatura (W/m3K):
ambienti a temperatura sistematicamente
diversa. Qualora il ricambio d'aria sia
n x 1,22 x 1005 x
(21- te)
3600
(4.1)
(4.2)
= 0,34 n (21- te) [W/m3K]
forzato, si deve stimare il carico dovuto al
Per fissare le idee, il numero di ricambi orari
riscaldamento dell'aria esterna, eventualmente
per edifici di abitazione viene spesso fissato
ridotto per la presenza di dispositivi di
in 0,5, cioè si ipotizza un ricambio completo
recupero termico. Quando invece non vi
d'aria ogni 2 ore.
sia una ventilazione forzata, è necessario
Il calcolo completo richiede, come si ricordava,
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
più dettagli, ad esempio la valutazione dei
temperatura dell'aria. Non è difficile valutare
ponti termici, ma sostanzialmente la parte
di quanto.
principale del calcolo è quella esposta.
Si indichi con Km il coefficiente globale medio
Le dispersioni termiche complessive sono
di scambio termico dell'ambiente:
valutabili grosso modo da:
Km =
qD = ∑ ki Si (21- te) + n V ρ cp (21- te) =
(21- te) (∑ ki Si + 0,34 n V) [W]
(4.3)
∑ ki Si
=
∑ Si
∑ ki Si
St
(4.4)
Le dispersioni si possono calcolare dalla
avendo indicato con qD le dispersioni
conoscenza della temperatura superficiale
calcolate con il procedimento standard. La
delle pareti tri:
scelta dei 21°C discende indirettamente da
q = ∑αin Si (ta- tri) = αin St (ta- tr)
valutazioni di teoria del benessere. Come
dove tr è la media ponderale delle
tale, essa dovrebbe essere più correttamente
temperature superficiali interne delle pareti
una temperatura operante e quindi il
e αin è il coefficiente di convezione all'interno:
procedimento pone implicitamente delle
tr = ta -
ipotesi sulla temperatura media radiante
(4.5)
q
αin St
Valutando q da (4.1) e (4.4):
che dovrebbe essere molto prossima alla
temperatura dell'aria. Questo non è possibile
tr = ta -
quando l'ambiente presenti molte pareti
Km
αin
(ta - te)
(4.6)
perimetrali, in particolare di ridotta resistenza
Se si identifica la tr con la temperatura media
termica, come è il caso delle superfici vetrate.
radiante (grossolana approssimazione,
In questo caso la temperatura media radiante
ma spesso accettabile) e si definisce la
tmr può differire anche sensibilmente dalla
temperatura operante come la media
FIG. 4.24
Temperatura dell'aria necessaria ad ottenere in un ambiente una temperatura operante di 21°C in funzione del coefficiente globale
medio di scambio termico dell'ambiente Km
25
24
ta (°C)
23
22
21
0,4
88
0,6
0,8
1
1,2
Km (W/m2
K)
1,4
1,6
1,8
2
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aritmetica della temperatura dell'aria e della
tradizionali per pervenire ad effettive
temperatura media radiante, si ha che:
condizioni di benessere. Questo avvicina
Km (ta - te)
molto le modalità di calcolo di un impianto di
2αin
riscaldamento a soffitto radiante con quelle di
Se ora si vuole che la temperatura operante
un impianto tradizionale. Vi è infatti l'esigenza
assuma il valore di 21°C che dovrebbe
di pervenire a condizioni di benessere,
effettivamente consentire condizioni di
scegliendo che una zona del soffitto si porti
benessere, la temperatura dell'aria deve
a temperature sensibilmente più alte di
essere più alta di 21°C, precisamente:
quelle dell'aria ambiente. Così facendo, come
to =
ta +tmr
2
21 ta =
1-
= ta -
Km te
si ricorderà dalla teoria del benessere, è
2αin
possibile mantenere una temperatura dell'aria
Km
più ridotta che con un impianto tradizionale.
2αin
Questa riduzione di temperatura può influire
Fissando per αin un valore medio di 8 W/
positivamente sulle dispersioni termiche,
m2K e per la temperatura di progetto te un
riducendole per la minore differenza di
valore di -5°C, si consideri nella fig. 4.24
temperatura interno-esterno. La riduzione
l'andamento di ta in funzione di Km.
può essere temperata dalla radiazione diretta
è facile verificare che soltanto in locali con
dal soffitto verso le pareti perimetrali fino
un buon isolamento termico (e con poche
ad annullare il potenziale vantaggio. Una
superfici vetrate) il valore di temperatura
minore temperatura dell'aria interna limita
di benessere dell'aria si avvicina ai 21°C
anche il carico termico dovuto al ricambio
scelti. Non appena si abbiano trasmittanze
d'aria, in maniera tanto più incisiva quanto più
medie superiori a 0,6-0,7 W/m2K, andrebbe
abbondante è il ricambio stesso.
innalzata la temperatura dell'aria ambiente ed
il calcolo dei carichi termici dovrebbe trovare
4.5.2 Come si attua il calcolo del carico
adeguata maggiorazione.
termico di progetto e quali sono le
Si dovrebbe poi tener conto anche della
differenze quantitative con i metodi
probabile stratificazione dell'aria, soprattutto in
tradizionali?
locali di altezza superiore ai 3 metri. L'entità
In linea di principio i metodi tradizionali di
di questa stratificazione dipende molto
calcolo non si possono utilizzare.
dal sistema di riscaldamento scelto e può
La temperatura dell'aria all'interno del locale
assumere tipicamente valori compresi fra 1
è verosimilmente più bassa che non in un
e 4 K/m. Ne deriva un aumento significativo
ambiente riscaldato con sistemi tradizionali.
delle dispersioni in locali di grande altezza,
Esiste un rilevante scambio termico per
quando il soffitto confini con l'esterno.
radiazione fra il soffitto e tutte le superfici
è importante rilevare la necessità di stimare
dell'ambiente.
la temperatura media radiante e di lì la
Si tratta di verificare che, nelle condizioni di
temperatura operante anche negli impianti
progetto, i pannelli radianti assicurino
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
89
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
il benessere, soddisfacendo ai carichi termici
in numero di i (quante le superfici che
dovuti alle dispersioni attraverso l'involucro ed
costituiscono l'involucro dell'ambiente)
al ricambio d'aria.
lascerebbe indeterminata la temperatura
Ogni superficie dell'ambiente presenta uno
dell'aria che discende da un bilancio globale
scambio per radiazione con le altre ed uno
dell'ambiente secondo il quale a regime si ha
per convezione con l'aria. Per ogni superficie
l'eguaglianza fra gli ingressi termici e le uscite.
si può imporre un bilancio del tipo:
Gli ingressi sono dovuti allo scambio termico
qr + qcv + qcd = 0 (4.7)
dove qr è lo scambio netto per radiazione,
gli apporti gratuiti, dovuti ad esempio alle
qcv è quello per convezione e qcd quello
persone o all'impianto di illuminazione.
per conduzione. Per quanto riguarda gli
Data l'aleatorietà di questi apporti, essi
scambi per radiazione si può tener conto che
vengono trascurati nel calcolo di progetto. Le
l'emissività delle superfici è generalmente
uscite termiche sono dovute alle dispersioni
elevata e superiore a 0,9, per cui si può
per conduzione attraverso l'involucro ed al
trascurare in prima approssimazione l'effetto
ricambio d'aria. Esistono infinite disposizioni,
della riflessione.
estensioni e temperature dei pannelli in
Lo scambio netto per radiazione è valutabile da:
grado di soddisfare i bilanci indicati. Per
qri = εi Si σ Ti4- ∑ εj σ Tj4 Fji Sj
selezionare una condizione accettabile
(4.8)
Le temperature non sono note: si devono
bisogna verificare l'esistenza di condizioni
ipotizzare dei valori di partenza che andranno
di benessere. Selezionata una disposizione
modificati fino a rispettare i vari bilanci termici.
ed estensione del pannello radiante, si fissa
Lo scambio convettivo avviene come di
una temperatura media del pannello, da
consueto con l'appropriato coefficiente di
cui discende una condizione di equilibrio
convezione
che fornisce temperature superficiali delle
qcvi = αin Si ( Ti - Ta) (4.9)
pareti e temperatura dell'aria. A questo
La valutazione dello scambio conduttivo
punto si analizza quale possa essere il
parte dalla conoscenza della temperatura
voto medio previsto nelle posizioni più
superficiale, della temperatura esterna e
significative della stanza. Esso, com'è noto,
della trasmittanza Kj della superficie. Questa,
dipende, oltre che dai parametri soggettivi
depurata del coefficiente di convezione dal
delle persone presenti, quali livello di attività
lato interno, fornisce la conduttanza fra la
e tipo di vestiario, che bisognerà essere
superficie interna e la temperatura dell'aria
in grado di ipotizzare, dalla temperatura
esterna:
dell'aria e dalla temperatura media radiante.
1
Ci
=
1
Ki
-
1
αin Un altro parametro potrebbe essere la
(4.10)
per cui:
qcdi = Ci Si ( Ti - Te) velocità dell'aria, che può assumere valori
significativi solo in presenza di un impianto di
(4.11)
Il rispetto delle i equazioni di bilancio (4.7)
90
del pannello radiante, cui andrebbero aggiunti
ventilazione forzata.
Altrimenti la velocità dell'aria si può porre a
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
valori inferiori a 0,1 m/s.
m2K. L'emissività di tutte le pareti è stata
L'influenza dell'umidità relativa è
posta al valore di 0,9. Il ricambio d'aria è stato
generalmente abbastanza ridotta ed è un
fissato in 0,5 vol/h.
parametro che si può controllare solo con
Alcune successive ipotesi riflettono
sistemi appropriati di umidificazione.
caratteristiche di progetto assai diverse da
Qualora il voto medio previsto (PMV) non
quelle europee ed in particolare italiane.
risulti soddisfacente, è necessario modificare
La temperatura di progetto esterna è stata
temperatura, disposizione e/o estensione
posta a ben -16°C, coerentemente con i rigidi
dei pannelli radianti, ottenendo delle
inverni del Nord America.
dispersioni generalmente diverse da quelle
Mentre l'attività metabolica di 1,5 met è ad un
precedentemente calcolate.
livello ragionevole, il grado di vestiario di solo
Appropriati codici di calcolo consentono una
0,75 clo è decisamente al di sotto di quanto
rapida verifica di differenti scelte progettuali.
ci si potrebbe aspettare d'inverno in Europa.
È in ogni caso utile cercare di apprezzare
Ulteriori ipotesi concernono la velocità relativa
le differenze quantitative che si possono
dell'aria di 0,15 m/s e l'umidità relativa del
incontrare rispetto alle valutazioni dei carichi
30%.
eseguite con i metodi tradizionali. Questo
Il sistema di riscaldamento tradizionale
permette di rimarcare le differenze dei
selezionato è un sistema a sola aria con una
parametri più significativi.
portata specifica d'aria di 13,7 m3/h per m2 di
A questo proposito vale la pena riassumere
pavimento (circa 5 vol/h).
gli esiti di un'analisi accurata proposta da
La prima analisi è stata sviluppata sul sistema
due studiosi americani (R.H. Howell, S.
tradizionale, anzitutto con una valutazione dei
Suryanarayana, Sizing of radiant heating
carichi basata sul classico metodo ASHRAE,
systems: Part I Ceilings Panels, ASHRAE
descritto precedentemente, a fronte di una
Trans., 96 (I), 652-665, 1990).
temperatura di progetto interna di circa 24°C,
Il punto di partenza dell'analisi è stato
ben più alta dei 21°C prima suggeriti, ma
un piccolo locale di pianta quadrata delle
coerente con il limitato grado di vestiario
dimensioni 9x9 m2 con un'altezza di 2,7 m.
ipotizzato.
Le pareti si sono ipotizzate tutte confinanti con
Il carico così calcolato è risultato pari a 7,8
l'esterno, così come soffitto e pavimento. Tre
kW. Tuttavia, come si è fatto rilevare, la
pareti sono state ipotizzate completamente
presenza di superfici disperdenti implica una
in muratura con una trasmittanza media pari
temperatura media radiante più bassa dei
a 0,6 W/m2K, la rimanente si è considerata
24°C fissati per l'aria. Si è trovata infatti una
parzialmente vetrata, per metà con un vetro
temperatura di 17°C, sì che per raggiungere
di trasmittanza 3,3 W/m2K e per metà in
condizioni di benessere si è dovuta
muratura come le precedenti.
aumentare la temperatura dell'aria a 25,5°C.
Infine soffitto e pavimento sono stati
Questo porterebbe a prevedere secondo la
considerati con trasmittanza pari a 0,4 W/
(4.3) delle dispersioni più alte di circa il 4%,
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
91
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
vale a dire incrementate di un fattore pari
trova a temperatura più alta. La Tabella 4-1,
al rapporto fra il nuovo salto di temperatura
nell'ipotesi di una stratificazione pari a 1,4
interno-esterno (25,5 + 16) ed il precedente
K/m, riporta i seguenti valori significativi:
(24 + 16). La nuova valutazione porge infatti
- altezza del locale;
8,1 kW. Il calcolo più accurato degli scambi
- dispersioni valutate alla temperatura
per radiazione fra le varie superfici, degli
dell'aria;
scambi per convezione e per conduzione
- dispersioni valutate con il bilancio di tutte le
attraverso l'involucro, oltre che a quelli dovuti
superfici;
al ricambio d'aria, fornisce un dato diverso e
- idem in presenza di stratificazione;
minore di quello derivato con la procedura
- differenza percentuale fra quest'ultimo
canonica di progetto. Si ottiene infatti il valore
termine ed il valore standard;
di 7,2 kW che suggerisce che la procedura
- temperatura superficiale del pavimento;
standard sovrastima i carichi reali del 7%
- temperatura dell'aria;
circa.
- temperatura media radiante;
I due studiosi si sono proposti di valutare
- temperatura operante.
come varia la diversa stima in funzione dei
Analisi di un
locale riscaldato
da un sistema di
riscaldamento ad aria
in funzione dell'altezza
del locale. Viene
evidenziato il caso
base utilizzato nei
confronti successivi
possibili parametri sia su impianti tradizionali
La Tabella mostra come l'aumento delle
che su sistemi di riscaldamento per radiazione.
superfici disperdenti, oltre ad aumentare
La prima analisi parametrica è stata condotta
com'è ovvio, il carico termico del locale, riduca
su di un sistema tradizionale al variare
la temperatura media radiante, obbligando
dell'altezza del locale. L'altezza del locale
ad un aumento della temperatura dell'aria
interviene in primo luogo sulle dispersioni che
per pervenire egualmente a condizioni di
risultano accresciute, perchè aumenta l'area
benessere. La procedura standard, che non
delle superfici disperdenti ed in particolare
tiene conto di questi effetti, fornisce una
della zona vetrata. In secondo luogo si
sovrastima via via decrescente con l'altezza
accentua un fenomeno di stratificazione che
del locale rispetto ai valori valutati con
accresce le dispersioni sia per conduzione
procedimenti più accurati. La sovrastima,
che per infiltrazione, perchè l'aria tende ad
passa da circa il 7% al 3% per il locale di
uscire nella parte alta del locale, dove si
altezza pari a 7,5 m.
TABELLA 4.1 ANALISI DI UN LOCALE RISCALDATO CON SISTEMA AD ARIA
VOCI
1
Altezza del locale (m)
2,4
2,7
3
3,7
4,6
6,1
7,6
2
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7266
7842
8418
9570
11298
14178
17057
3
Dispersioni con il bilancio (W)
6680
7222
7749
8802
10373
13007
15617
4
Dispersioni con stratificazione (W)
6723
7286
7838
8951
10640
13541
16507
5
Differ. % fra 2 e 4
-7,5
-7,1
-6,9
-6,5
-5,8
-4,5
-3,2
6
Temperatura superf. del pavimento (°C)
16,4
16,3
16,2
16,1
15,7
15,4
15,1
7
Temperatura dell'aria (°C)
25,3
25,4
25,5
25,7
25,9
26,3
26,6
8
Temperatura media radiante (°C)
9
Temperatura operante (°C)
92
17
16,8
16,6
16,4
16,1
15,6
15,2
20,7
20,6
20,8
20,6
20,4
20,3
20,2
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
TABELLA 4.2 ANALISI Del caso base con soffitto radiante
VOCI
1
Temperatura del pannello (°C)
2
Area richiesta (m2)
48,9
54,4
60
65,6
71,1
76,7
41
33
28
24
21
18
3
16
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7842
7842
7842
7842
7842
7842
7842
4
Dispersioni con il bilancio (W)
7520
7517
7516
7515
7515
7515
7514
5
Differ. % fra 4 e 5
-4,1
-4,1
-4,2
-4,2
-4,2
-4,2
-4,2
6
% di soffitto coperto da pannello
48,8
40
33,6
28,7
25
22
19,5
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
170
210,4
253,3
298,4
345,7
394,3
446,3
8
Tempo superf. del pavimento (°C)
23,6
23,6
23,6
23,6
23,6
23,6
23,6
9
Temperatura dell'aria (°C)
19,3
19,3
19,3
19,3
19,3
19,3
19,3
10
Temperatura media radiante (°C)
25,0
25,0
25,0
25,0
25,0
25,0
25,0
11
Temperatura operante (°C)
22,4
22,4
22,4
22,4
22,4
22,4
22,4
è interessante a questo punto analizzare
temperatura del pavimento, che passa dal
il comportamento dell'impianto a soffitto
precedente valore di circa 16°C al valore nel
radiante nei confronti del caso base con
caso di soffitto radiante di quasi 24°C. Questo
altezza del locale di 2,7 m (Tabella 4-2).
vale anche per le pareti, pur se in forma
Il parametro di partenza è la temperatura
meno marcata.
superficiale del pannello radiante che viene
Ne risultano nel complesso dispersioni molto
considerata variabile da un valore minimo
vicine a quelle prima calcolate: nel caso il
di 49°C fino ad un valore massimo di 82°C.
valore di 7,5 kW differisce meno del 4%
In corrispondenza varia l'area di soffitto
rispetto al valore precedente.
interessata dal pannello radiante da un valore
L'indicazione interessante è che la
massimo di 41 m2 (si ricorda che il locale
semplicissima procedura standard dà una
presenta una pianta di 81 m2) ad un valore
sovrastima dei carichi di un sistema di
minimo di 16 m2 (a rigore per l'altezza del
riscaldamento a soffitto radiante di appena
soffitto indicata la temperatura del pannello
il 4% e quindi sembrerebbe appropriata per
non dovrebbe superare i 55°C). Il pannello
una valutazione di prima approssimazione.
viene disposto nella zona centrale del soffitto.
Gran parte dell'analisi degli studiosi americani
La scelta congiunta di temperatura ed area del
qui riassunta per sommi capi è tesa ad
pannello è tesa ad ottenere una temperatura
identificare sotto quali condizioni si possa
operante di 22,5°C, derivante da una
considerare accettabile tale stima di massima.
temperatura media radiante di 25°C e da una
Un primo approfondimento è stato condotto
temperatura dell'aria di poco più di 19°C. La
nei confronti delle proprietà ottiche
temperatura dell'aria, decisamente più bassa
dell'involucro dell'ambiente. In primo luogo
rispetto al caso di un impianto tradizionale,
si è considerata l'emissività del pannello
potrebbe suggerire una drastica riduzione
radiante. Essa è generalmente su valori
delle dispersioni. Quest'effetto è temperato
piuttosto elevati ed i costruttori indicano
dall'incremento di scambio radiante con le
frequentemente un valore di 0,9.
superfici disperdenti, com'è confermato dalla
Per questo motivo il campo analizzato è stato
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
82,2
Analisi del caso base
del locale riscaldato
con un soffitto
radiante in funzione
della temperatura
superficiale del
pannello
93
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
TABELLA 4.3 ANALISI DEL CASO BASE PER DIVERSE EMISSIVITà DEL PANNELLO RADIANTE
VOCI
1
Emissività del pannello
2
Area richiesta (m2)
0,88
0,9
0,92
29
28
27
3
26
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7842
7842
7842
7842
4
Dispersioni con il bilancio (W)
7517
7539
7559
7577
5
Differ. % fra 4 e 5
-4,1
-3,9
-3,6
-3,4
6
% di soffitto coperto da pannello
35,2
33,5
32
30,6
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
241
254,2
267,8
281
8
Tempo superf. del pavimento (°C)
23,5
23,6
23,7
23,8
9
Temperatura dell'aria (°C)
19,2
19,3
19,4
19,4
10
Temperatura media radiante (°C)
25,1
25
24,9
24,8
11
Temperatura operante (°C)
22,5
22,4
22,4
22,4
Analisi del caso base
per una temperatura
superficiale del
pannello di 60°C in
funzione dell'emissività
del pannello
Analisi del caso base
per una temperatura
superficiale del
pannello di 60°C al
variare dell'emissività
di tutto l'involucro
0,94
fra 0,88 e 0,94.
kW. È stato modificato quindi di molto poco
Al crescere dell'emissività si è rilevata
l'errore di sovrastima del metodo canonico
un'apprezzabile riduzione dell'area radiante
(dal 4,1 al 3,4%). Risultati non molto diversi
richiesta, maggiore percentualmente che non
si ottengono variando le emissività anche
l'aumento di emissività.
della rimanente parte dell'involucro, pur con
Ad un aumento dell'emissività del 7% ha
variazioni significative da 0,80 a 0,95 (Tabella
corrisposto una variazione dell'area interessata
4-4). Risulta aumentato con l'emissività lo
dai pannelli radianti da 29,4 m2 a 25,6 m2,
scambio termico per radiazione delle diverse
vale a dire quasi del 15% (la temperatura
superfici. La temperatura superficiale del
superficiale del pannello è stata fissata a
pavimento passa da 22,2°C per un'emissività
60°C). Ne è derivato un aumento degli
media di 0,80 a 24,4°C per 0,94.
scambi con tutte le superfici del locale.
A pari temperatura operante si ha un leggero
Si veda in Tabella 4-3 l'incremento della
incremento della temperatura media radiante
temperatura del pavimento. Questo effetto
ed un corrispondente leggero decremento
ha comportato un leggero aumento delle
della temperatura dell'aria. Il risultato
dispersioni che sono passate da 7,5 a 7,6
complessivo è una piccola riduzione dei
TABELLA 4.4 ANALISI DEL CASO BASE PER DIVERSE EMISSIVITà DELL'INVOLUCRO
VOCI
1
Emissività dell'involucro
0,8
0,85
0,9
0,95
2
Area richiesta (m2)
27
28
28
28
3
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7842
7842
7842
7842
4
Dispersioni con il bilancio (W)
7707
7614
7516
7419
5
Differ. % fra 4 e 5
-1,7
-2,9
-4,2
-5,4
6
% di soffitto coperto da pannello
32,9
33,3
33,6
33,9
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
266,8
259,6
253,3
247,3
8
Tempo superf. del pavimento (°C)
22,2
23,0
23,8
24,4
9
Temperatura dell'aria (°C)
19,3
19,3
19,3
19,3
10
Temperatura media radiante (°C)
24,9
25
25
25
11
Temperatura operante (°C)
22,4
22,4
22,4
22,4
94
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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INDUSTRIALE <<<
TABELLA 4.5 ANALISI PARAMETRICA TAB. 4.2 PER COEFFICIENTE DI CONVEZIONE 5 VOLTE MAGGIORE
VOCI
1
Temperatura del pannello (°C)
2
Area richiesta (m2)
48,9
54,4
60
65,6
71,1
76,7
34
28
24
20
18
16
3
14
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7842
7842
7842
7842
7842
7842
7842
4
Dispersioni con il bilancio (W)
7491
7517
7490
7490
7491
7491
7491
5
Differ. % fra 4 e 5
-4,5
-4,5
-4,5
-4,5
-4,5
-4,5
-4,5
6
% di soffitto coperto da pannello
41,1
33,7
28,3
24,2
21,1
18,5
16,5
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
203,4
251,7
302,5
355,5
410,3
468,7
529,6
8
Tempo superf. del pavimento (°C)
22,9
23,0
23,1
23,1
23,1
23,1
23,1
9
Temperatura dell'aria (°C)
20,1
20,1
20,1
20,1
20,1
20,1
20,1
10
Temperatura media radiante (°C)
23,9
23,9
23,9
23,9
23,9
23,9
23,9
11
Temperatura operante (°C)
22,2
22,2
22,2
22,2
22,2
22,2
22,2
carichi termici all'aumentare dell'emissività.
aumento di ben 5 volte nel coefficiente di
La sovrastima del metodo canonico resta pur
convezione, non si hanno effetti sui carichi.
sempre entro margini modestissimi
Un raddoppio del coefficiente non darebbe
(dall'1,7 al 5,4%).
luogo ad alcuna significativa variazione.
Un altro elemento di incertezza nelle
Un'altra variabile presa in esame è stata
valutazioni, oltre all'emissività delle superfici,
l'entità dei ricambi d'aria con una variazione
è la valutazione del coefficiente di convezione
da 0,5 vol/h fino a 4 vol/h. Si tenga conto
del pannello radiante.
che, in presenza di ventilazione forzata e per
È stato considerato l'effetto di un incremento
esigenze particolari dei locali (presenza di
del coefficiente di convezione del pannello
persone, fumo, ecc.), non è raro trovare livelli
di ben 5 volte. I risultati sono presentati al
di ventilazione prossimi se non superiori ai
variare della temperatura superficiale del
valori più alti considerati.
pannello nella Tabella 4-5. Un confronto
I ricambi d'aria influiscono in maniera rilevante
utile è quello con i valori di Tabella 4-2 a
sul carico termico, sia esso computato con
pari temperatura superficiale del pannello.
il metodo tradizionale che con le valutazioni
L'ingente aumento del coefficiente di
degli scambi radianti.
convezione modifica apprezzabilmente l'area
Questo comporta, a parità di temperatura
di pannello necessaria. Per la temperatura
superficiale dei pannelli, un aumento
superficiale di 49°C si scende da un'area
considerevole della superficie di scambio.
di 41 a 34 m2, dal momento che il pannello
Nell'ipotesi di una temperatura superficiale
scambia una maggiore potenza termica. La
del pannello di 54°C, si passa da un'area di
temperatura operante varia di pochissimo,
33 m2 per 0,5 vol/h a 74 m2 per 4 vol/h. La
ma differiscono i valori della temperatura
prima conseguenza è un aumento consistente
media radiante e della temperatura dell'aria.
della temperatura media radiante che passa
In compenso non si assiste ad alcun
da 25°C a 32,5°C, come si può rilevare in
apprezzabile variazione dei carichi termici. In
Tabella 4-6. In corrispondenza si riduce la
altri termini, anche a fronte di un improbabile
temperatura dell'aria da 19°C ad
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
82,2
Analisi parametrica
della Tabella 4-2
condotta per un
coefficiente di
convezione
del pannello 5 volte
più alto
95
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
TABELLA 4.6 ANALISI DELL'EFFETTO DI RICAMBI D'ARIA CRESCENTI
VOCI
1
Ricambio d'aria (vol/h)
0,5
0,75
1
1,50
2
3
4
2
Area richiesta (m2)
33
37
40
46
52
64
74
3
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7842
8611
9380
10918
12456
15532
18608
4
Dispersioni con il bilancio (W)
7565
8256
8932
10223
11444
13686
15692
5
Differ. % fra 4 e 5
-3,5
-4,1
-4,8
-6,4
-8,1
-11,9
-157
6
% di soffitto coperto da pannello
39,9
43,8
47,7
55,3
62,7
76,4
88,8
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
212,6
211
209,1
206,3
203,8
199,3
196,2
8
Temperatura superf. del pavimento (°C)
23,4
23,8
24,2
24,9
25,6
26,7
27,5
9
Temperatura dell'aria (°C)
19,3
18,8
18,2
17,2
16,3
14,6
13,1
10
Temperatura media radiante (°C)
24,9
25,6
26,3
27,6
28,7
30,8
32,5
11
Temperatura operante (°C)
22,4
22,6
22,7
23,0
23,2
23,6
23,9
Analisi degli effetti della
variazione dell'entità
del ricambio d'aria
(temperatura
superficiale del
pannello 54°C)
appena 13°C con un'apprezzabile limitazione
precedentemente, ad oltre il 15% per i
dei carichi termici legati alla temperatura
maggiori ricambi d'aria considerati. È l'effetto
dell'aria interna, in particolare quello di
più tangibile fra quelli dei vari parametri presi
ventilazione che non risente, come invece
in esame, tanto da suggerire una riduzione
quello delle perdite per conduzione, del
percentuale dei valori di carico stimati con il
maggiore effetto radiante.
metodo canonico secondo quanto suggerito
Il risultato è una ragguardevole riduzione delle
dal diagramma di fig. 4.25, nel quale si
dispersioni complessive rispetto al valore
rappresenta l'entità della riduzione consigliata
stimato con i metodi canonici.
in funzione dei ricambi d'aria. La figura
La sovrastima passa da qualche percento
mostra come questo effetto sia abbastanza
per piccole infiltrazioni, come visto
indipendente dal sistema radiante selezionato,
FIG. 4.25
Riduzione percentuale consigliata nella valutazione del carico termico con sistemi di riscaldamento radiante rispetto al metodo di
calcolo standard ad in funzione del numero di ricambi d'aria orari
% di riduzione rispetto al metodo standard
20
96
18
pannello radiante a 55-65-75°C
16
sistemi radianti ad alta temperatura
14
tubi radianti a gas
12
10
8
6
4
2
0
1
2
ricambi d'aria (vol/h)
3
4
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
TABELLA 4.7 ANALISI DELL'EFFETTO DI SUPERFICI VETRATE CRESCENTI
VOCI
1
Superfici vetrate caso numero
1
2
3
4
5
2
Area di pannello richiesta (m2)
23
28
33
38
43
3
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
6475
7842
9209
10576
11943
4
Dispersioni con il bilancio (W)
6186
7516
8928
10240
11661
5
Differ. % fra 4 e 5
-4,5
-4,2
-3,1
-3,2
-2,4
6
% di soffitto coperto da pannello
27,7
33,6
39,9
45,7
51,8
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
252,9
253,3
253,3
254,2
255,2
8
Temperatura superf. del pavimento (°C)
23,2
23,8
24,3
24,8
25,2
9
Temperatura dell'aria (°C)
19,6
19,3
18,8
18,4
18
10
Temperatura media radiante (°C)
24,6
25
25,6
26
26,6
11
Temperatura operante (°C)
22,4
22,4
22,6
22,7
22,8
quand'anche si trattasse di sistemi a media ed
dispersioni vanno aumentando di pari passo
alta intensità.
con le superfici vetrate.
Può nascere il sospetto che i risultati
Di qui sorge l'esigenza di aumentare l'area
siano legati alla temperatura molto rigida
di pannello radiante. Questo a sua volta fa
selezionata per le condizioni esterne. Certo
aumentare la temperatura media radiante
questo si riflette sul rapido incremento
con una corrispondente riduzione nella
delle dispersioni. Tuttavia un pari effetto si
temperatura dell'aria.
riscontra nei confronti delle perdite termiche
Le minori dispersioni dovute a questo effetto
per conduzione che si manifestano con
sono più che bilanciate da un maggiore
temperature altrettanto basse. L'effetto
scambio per radiazione, in particolare
complessivo dovrebbe essere lo stesso in
attraverso le superfici vetrate.
termini relativi nel caso di temperature esterne
Ciò è suggerito dall'incremento di temperatura
di progetto più moderate. Un'altra possibilità
superficiale del pavimento riportato nella
da valutare è che i risultati siano collegati
Tabella.
alle caratteristiche (forma, dimensioni,
Il risultato complessivo è che la sovrastima
isolamento) dell'ambiente analizzato. Per
del metodo di calcolo tradizionale si riduce da
questo motivo sono state studiate significative
un valore attorno al 4% a poco più del 2%
variazioni nelle caratteristiche stesse. In primo
all'aumentare delle superfici vetrate.
luogo si è studiata una diversa presenza di
Un'altra variazione considerata nell'ambiente
superfici vetrate. I risultati sono presentati
studiato è stata una rilevante variazione nelle
in Tabella 4-7 con valori di vetrata crescenti
trasmittanze delle pareti dell'ambiente con un
da zero (nessuna vetrata, caso 1), al valore
raddoppio dei valori per le pareti laterali (da
selezionato per il caso tipo (caso 2), ad
0,6 a 1,2 W/m2K) con un quasi raddoppio
un'intera parete vetrata (caso 3), ad una
per le superfici vetrate (da 3,3 a 5,7 W/m2K)
parete vetrata e mezzo (caso 4) fino ad
e con un incremento più modesto per soffitto e
arrivare a due pareti in vetro (caso 5). Dato
pavimento, per i quali è maggiore il valore delle
l'elevato valore della trasmittanza del vetro, le
resistenze liminari (da 0,4 a 0,6 W/m2K).
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
Analisi dell'effetto della
presenza di superfici
vetrate: caso l nessun
vetro; caso 2 base;
caso 3 un'intera
parete vetrata; caso
4 una parete vetrata
e mezzo; caso 5 due
pareti vetrate
97
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
TABELLA 4.8 ANALISI COMPARATIVA del caso base e del caso base con trasmittanza doppia
VOCI
1
Caso trattato delle dispersioni
2
Temperarura del pannello
3
Area di pannello richiesta (m2)
4
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
5
Dispersioni con il bilancio (W)
6
Differ. % fra 4 e 5
-4,1
-2,4
7
% di soffitto coperto da pannello
40
60,7
8
Emissione specifica del pannello (W/m2)
210,4
214,2
9
Temperatura superf. del pavimento (°C)
23,7
24,2
10
Temperarura dell'aria (°C)
19,3
18,2
11
Temperatura media radiante (°C)
12
Temperarura operante (°C)
13
Superficie
14
Trasmittanza precedente (W/m2K)
15
Trasmittanza nuova (W/m K)
Analisi comparativa
del caso base e del
caso con trasmittanza
doppia di tutto
l'involucro per tre
temperature superficiali
del pannello
98
2
preced
nuovo
preced
nuovo
preced.
nuovo
54,4
54,4
65,6
65,6
76,7
76,7
33
51
24
37
18
28
7842
12171
7842
12171
7842
12171
7491
11880
7515
11839
7515
11831
-4,2
-2,7
-4,2
-28
28,7
44,1
22
33,9
298,4
300,9
394,3
397,1
23,8
24,7
23,8
24,8
19,3
18,2
19,3
18,2
264
25
26,4
25
26,3
25
22,4
22,7
22,4
22,7
22,4
227
muro l
muro 2
muro 3
muro 4
pavimento
soffitto
1,93
0,57
0,57
0,57
0,4
0,4
3,41
1,14
1,14
1,14
0,57
0,57
I risultati sono riportati in Tabella 4-8 per
dell'ambiente con pianta quadrata via via più
una temperatura superficiale del pannello
ampia e due forme rettangolari.
di 54°C, di 66°C e 77°C. La prima colonna
Le dispersioni crescono al crescere delle
riporta i valori precedentemente calcolati per
dimensioni del locale, perchè aumenta l'area
le trasmittanze selezionate, mentre la seconda
delle superfici disperdenti. L'aumento della
colonna si riferisce ai valori meno favorevoli
superficie richiesta di pannello radiante non si
di isolamento termico appena elencati. L'esito
riflette, però, in questo caso in un incremento
è abbastanza simile a quello visto prima per
della temperatura media radiante. Infatti
le superfici vetrate. La maggiore trasmittanza
l'aumento di superficie di pannello è meno
influisce sulle dispersioni che, a loro volta,
che proporzionale rispetto all'aumento di
impongono una maggiore superficie di
area dell'ambiente. Ne derivano più limitati
pannelli radianti. Questo influisce sulla
fattori di vista con le pareti perimetrali. Di
temperatura media radiante che aumenta.
conseguenza all'aumentare delle dimensioni
La minore temperatura dell'aria non riesce
dell'ambiente il grado di sovrastima tende
a bilanciare l'effetto radiante sulle superfici
leggermente ad aumentare con un'influenza
disperdenti, per cui il grado di sovrastima del
limitata della forma (si considerino le due
metodo di calcolo del metodo tradizionale
piante rettangolari).
si riduce leggermente all'aumentare delle
La Tabella 4.10 si riferisce ad un'altezza del
dispersioni dal 4% a poco più del 2%.
locale via via crescente da un valore minimo
L'ultima serie di parametri variati nello
di 2,4 a 7,6 m. L'incremento di altezza
studio è stata quella relativa alla geometria
comporta un aumento delle superfici laterali
dell'ambiente.
disperdenti e quindi delle dispersioni. Ne
La Tabella 4-9 riporta gli esiti relativi
deriva la richiesta di una maggiore area di
a variazioni nelle dimensioni lineari
pannelli radianti. Questo dovrebbe condurre
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
TABELLA 4.9 ANALISI dell'EFFETTo di dimensioni e forma diversa dell'ambiente considerato
VOCI
1
Lunghezza x Larghezza dell'ambiente (m x m)
6x6
9x9
12x12
12x6
2
Area di pannello richiesta (m2)
15,1
28,1
43,6
28
18,3
3
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
4295
7842
12321
7831
5174
4
Dispersioni con il bilancio (W)
4138
7516
11636
7568
5034
5
Differ. % fra 4 e 5
-3,7
-4,2
-5,6
-3,4
-2,7
6
% di soffitto coperto da pannello
40,7
33,6
29,3
37,6
43,8
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
259,6
253,3
252,6
256,4
260,5
8
Temperatura superf. del pavimento (°C)
23,2
23,8
23,3
23,7
23,5
9
Temperatura dell'aria (°C)
19,1
193
18,9
19,2
19,2
10
Temperatura media radiante (°C)
25,2
25
25,4
25,1
25,1
11
Temperatura operante (°C)
22,5
22,4
22,6
22,5
22,5
ad un incremento corrispondente della
riflette in una sempre minore sovrastima del
temperatura media radiante, senonchè la
metodo tradizionale di calcolo che passa dal
maggiore altezza porta ad un aumento dei
5,1 allo 0,4%, restando sempre entro margini
fattori di vista fra pannello radiante e pareti
ampiamente al di sotto di altri probabili errori
verticali con un conseguente aumento delle
di valutazione (ad esempio sui coefficienti
dispersioni.
liminari esterni).
Quest'effetto è indirettamente confermato da
Le conclusioni di questo studio, presentato
un incremento solo leggero della temperatura
non a caso con tanta ampiezza, sono di
superficiale del pavimento, benchè l'area
grande importanza pratica. La semplice
dei pannelli aumenti più del doppio: il
procedura di valutazione dei carichi termici
fattore di vista del pavimento va riducendosi
adottata sulla base di una temperatura di
all'aumentare dell'altezza del locale. Le
progetto dell'aria fornisce una stima molto
conseguenze complessive di questi effetti
vicina e leggermente in eccesso dei carichi
non sono particolarmente drammatiche. La
termici che ci si deve aspettare da
crescita nelle dispersioni del sistema
sistemi di riscaldamento a soffitto radiante.
radiante all'aumentare dell'altezza del locale si
Questo avviene in una gamma assai ampia
9x4,5
6-IX Analisi degli effetti
di dimensioni e forme
diverse nella pianta
dell'ambiente
considerato
Analisi degli effetti
di una variazione
di altezza del locale
(temperatura
superficiale del
pannello 60°C)
TABELLA 4.10 ANALISI dell'EFFETTo di una variazione di altezza del locale
VOCI
1
Altezza dell'ambiente (m)
2,4
2,7
3
3,7
4,6
6,1
7,6
2
Area di pannello richiesta (m2)
25,5
28
30,1
34,2
40,1
51,7
63
3
Dispersioni secondo ASHRAE (W)
7266
7842
8418
9570
11298
14178
17057
4
Dispersioni con il bilancio (W)
6894
7539
8100
9239
10921
13979
16981
5
Differ. % fra 4 e 5
-5,1
-3,9
-3,8
-3,5
-3,3
-1,4
-0,4
6
% di soffitto coperto da pannello
30,5
33,5
36
40,9
48
61,8
75,3
7
Emissione specifica del pannello (W/m2)
256,1
254,2
254,8
255,8
257,7
256,1
255,2
8
Temperatura superf. del pavimento (°C)
23,1
23,6
23,7
23,7
23,6
23,8
23,7
9
Temperatura dell'aria (°C)
19
19,3
19,2
19
18,7
19
19,1
10
Temperatura media radiante (°C)
25,3
25
25,1
25,3
25,7
25,3
25,2
11
Temperatura operante (°C)
22,6
22,4
22,5
22,6
22,6
22,5
22,5
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
99
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
di tutti i possibili valori dei diversi parametri.
4.5.3 Con quali modalità si procede al
Viene da dire che il metodo è impiegabile in
progetto di massima dell'impianto di
ogni circostanza, fatto salvo il caso in cui si
riscaLdamento a soffitto radiante?
abbia un rilevante ricambio d'aria: in questo
Come si ricordava prima, il dimensionamento
caso la sovrastima dei carichi condurrebbe ad
dell'impianto di riscaldamento a soffitto
un sovradimensionamento non accettabile
radiante richiede la determinazione
dell'impianto, per cui è opportuno applicare
dell'estensione dei pannelli radianti e della
la riduzione percentuale dei carichi calcolati
temperatura e della portata dell'acqua calda
con i metodi tradizionali suggerita
ai pannelli. I due elementi, estensione dei
dalla fig. 4.25.
pannelli e temperatura dell'acqua, sono
La conoscenza del carico termico
collegati, nel senso che, a parità di carico
dell'ambiente da riscaldare, cioè della
termico, quanto più estesi saranno i pannelli,
potenza che i pannelli radianti devono
tanto minore potrà essere la temperatura
cedere all'ambiente, è il punto di partenza
dell'acqua. Ovvero, tanto maggiore sarà la
del progetto dell'impianto di riscaldamento
temperatura dell'acqua, tanto più ridotta potrà
radiante, che richiede di precisare l'entità
essere la superficie dei pannelli.
dell'area di pannello radiante, la temperatura
Nel progetto di massima si può adottare
e la portata d'acqua calda che alimenta i
a questo punto una prima scelta. Dal
pannelli e di verificare l'esistenza di condizioni
momento che il costo dei pannelli radianti
di benessere.
presenta una componente importante
proporzionale alla loro estensione, si può
scegliere una temperatura elevata dell'acqua
FIG. 4.26
Temperatura superficiale massima suggerita per il soffitto radiante in funzione dell'altezza di montaggio (riprodotto per gentile
concessione dell'American Society of Heating Refrigerating and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
altezza rispetto al pavimento (m)
15
12
9
6
3
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
temperatura superficiale del pannello (°C)
100
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
di alimentazione con il vincolo di poter
di riscaldamento alimentato da energia solare,
realizzare condizioni di benessere. La fig. 4.26
impianto anch'esso molto sensibile nelle
si può utilizzare come guida, dal momento
rese alla temperatura di funzionamento, o
che indica i valori massimi consentiti per
alimentato da recuperi termici a temperatura
la temperatura superficiale del pannello in
moderata.
funzione dell'altezza di montaggio. Com'era
In quei casi conviene selezionare una
intuitivo, una maggiore altezza di montaggio
temperatura appropriata al sistema di
è compatibile con più alte temperature per la
produzione del calore prescelto, procedendo
riduzione del fattore di vista. Si vedrà tra poco
poi alla valutazione della temperatura
che la temperatura superficiale del pannello
superficiale del pannello e quindi
è correlabile con la temperatura dell'acqua in
dell'estensione dello stesso. I procedimenti
funzione delle caratteristiche del pannello.
accennati di dimensionamento devono
Ecco che un primo criterio di partenza
necessariamente fare ricorso a codici di
potrebbe essere quello di selezionare una
calcolo. Tuttavia spesso si presenta il bisogno
temperatura un po' al di sotto del valore
di effettuare delle valutazioni di massima,
limite, pervenendo successivamente al
ricorrendo al calcolo manuale o a grafici
dimensionamento del soffitto radiante. Ad
realizzati per questo scopo.
esempio, per un montaggio a 3 m di altezza
Nell'ottica di un calcolo di massima si muove
si può selezionare una temperatura di 45°C
il metodo MTR (Mean Radiant Temperature).
come punto di partenza.
In tale metodo lo scambio per radiazione in
Questa procedura dà per scontato che
un locale è valutato come se ogni superficie
l'acqua calda è prodotta per il tramite di
irradiasse verso una superficie fittizia di area,
un processo di combustione, per cui la
emissività e temperatura che diano come
scelta di una temperatura più o meno alta è
esito lo stesso scambio termico del caso reale.
pressochè in influente sulla resa del processo.
In altri termini è come se si avessero due
Non è sempre così: esistono apparecchi di
superfici, quella Ap del pannello e
combustione che sfruttano parte del calore
quella fittizia Ar, di emissività rispettivamente
latente dei fumi di combustione (caldaie a
εp e εr. Lo scambio termico specifico
condensazione), per i quali una temperatura
è valutabile da:
più bassa scelta per l'acqua calda implica più
qr = σ Fr ( Tp4 - Tr4) elevate rese. Ovvero
dove:
l'impianto può essere alimentato, come
σ = costante di Stefan-Boltzmann
considerato in questo libro, con una pompa
(5,67x1O-8 W/m2K4);
di calore, anch'essa più efficiente a minori
Fr = fattore di scambio termico per radiazione;
temperature di riscaldamento ed addirittura
Tp = temperatura superficiale media del pannello
incompatibile con temperature troppo alte,
(K);
dove troppo alto può voler dire anche 60°C.
Tr = temperatura della superficie fittizia (K).
Ed ancora si potrebbe pensare ad un impianto
Quest'ultima temperatura viene valutata come:
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
(4.12)
101
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 4.27
Scambio termico specifico per radiazione da un soffitto radiante in funzione della temperatura media delle superfici non riscaldate
(AUST) per diverse temperature superficiali del pannello (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating
90
0
11
80
70
90
60
50
70
40
10
0
30
20
0
p=
50
30
10
tem
pe
rat
ura
su
pe
rfic
ial
ed
el
pa
nn
ell
ot
0
13
100
10
temperatura media delle superfici non riscaldate (°C)
Refrigerating and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
100
200
300
400
scambio termico per radiazione
500
600
700
(W/m2)
FIG. 4.28
Temperatura superficiale del lato interno delle pareti esterne in funzione della temperatura dell'aria esterna per diversi valori della
trasmittanza della parete (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating Refrigerating and Air Conditioning
temperatura superficiale del lato interno delle pareti
esterne (°C)
Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
U=0
20
1 (W/m2K)
10
2
3
0
-10
4
5
6
-25
temperatura ambiente = 21°C
-20
-15
-10
-5
0
5
temperatura dell'aria esterna (°C)
102
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
Tr =
∑ Sj εj Tj
ta dell'aria per il tramite del coefficiente di
∑ Sj εj (4.13)
dove le Sj sono tutte le superfici del locale, fatta
eccezione del pannello radiante, con le loro
convezione lato interno αin e dalla trasmittanza Km
della parete, così come realizzato in (4.6):
ts = ta - Km
emissività.
ta - te
αin
Se l'emissività delle varie superfici si può
dove te è la temperatura esterna di progetto.
considerare eguale, la (4.13) fornisce quella stima
Ipotizzando che le pareti non perimetrali
grossolana della temperatura media radiante
abbiano la stessa temperatura dell'aria, è facile,
precedentemente ricordata:
conoscendo l'area di ogni parete, calcolare
Tr =
∑ Sj Tj
∑ Sj
la AUST. La fig. 4.5 collega la temperatura
(4.14)
superficiale cercata con la temperatura dell'aria
La Tr calcolata con la (4.14) viene indicata
esterna per diverse trasmittanze della parete
come la temperatura media delle superfici non
nell'ipotesi di una temperatura interna di 21°C.
riscaldate (AUST - Average Unheated Surfaces
Per temperature interne diverse da 21°C è
Temperature).
possibile la correzione con la fig. 4.29 che, a
Il fattore Fr di scambio termico per radiazione
seconda del divario di temperatura rispetto
andrebbe calcolato da:
a 21°C, in funzione della trasmittanza della
Fr =
1
1
Fp-r
+(
1
εp
-1) +
superficie fornisce l'entità della correzione di
Ap
Ar
(
1
εr
-1)
temperatura rispetto al valore calcolato con la fig.
(4.15)
4.28.
dove Fp-r è il fattore di vista dal pannello alla
Allo scambio termico per radiazione del pannello
superficie fittizia che per soffitti radianti si può
si deve sommare quello per convezione,
porre eguale a 1.
collegato, come visto più volte, alla differenza
L'emissività di tutte le superfici si può porre
di temperatura fra superficie dei pannello e
eguale a 0,9 senza commettere gravi errori. La
ambiente.
valutazione del fattore Fr per un'ampia gamma di
La fig. 4.30 rappresenta lo scambio termico per
locali dà per lo più il valore di 0,87. Ne consegue
convezione di un soffitto radiante in funzione
che lo scambio termico specifico per radiazione
della differenza di temperatura fra superficie
è calcolabile da:
del pannello ed aria. Con degli accorgimenti si
qr = 5 x 10-8[ ( Tp + 273)4 - (AUST + 273)4] (4.16)
possono ottenere dei valori più alti, ad esempio
ed è determinabile a partire dalla conoscenza
lasciando strisce fredde fra i pannelli radianti. Il
della temperatura superficiale dei pannelli e della
valore di figura va considerato come cautelativo.
temperatura media delle superfici non riscaldate.
Lo scambio termico specifico complessivo del
La fig. 4.27 illustra tale relazione: si può partire
pannello radiante consente di determinarne
dalla temperatura superficiale del pannello e
l'estensione. Valutato infatti il carico termico
dalla AUST, identificando il flusso specifico per
con il procedimento tradizionale riferito ad una
radiazione.
temperatura ambiente di 21°C, con le eventuali
La AUST può essere valutata dalla temperatura
correzioni da apportare per rilevanti entità di
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
103
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 4.29
Correzione da apportare alla temperatura superficiale fornita dalla fig. 4.28 per temperature ambientali diverse da 21°C in funzione
della trasmittanza della parete (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating Refrigerating and Air Conditioning
Correzione della temperatura +- [K]
Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
3
∆t = 21°C-ta
∆t ± 3
2,5
∆t ± 2,5
2
∆t ± 2
1,5
∆t ± 1,5
1
∆t ± 1
0,5
∆t ± 0,5
correzione = ∆t(1-U/9,09)
0
1
2
3
4
Trasmittanza U della parete
5
6
[W/(m2-K)])
ricambio d'aria, si ha l'input termico complessivo
Esempio numerico 4.1
che il sistema radiante deve apportare. Questo
Dato l'ambiente di fig. 4.31, con due pareti
valore, diviso per lo scambio termico specifico
rivolte verso l'esterno con trasmittanza
fornisce l'area di pannelli radianti necessaria.
pari a 0,57 W/(m2K) per le parti in muratura
e a 2,86 W/(m2K) per la vetrata,
calcolare l'area di pannelli radianti necessaria
FIG. 4.30
Scambio termico per convezione di un soffitto radiante in funzione della differenza di temperatura con l'aria. I valori della curva
superiore sono ottenibili con particolari accorgimenti (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating Refrigerating
scambio termico per convenzione
naturale del soffitto riscaldante (W7m2)
and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
100
a
icat
nsif
e
t
n
i
one
vezi
n
o
c
50
to
convezione del soffit
0
5
10
15
20
25
30
35
40
differenza di temperatura alla superficie del pannello (°C)
104
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FIG. 4.31
Schema della ambiente considerato nell'esempio numerico 4.1
te = -5°C
2,2 m
3m
1,2 m
0,8 m
1m
2,1 m
0,9 m
2m
1m
6m
N
per una temperatura superficiale del
a) Determinazione del carico termico
pannello di 40°C.
Il calcolo delle dispersioni procede nel modo
Il locale sottostante non è riscaldato e ad una
seguente.
temperatura di 12°C; la trasmittanza
Parete sud:
del pavimento è pari a 0,85 W/(m2K).
q = A K (ta - te) = 15.6 x 0.57 x (20-(-5)) = 220 W
Eseguire il calcolo per una temperatura
Finestra sud:
dell'aria di 20°C.
q = A K (ta - te) = 2.4 x 2.86 x (20-(-5)) = 171 W
Parete ovest:
q = A K (ta - te) = 12 x 0.57 x (20-( -5)) = 170 W
Il calcolo approssimato secondo il metodo
Pavimento:
MRT può essere suddiviso in tre passi
q = A K (ta - 12) = 24 x 0.85 x (20-12) = 163 W
logici:
Assumendo presenza di isolamento interno, e
a) determinazione del carico termico (che alla
dunque assenza di ponti termici, le dispersioni
luce di quanto esposto nel paragrafo 4.5.2
totali per conduzione ammontano a 724 W.
non si discosta dal metodo tradizionale)
Ad esse si aggiunge il carico termico dovuto a
b) determinazione della AUST e dello
infiltrazioni, che data la presenza di una sola
scambio termico specifico complessivo tra
vetrata possono essere assunte pari a 0.5
pannello e ambiente
volumi/ora. Trascurando il calore latente si
c) calcolo della superficie di pannello
scrive:
necessaria per far fronte al carico.
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q=ρ
n
3600
Vcp (ta - te)=
105
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
1.225
0,5
3600
x 72 x 1006 x (20-(-5)) = 308 W
tpav = ta - Kpav
(ta - 12)
αin
= 20 - 0,85
(20-12)
9,3
= 20 - 0,7 = 19,3°C
nella quale ρ è la densità dell'aria, cp il suo
Ipotizzato che le pareti non perimetrali ed il
calore specifico ed n il numero di volumi/ora
soffitto abbiano la stessa temperatura dell'aria,
di aria in ingresso per infiltrazioni.
si può calcolare la AUST mediante la (4.14):
Il carico termico totale risulta pari a 1032 W.
b) Determinazione dello scambio termico
specifico tra pannello e ambiente
Per determinare lo scambio termico specifico
del pannello radiante a partire dalIa
AUST = Tr =
=
=
∑ Sj Tj
∑ Sj
15,6 x 18,4 + 12 x 18,4 + 2,4 x 11,5 + 24 x 19,3 + (12+18) x20
(12+18)x 2 + 24
1599
84
= 19,0°C
(4.16) si deve valutare la AUST, secondo
Va osservato che nel calcolo precedente non
quanto esposto in precedenza.
si è considerata la porzione di soffitto non
La temperatura superficiale delle pareti
riscaldata, in quanto il fattore di vista tra essa
perimetrali per una temperatura dell'aria
ed il pannello è nullo. A questo punto si legge
esterna di -5°C ed una trasmittanza K = 0,57
dalla fig. 4.27 lo scambio termico specifico
W/(m2K) si determina dalla fig. 4.28, ed è
del pannello per radiazione; la curva tp =
pari a circa 19,3°C. Tale valore si riferisce però
40°C interseca l'ordinata AUST = 19°C per un
ad una temperatura dell'aria interna di 21°C;
valore dell'ascissa qr pari a 120 W/m2.
la correzione da applicare si legge dalla fig.
Lo scambio termico specifico convettivo
4.29 in corrispondenza di K = 0,57 W/(m2K)
per una differenza | tp - ta | di 20°C si ricava
e ∆t = 1°C, e risulta di circa 0,9°C. Ne segue
dalla fig. 4.30, e risulta pari a circa 6 W/m2.
una temperatura superficiale delle pareti
Qualora si abbia l'accortezza di lasciare alcune
perimetrali di 19,3 - 0,9 =18,4°C.
sezioni del soffitto non riscaldate in modo
La temperatura superficiale della vetrata si
da incrementare lo scambio per convezione,
determina analogamente. Dalla figura 4.28 si
quest'ultimo si evince dalla curva (b) in fig.
ricava, per una temperatura dell'aria esterna
6.7, e risulta di circa 36 W/m2.
di -5°C ed una trasmittanza K = 2,86 W/
Se ci si pone in quest'ultimo caso, il pannello
(m2 K), un valore di 12,2°C che va poi
cede complessivamente all'ambiente
corretto, secondo la fig. 4.29, di circa 0,7°C,
156 W/m2.
per arrivare ad una temperatura superficiale
c) Calcolo della superficie necessaria per
interna della vetrata di 12,2 - 0,7 = 11,5°C.
far fronte al carico termico.
La stima della temperatura superficiale del
La superficie di pannelli radianti necessaria
pavimento, in assenza di diagrammi, va
risulta:
calcolata a partire dal coefficiente superficiale
di trasmissione del calore dal lato interno αin
Ap =
1032
156
= 6,6 m2
che da normativa risulta pari a 9,3 W/(m2K):
106
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transizione a turbolento, per cui la resistenza
Per realizzare la temperatura superficiale
corrispondente è generalmente trascurabile
del pannello si deve inviare l'acqua calda ad
rispetto alle altre.
un'adatta temperatura e con un'adeguata
La resistenza conduttiva opposta dalla parete
portata, legate alla resistenza termica
del tubo è legata a spessore e a materiale
opposta dal pannello. Questa è data da una
costituente il tubo. Si calcola con la relazione:
serie di resistenze che, a partire dall'acqua,
annoverano:
ri = resistenza convettiva fra acqua e parete
ln
rt =
( DD )
o
i
2π λt (4.18')
del tubo (per metro di tubo, mk/W);
dove λt è la conduttività del materiale con cui
rt = resistenza conduttiva opposta dalla parete
è realizzato il tubo, di diametro
del tubo (per metro di tubo, mk/W);
esterno Do. La resistenza è trascurabile per
rs = resistenza termica fra tubo e pannello
tubi metallici e va considerata solo per quelli
(per metro di tubo, mk/W);
realizzati in materiali sintetici.
rp = resistenza termica del pannello, (m2k/W);
La resistenza termica rS tra tubo e pannello
rk = resistenza opposta da eventuali coperture
dipende dalla struttura del pannello stesso.
del pannello stesso, (m2k/W).
Alcune valutazioni per pannelli piuttosto
diffusi sono offerti dalla fig. 4.32.
La resistenza totale del pannello ru deve
Più problematica risulta la valutazione
tener conto che le resistenze che coinvolgono
della resistenza rp del pannello. Infatti, dal
la tubazione e cioè ri, rt ed rs vanno riferite
momento che i tubi dell'acqua sono spaziati
ad un'area di pannello definita dal passo
di un passo M fra gli assi di due tubi paralleli,
delle tubazioni: infatti la potenza termica che
si avrà un andamento variabile di temperatura
dall'acqua arriva alla superficie di contatto fra
superficiale del pannello, con un massimo in
tubo e pannello viene distribuita su di una
corrispondenza all'asse dei tubi ed un valore
larghezza di pannello pari al passo M delle
minimo nella mezzeria. Tale andamento
tubazioni. Pertanto la resistenza totale va
risulterà accentuato quanto più piccolo e
valutata da:
meno conduttivo sarà lo spessore dello strato
ru = (rj + rt + rs) M + rp + rk
(4.17)
di pannello al di sotto del tubo.
La resistenza convettiva fra acqua e parete del
Senza scomodare uno studio alle differenze
tubo è facilmente valutabile da:
finite, è stata proposta una soluzione di
ri =
1
π αf Di (4.18)
massima che tratta il pannello alla stregua
di un aletta che dissipa l'energia termica
dove Di è il diametro interno del tubo e αf
dalla parete del tubo verso la superficie del
è il coefficiente di convezione lato acqua.
pannello. La semplificazione fornisce risultati
Dato che la velocità dell'acqua è maggiore
non molto diversi da quelli di uno studio
di 0,2 - 0,3 m/s nei tubi impiegati nei
accurato (Kilkis, ì. B., Radiant ceiling cooling
pannelli radianti, il moto va da regime di
with solar energy: fundamentals, modelling
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107
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
and a case design, ASHRAE Trans. 99 (2),
521-533,1993).
Il punto di partenza è lo scambio termico
specifico per radiazione e convezione qr e
qc del pannello radiante. Di lì si calcolano
i due coefficienti αr e αc di radiazione e di
αc =
qr
Do
2
<x<
M
2
)
è caratterizzata da un modulo m:
m=[
αt
λp L
η=
tr - AUST
qc
] 1/2
(4.20)
tgh (mW)
mW
(4.21)
sia per lo scambio termico radiativo che
tp - ta
convettivo:
Il coefficiente complessivo è αt:
αt = αr + αc
(
L'efficienza di aletta η è pari a:
convezione:
αr =
due tubi
ηr = ηc = η
(4.19)
Ipotizzando una temperatura pari a
Se il pannello presenta una conduttività λp ed
quella massima del pannello (tp)max in
uno spessore L, l'aletta di estensione W dalla
corrispondenza al diametro Do del tubo,
superficie esterna del tubo alla mezzeria fra i
attraverso le due efficienze di aletta si può
valutare lo scambio termico radiativo che
FIG. 4.32
Resistenza termica rp del pannello e resistenza termica
rs, fra tubo e pannello per alcune tipologie di pannelli
(riprodotto per gentile concessione dell'American Society
of Heating Refrigerating and Air Conditioning Engineers
inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
compete all'unità di lunghezza di pannello
relativo ad ogni tubo (1 m di lunghezza ed M
m di larghezza) da:
qr M = (2 W ηr + Do) αr [(tp)max - AUST] (4.22)
Similmente per lo scambio termico convettivo
si ha:
qc M = (2 W ηc + Do) αc [(tp)max - ta]
(4.23)
Si è in grado ora di correlare il valore massimo
di temperatura superficiale del pannello con
la temperatura dell'aria e l'AUST, noto lo
scambio termico totale del pannello. Infatti:
qp = qr + qc
(tp)max =
[qp M + (2 W η + Do) (αr AUST + αc ta)]
(2 W η + Do) αt
(4.24)
Il profIlo di temperatura si può calcolare,
usando sempre la teoria dell'aletta da:
cosh [ m (
tp(x) =
2
- x)]
cosh (mW)
+ ta -
108
M
αr
αt
[(tp)max -ta+
(ta-AUST)
αr
αt
(ta-AUST)]
(4.25)
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INDUSTRIALE <<<
La relazione (4.25) per x = M/2 consente
andranno tenute presente nel calcolo dei
di stimare la temperatura minima del
carichi termici del locale soprastante):
pannello:
twi = tw +
[(tp)max - ta +
(tp)min =
αr
αt
2
Si tratta di confrontare la resistenza incontrata
( ta -AUST)]
+ta-
cosh (mW)
∆tw
αr
αt
(ta-AUST)
(4.26)
dall'energia termica fra acqua e pannello
sottostante con quella relativa alla parte
superiore. A questo scopo si deve conoscere
Qualora esistano delle coperture del pannello
la conformazione del solaio, calcolandone
stesso vi è un'ulteriore resistenza
la resistenza termica rsolaio sempre a partire
variabile, valutabile da:
dall'acqua che scorre nei tubi e quindi
rc =
xc
incontrando nuovamente le resistenze comuni
λc
ri e rt. A questo punto la quota di potenza
con xc spessore della copertura e λc sua
verso l'alto rapportata a quella verso il basso è
conduttività che riduce eventualmente la
pari all'inverso delle rispettive resistenze:
temperatura del pannello da un valore tp ad
q
un valore t'p, tale che:
qp =
qsoff
tp - t’p
=
ru
rsolaio
La potenza termica da fornire
rc
complessivamente è pari allora a:
Calcolato con questa avvertenza il valore di
(tp)max, si può ipotizzare che la temperatura
esterna del tubo sia pari a:
Ltd = (tp)max + qp M
qtot = q (1 +
qsoff
q
)
e la portata d'acqua necessaria per tubo
Do
risulta pari a:
2
λp (4.27)
m=
qtot M
ρ cp ∆tw (4.29)
Di qui a calcolare la temperatura media
Sarà necessario verificare, dato il diametro del
tw dell'acqua il passo è breve; basta far
tubo che la velocità dell'acqua risulti entro un
intervenire le resistenze ri e rt prima
range accettabile e non superiore a 0,6 m/s.
considerate:
tw = qp M [
1
π αf Di
( DD )
ln
+
Esempio numerico 4.2
o
i
2π λt
] + td
Con riferimento all'esempio numerico 4.1,
(4.28)
determinare la temperatura dell'acqua e la
La temperatura di ingresso dell'acqua si
portata d'acqua necessaria.
calcola fissando il salto di temperatura ∆tw per
Eseguire il calcolo per le due tipologie di
la stessa, generalmente posto fra 6 e 10°C,
pannello seguenti.
avendo valutato oltre alla potenza scambiata
1) Pannello a serpentino annegato in un
dal pannello verso la zona sottostante, anche
solaio in calcestruzzo di conduttività pari a
le eventuali dispersioni verso l'alto (che
1,05 W/(mK). Si utilizzano tubazioni di rame
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del diametro interno di 16 mm con un passo
1) Pannello annegato nella struttura del solaio
di 30 cm. Il centro della tubazione si trova
a) Calcolo dell'efficienza d'aletta
35 mm al di sopra del bordo inferiore del
Si inizia il calcolo determinando i coefficienti
solaio, al di sotto del quale vi è uno strato di
di scambio termico specifico per radiazione
intonaco di 15 mm di conduttività pari a 0,93
e convezione αr e αc . Riprendendo i risultati
W/(mK). Superiormente alle tubazioni si trova
dell'esempio numerico 4.1, si ricava:
uno strato di isolante di 20 mm, di
120
qr
αr =
=
= 5,7 W/(m2K)
tp - AUST 40-19
conduttività pari a 0,04 W/(mK). Lo spessore
totale del solaio è di 22,5 cm. La sezione di
tale pannello è rappresentata in fig. 4.33.
αc =
qc
=
tp - ta
36
40-20
= 1,8 W/(m2K)
2) Pannello prefabbricato costituito da
da cui il coefficiente complessivo αt = αr + αc
tubazioni in polietilene reticolato 14x1
= 7,5 W/(m2K).
(diametro esterno di 14 mm e spessore
Con riferimento alla figura 4.33, è possibile
1 mm) fissate mediante clips a pannelli in
trattare la struttura del solaio come un'aletta
alluminio dello spessore di 0,75 mm. La
composta. Le relazioni da (4.20) a (4.28)
struttura del circuito idraulico è a griglia,
rimangono valide, a patto di sostituire ad
con interasse tra le tubazioni di 0,15 m.
L lo spessore totale dell'aletta Stot e alla
Superiormente alle tubazioni si trova uno
conduttività termica del pannello λp la
strato di isolante di 20 mm, di conduttività
conduttività termica equivalente λeq dell'aletta
pari a 0,04 W/(mK). Il solaio sovrastante è
composta:
in calcestruzzo, dello spessore di 20 cm. La
sezione di tale pannello è rappresentata in fig.
4.34.
La conduttività del polietilene reticolato è di
0,38 W/(mK).
Lλ + ∑siλi
nk
λc =
i=l
Stot
=
0,035 x 1,05 + 0,015 x 0,93
0,050
= 1,01 W/(mK)
il modulo m vale:
m= [
7,51
]1/2 = [
] 1/2 = 12,20
λeq Stot
1,01 x 0,050
αt
L'efficienza di aletta η, sia per lo scambio
110
FIG. 4.33
FIG. 4.34
Sezione del soffitto radiante annegato nella struttura
Sezione del soffitto radiante prefabbricato considerato
considerato nell'esempio numerzco
nell'esempio numerico
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Per determinare la temperatura media tw
FIG. 4.35
Analisi del pannello annegato come fosse un
dell'acqua basta tener conto, secondo la
sistema alettato
(4.28), della resistenza convettiva tra acqua
e parete del tubo ri e di quella conduttiva
della parete del tubo rt. Considerato che la
tubazione è in rame, quest'ultima si può
trascurare:
tw = qp M
[πα D +
1
= 156 x 0,30
termico radiativo che per quello convettivo,
è pari a:
η=
=
tgh (12,20 x 0,141)
12,20 x 0,141
= 0,545
tubazione
È ora possibile calcolare la temperatura
superficiale massima del pannello, applicando
la (4.24) dopo aver ricordato che lo scambio
[qp M + (2 Wη + Do) (αr AUST + αc ta)]
(2 Wη + Do) αt
156x0,30+(2x0,141x0,545+0,018) (5,71x19+1,8x20)
71,63
1,29
La temperatura esterna del tubo si calcola con
= 55,5+
[π α x10,016 + 0 ] + 57,4
f
Nu = 0,023 ReO,8 Pr1/3
Il numero di Reynolds si può calcolare
solo ipotizzando la velocità (o la portata)
dell'acqua nella tubazione. Assumendo una
velocità u pari a 0,3 m/s si ottiene:
Re =
ρud
μ
=
μcp
1000 x 0,3 x 0,016
467 x 10 -6
= 10278
= 3,00
λ
Nu = 0,023 ReO,8 Pr1/3 = 53,74
αf = Nu
λ
=
d
53,74 x 0,651
0,016
= 2187 W/m2K
Ne segue
= 55,5°C
ta = (tp)max +
a
porge:
(2x0,141x 0,5450+0,018)x7,51
la (4.27):
]+t
αf per acqua a circa 60°C. Se si assume
Pr =
qp è pari a 156 W/m2:
=
2π λt
Si deve stimare il coefficiente di convezione
termico specifico complessivo
=
Di
utilizzare la relazione di Dittus-Boelter che
b) calcolo della temperatura esterna della
(tp)max =
Do
che il regime di moto sia turbolento, si può
tgh (mW)
mW
i
f
ln
qp M (Stot λeq
1,01
(π x 2187x0,016 +0)+57,4=0,5+57,4=57,9°C
1
La temperatura di ingresso dell'acqua si
Do
)
2
156 x 0,3 ( 0,05 - 0,009)
tw=156x0,30
calcola una volta fissato il salto di temperatura
∆tw che viene qui imposto pari a 6°C:
=55,5+1,9=57,4°C
twi = tw +
∆tw
2
= 57,9 +3 = 60,9°C
d) Stima delle dispersioni verso l'alto e
c) Calcolo della temperatura media dell'acqua
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
calcolo della portata d'acqua necessaria
111
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RESIDENZIALE <<<
Per determinare infine la portata d'acqua
necessaria, si deve determinare la potenza
termica ceduta complessivamente, tenendo
conto anche delle dispersioni verso il locale
complessivamente è
(
Qtot = qp 1+
(
= 1032 1+
sovrastante. È necessario dunque stimare il
qsolaio
qp
0,045
0,657
) = q (1+ r )
ru
p
solaio
) = 1032 x 1,067 = 1101 W
rapporto tra la potenza termica verso l'alto
La portata d'acqua necessaria si ricava di
qsolaio e verso il basso qp owero tra le due
conseguenza;
resistenze complessive, verso l'ambiente
riscaldato ru e verso il locale sovrastante rsolaio.
m=
qtot
ρ cp ∆tw
1101
=
1000 x 4187 x 6
= 4,38 x 10-5 m3/s
Dalla (4.17) si ricava ru;
pari a 158 I/h.
ru = (rj + rt + rs) M + rp + rk
La velocità dell'acqua all'interno del
nella quale:
serpentino è pari a
1
ri =
π x 2187 x 0,016
= 0,00910 mK/W (da 4.18)
u=
rt è trascurabile
m
πd
2
=
4,38 x 10-5
3,14 x 0,016
2
4
rs secondo ASHRAE è trascurabile per
= 0,22 m/s
4
e risulta quindi accettabile.
tubazioni annegate nel solaio
Stot rp =
Do
2
λeq
2) Pannello prefabbricato
=
0,05 - 0,008
1,01
= 0,042 m2k/W
a) Calcolo dell'efficienza d'aletta
I coefficienti di scambio termico specifico per
(da fig. 4.32)
radiazione e convezione αr e αc sono gli stessi
rk è nulla
calcolati in precedenza:
dunque
120
qr
αr =
=
= 5,7 W/(m2K)
tp - AUST 40-19
ru = 0,009 x 0,3 + 0,042 = 0,045 m2K/W
La resistenza rsolaio tiene conto anche
dell'isolamento superiore ed è pari a:
αc =
qc
tp - ta
=
36
40-20
= 1,8 W/(m2K)
rsolaio = (ri + rt ) M + ris + rsoff
da cui il coefficiente complessivo è αt = αr +
dove:
αc = 7,5 W/(m2K).
ri =
1
π x 2187 x 0,016
= 0,00910 mk/W
Il modulo m dell'aletta vale, per una
conduttività termica dell'alluminio λp pari a
rt è trascurabile
ris =
sis
λis
rsoff =
=
ssoff
λsoff
0,02
0,04
=
= 0,5 mK/W
0,162
1,05
FIG. 4.36
Sezione della clip di alluminio per il pannello prefabbricato
impiegato nell 'esempio numerico 4.2
= 0,154 m2K/W
dunque
rsolaio = 0,009 x 0,3 + 0,5 + 0,154 = 0,657 m2K/W
A questo punto, la potenza termica da fornire
112
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del tubo rt. Ad esse si va ad aggiungere la non
210 W/(mK):
m= [
αt
λp L
] =[
1/2
7,51
210 x 0,0075
]
1/2
= 2,18
Prima di proseguire, si osservi che come
trascurabile resistenza di contatto tra tubo e
pannello rs pari a 0.32 mK/W secondo la fig.
4.32:
esposto nella fig. 4.36, la dimensione Do
dell'aletta è pari alla larghezza trasversale della
clip di alluminio. In questo caso; se
tw = qp M
[πα D +
1
i
f
ln
Do
Di
2π λt
Do è pari a 1,5 mm, si ottiene
]+t
a
ln
W = 0,15/2 - 0,0015/2 = 0,074 m
L'efficienza di aletta η, sia per lo scambio
= 156 x 0,15
0,014
[ π α x10,016 + 2π x 0,38 ] + 40,3
0,012
f
termico radiativo che per quello convettivo, è
Si deve stimare il coefficiente di convezione αf
pari a:
per acqua a circa 40°C; tale calcolo richiede
η=
tgh (mW)
mW
=
tgh (2,18 x 0,074)
2,18 x 0,074
= 0,99
un'attenzione maggiore che nel caso 1. Infatti,
data la disposizione a griglia del circuito
idraulico, la velocità del fluido nella tubazione
b) Calcolo della temperatura esterna della
può essere molto inferiore rispetto a quella
tubazione
che si otterrebbe in un circuito a serpentino,
è ora possibile calcolare la temperatura
e il moto di conseguenza può risultare in
superficiale massima del pannello, applicando
regime di transizione, o laminare.
la (4.24) dopo aver ricordato che lo scambio
Per stimare la velocità dell'acqua nella
termico specifico complessivo qp è pari a 156
tubazione, si può utilizzare la (4.29) dopo
W/m2:
aver ipotizzato la quota di dispersioni verso
(tp)max =
=
=
[qp M + (2 Wη + Do) (αr AUST + αr ta)]
(2 Wη + Do) αt
156x0,15+(2x0,074x0,99+0,015) (5,71x19+1,8x20)
44,90
1,12
(2x0,074 x 0,99+0,015)x7,51
= 40,2°C
l'alto. Supponendo quest'ultima pari al 10%
della potenza termica ceduta all'ambiente, si
ottiene:
qtot = qp (1 +
qsoff
qp
) = 156 x (1+0,1) = 172 W/m
2
La portata d'acqua per ciascuna tubazione si
Data l'elevata conduttività termica
ricava dalla (4.29) una volta imposto il salto
dell'alluminio, la temperatura esterna del
termico del fluido, anche in questo caso, a
tubo td si può considerare con buona
6°C. Ipotizzando tubazioni di una lunghezza
approssimazione coincidente con (tp)max
pari a 3 m, si può assumere con buona
approssimazione un salto termico ∆tw,tubo di
c) Calcolo della temperatura media dell'acqua
Per determinare la temperatura media tw
dell'acqua si tiene conto, secondo la (4.28),
2°C per metro lineare:
m=
qtot M
ρ cp ∆tw
=
172 x 0,15
1000 x 4187 x 2
= 3,07 x 10-6 m3/s
della resistenza convettiva tra acqua e parete
La velocità nella tubazione si calcola
del tubo ri e di quella conduttiva della parete
immediatamente dividendo la portata per la
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113
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
sezione:
u=
d) Stima delle dispersioni verso l'alto e
m
π Di
2
3,07 x
=
10-6
3,14 x 0,0122
4
= 0,027 m/s
4
calcolo della portata d'acqua necessaria
Per determinare infine la portata d'acqua
necessaria, si deve determinare la potenza
Il numero di Reynolds risulta, valutando le
termica ceduta complessivamente, tenendo
proprietà dell'acqua a 40°C:
conto anche delle dispersioni verso il locale
Re =
ρud
μ
1000 x 0,014 x 0,012
=
653 x 10 -6
= 597
sovrastante. è necessario dunque stimare il
rapporto tra la potenza termica verso I'alto
Dunque il regime di moto è laminare; per
qsolaio e verso il basso qp ovvero tra le due
individuare l'espressione da utilizzare è
resistenze complessive, verso l'ambiente
necessario calcolare il numero di Graetz:
riscaldato ru e verso il locale sovrastante rsolaio.
Gz = Re Pr +
d
Dalla (4.17) si ricava ru:
l
ru = (ri + rt + rs) M + rp + rk
Il numero di Prandtl per acqua a 50°C vale:
Pr =
μ cp
λ
nella quale:
ri =
= 4,34
1
π x 229 x 0,016
ln
Ne segue, ipotizzando come in precedenza
una lunghezza dei condotti di 3m:
d
Gz = Re Pr +
l
=
597 x 4,34 x 0,012
3
rt =
= 8,51
0,014
0,012
2π x 0,38
= 0,0646 mK/W
da (4.18')
rs = 0,32 mK/W da fig. 4.32
rp è trascurabile data la conduttività elevata
tubazione si ha, assumendo flusso termico
dell'alluminio
specifico ceduto alla parete costante,
rk è nulla
Nu = 4,364. Quindi:
dunque
λ
d
=
4,364 x 0,629
0,012
= 229 W/(m2K)
Riprendendo l'espressione per il calcolo della
temperatura media del fluido, si ottiene
ln
0,014
[π x 229 x 0,016 + 2π x 0,38 ] + 40,3
= 23,4 x [0,087 + 0,0646 + 0,32] + 40,3 = 51,3°C *
tw = 156 x 0,15
114
da (4.17)
Per valori di Gz < 10, per l'intero tratto della
αf = Nu
* Tale temperatura
si discosta da quella
utilizzata per il calcolo
di αf; d'altra parte,
ricalcolando il numero
di Graetz per acqua
a 50°C si ottiene Gz~
~
8,34; dunque il valore
di Nu non cambia, e
αf passa da 229 a
233 Wlm2K, con effetti
trascurabili.
= 0,087 mk/W
1
0,012
La temperatura di ingresso dell'acqua si
ru = (0,087+0,0646+0,32) x 0,15 + 0 = 0,071 m2K/W
La resistenza rsolaio tiene conto anche
dell'isolamento superiore ed è pari a:
rsolaio = (ri + rt ) M + ris + rsoff
dove:
ri =
1
π x 229 x 0,016
ln
rt =
calcola a partire dal salto di temperatura
∆tw che è già stato fissato a 6°C:
twi = tw +
∆tw
2
= 51,3 +3 = 54,3°C
ris =
da (4.18)
0,014
0,012
2π x 0,38
sis
λis
rsoff =
= 0,087 mK/W
=
ssoff
λsoff
= 0,0646 mK/W
0,02
0,04
=
da (4.18')
= 0,5 m2K/W
0,2
1,05
= 0,190 m2K/W
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FIG. 4.37
Diagramma per il calcolo dei soffitti e pavimenti radianti annegati (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating
Refrigerating and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
dunque rsolaio =
(0,087+0,0646+0,32) x 0,15+0,50+0,19 = 0,76 m2K/W
La potenza termica da fornire
complessivamente per metro di tubo risulta:
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qtot = qp (1 +
= 156 (1 +
qsolaio
qp
0,071
0,76
)= qp (1 +
ru
rsolaio
)
) = 156 x 1,093 = 171 W
115
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RESIDENZIALE <<<
che in questo caso risulta praticamente
quello di fig. 4.37. Il grafico richiede il
coincidere con quella stimata al punto c)
calcolo preliminare della resistenza totale del
Ciò permette di considerare validi i calcoli
pannello data da:
effettuati in tale sede; in particolare la
ru = (rt + rs) M + rp + rc
portata d'acqua necessaria risulta in ciascuna
dove stavolta rp è valutato semplicemente dal
tubazione
rapporto fra lo spessore del pannello
m=
qtot M
=
171 x 0,15
ρ cp ∆tw 1000 x 4187 x 6
= 1,03 x 10-6 m3/s x tubo
pari a circa 3,7 l/(h tubo).
e la sua conduttività:
rp =
xp
λp
Se non vi è una grande differenza fra la
Dalla conoscenza della differenza fra l'AUST e
temperatura ambiente e l'AUST ci si può
la temperatura dell'aria e della differenza fra
servire per il calcolo di diagrammi come
la temperatura del pannello e la temperatura
FIG. 4.38
Diagramma per il calcolo dei soffitti radianti prefabbricati (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating
Refrigerating and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)
116
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dell'aria si trova (lato destro del diagramma)
ed a ta +22°C. Esse vanno percorse fino ad
la potenza specifica scambiata. Si usano le
intersecare la verticale corrispondente ad
linee tratteggiate solo se il rapporto fra le
(AUST - ta) = -1. In corrispondenza, sull'asse
resistenze rc e rp è maggiore di 4: questo
sinistro delle ordinate si legge il flusso termico
è inusuale per i soffitti radianti per i quali
specifico ceduto dal pannello:
rc è molto piccolo o nullo. Si usano quindi
ta +19°C
150 W/m2
generalmente le linee a tratto continuo.
ta +22°C
170 W/m2
Nota la potenza totale scambiata dal pannello,
Interpolando si ottiene il flusso termico
dal punto di incontro dell'orizzontale con la
specifico per una temperatura pari a
retta di resistenza totale si porta la verticale
ta +20°C, che risulta essere di circa 156 W/
fino ad incontrare in alto le rette parametriche
m2, in accordo con i risultati dell'esempio
della temperatura media dell'acqua (espressa
numerico 4.1.
come incremento della temperatura dell'aria),
La superficie di pannello radiante necessaria
una volta prescelto il passo M fra le tubazioni.
risulta quindi la stessa, ovvero:
Alcuni esempi numerici chiariranno meglio la
procedura.
Ap =
1032
156
= 6,6 m2
Per i pannelli prefabbricati è stato realizzato
un altro diagramma di impiego simile (fig.
b) Temperatura dell'acqua
4.38).
Il calcolo richiede preliminarmente la
valutazione della resistenza totale del
Esempio numerico 4.3
pannello ru:
Con riferimento agli esempi numerici 4.1
ru = (rt + rs) M + rp + rc
e 4.2, eseguire il dimensionamento ed il
essa è già stata calcolata nel corso
calcolo della temperatura media dell'acqua
dell'esempio numerico 4.2, e risulta pari a
circolante per il pannello a soffitto annegato
0,045 m2K/W.
nella struttura del solaio (caso 1), utilizzando
Si tracci la retta orizzontale corrispondente
il diagramma di fig. 4.37.
a qp = 156 W/m2 fino ad intersecare le due
curve ru = 0,03 m2K/W e ru = 0,05 m2K/W.
a) Superficie del pannello radiante
A partire dai punti di intersezione, si traccino
Il punto di partenza è ancora la temperatura
le rette verticali fino ad intersecare, nella parte
superficiale del pannello, pari a 40°C, ovvero
alta del diagramma, la retta corrispondente a
a ta +20°C. Si ricordi che la AUST è già stata
M = 30 cm.
calcolata nell'esempio 4.1, e risulta pari a
I due punti di intersezione trovati corrispondono
19°C.
ad una temperatura media dell'acqua pari a:
Sul lato destro del diagramma, si individuano
ru = 0,03 m2K/W ta +34°C
le due rette tratteggiate relative al
ru = 0,05 m2K/W
ta +37,5°C
riscaldamento mediante soffitti radianti per
Interpolando si ottiene la temperatura media
una temperatura superficiale pari a ta +19°C
dell'acqua per ru = 0,045 m2K/W;
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RESIDENZIALE <<<
essa risulta pari a ta +36,5°C = 56,5°C.
tra pannello e ambiente, si utilizza la fig.
Tale risultato si discosta di circa 2°C da quanto
4.38, accettando di trascurare la differenza
ottenuto mediante il calcolo per via analitica nel
di 1°C tra la temperatura dell'aria interna
corso dell'esempio numerico 4.2, confermando
(20°C) e la AUST (19°C) che è stata calcolata
la validità del ricorso al metodo grafico.
nell'esempio numerico 4.1.
Nella parte superiore del diagramma si
Esempio numerico 4.4
individua, tra le rette parametriche per soffitti
Con riferimento all'ambiente presentato
riscaldati, quella corrispondente ad una
nell'esempio numerico 4.1, eseguire il
temperatura media dell'acqua di 60°C, e si
dimensionamento ed il calcolo della temperatura
procede fino ad incontrare la retta M = 150
media dell'acqua circolante per un pannello a
mm.
soffitto in alluminio realizzato per estrusione
Da tale punto si traccia la verticale, fino ad
con tubazioni in rame (si veda la fig. 4.32), che
incontrare la curva corrispondente a ta = 20°C.
presenta le seguenti caratteristiche:
L'ascissa del punto di intersezione rappresenta
spessore del pannello s: 0,127 mm
la temperatura media superficiale del pannello
resistenza del pannello ru: 0,035 m2K/W
a soffitto, che risulta di circa 49°C.
interasse tra le tubazioni M: 150 mm
L'ordinata dello stesso punto, Ietta sull'asse
temperatura dell'acqua di alimentazione tin: 65°C
sinistro, rappresenta il flusso termico specifico
salto termico imposto ∆t: 10°C
cercato, ed è pari a circa 210 W/m2.
Per tale tipologia di pannello è possibile utilizzare
La determinazione della superficie di
il diagramma di fig. 4.38.
pannello necessaria a far fronte al carico
termico ambientale di 1032 W (già calcolato
La procedura di dimensionamento differisce
necessariamente da quella utilizzata negli
esempi numerici precedenti: in questo caso
nell'esempio numerico 4.1) è immediata:
Ap =
1032
210
= 4,9 m2
infatti non si parte più dalla temperatura
media superficiale del pannello, ma dalla
4.5.4 Cosa si intende per resa termica di
temperatura dell'acqua a disposizione. Si dovrà
un soffitto radiante e come la si
determinare il flusso termico specifico fornito
determina?
dal pannello a partire dalla temperatura media
La resa termica di un pannello radiante
dell'acqua, per poi procedere al calcolo della
a soffitto non è altro che il flusso termico
superficie di pannello radiante necessaria.
specifico scambiato, ovvero la potenza
Si inizia il calcolo determinando la temperatura
termica scambiata dal pannello per unità
media dell'acqua circolante nel pannello, che
di superficie. Ad esempio, per un pannello
risulta:
alimentato con acqua calda, si tratta di
tw = tin -
∆t
2
= 65 - 5 = 60°C
Per determinare lo scambio termico specifico
118
quantificare il flusso termico che viene
ceduto all'ambiente da 1 m2 di superficie. La
conoscenza di tale grandezza è fondamentale
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nel dimensionamento.
determinazione del flusso termico specifico
La determinazione analitica della resa termica
scambiato dal pannello. Oltre ad essi, ed
di un pannello a soffitto non è semplice. Da
alle espressioni della resa termica fornite dai
un lato, si deve tener conto della conduzione
costruttori all'interno della loro manualistica,
termica attraverso la struttura del pannello,
sono reperibili nella letteratura tecnica
nella quale si instaura un campo termico che
vari procedimenti di diversa complessità e
non è monodimensionale (figura 4.39); quindi
attendibilità.
il calcolo di una resistenza termica equivalente
Nessuno di essi ha però conosciuto una
tra fluido termovettore e superficie del
diffusione così ampia da poterIo considerare
pannello, che permetta di esprimere il flusso
quale metodologia di riferimento. Si tratta
termico specifico come
in generale di metodi semplificati, utilizzabili
qp =
tm - tp
anche nel calcolo manuale; essi presentano,
R
se non altro, almeno il pregio di non doversi
non è immediato.
affidare a quanto dichiarato dai costruttori.
In linea generale, la resa termica dipende da:
Un'ulteriore possibilità consiste nell'analizzare
- parametri legati alla struttura del pannello
il campo termico all'interno del pannello con
quali la geometria della struttura e l'interasse
metodi numerici, quale quelli delle differenze
delle tubazioni, e le caratteristiche termiche
e degli elementi finiti. Uno dei vantaggi di
dei materiali costitutivi;
tali metodi è l'accuratezza dei risultati a cui si
- temperatura media del fluido
perviene.
- temperatura dell'aria e AUST nel locale
Tra gli svantaggi vi è certamente il fatto
sottostante
- come parametro, dalla temperatura dell'aria
nel locale sovrastante.
che ogni singola struttura rappresenta un
caso a sé, che va analizzato singolarmente.
Relazioni di validità più generale si ottengono
Come si è visto nel paragrafo precedente,
solo analizzando più casi al variare di alcuni
il metodo MTR e i diagrammi di fig. 4.37
parametri, e risalendo a delle correlazioni.
e 4.38 sono strumenti utilizzabili per la
FIG. 4.39
Isoterme all'interno di un pannello annegato in un solaio in calcestruzzo armato isolato superiormente (raffrescamento, tfm = 15°C).
Si può notare l'infittirsi delle isoterme nello strato di isolante
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RESIDENZIALE <<<
Diagrammi o espressioni fornite
Uso di metodi numerici: metodi numerici
dai costruttori: la documentazione
quali differenze finite ed elementi finiti
tecnica necessaria al dimensionamento
permettono di analizzare in dettaglio il
comprende una procedura semplificata
campo termico che si instaura in domini
per il dimensionamento dell'impianto ed
non monodimensionali. Dal punto di vista
evidentemente un'espressione della resa
applicativo, esistono diversi programmi al
termica del sistema a pannelli, sia essa
calcolatore con i quali risulta relativamente
analitica oppure tabulata in funzione di diversi
semplice definire il dominio da analizzare.
parametri.
Definite tutte le caratteristiche termiche dei
Nel caso di pannelli metallici, l'espressione
materiali che compongono la struttura e le
della resa termica fornita dal costruttore può
condizioni al contorno, è possibile integrare
ad esempio essere conforme alla norma DIN
l'equazione della conduzione termica sia in
4715-1:
regime stazionario che variabile.
q = C (∆tml )n
Per chiarire le idee, mediante i metodi
dove q è il flusso termico specifico fornito in
numerici è possibile risalire al flusso termico
inverno ed asportato d'estate, C ed n sono
specifico ceduto verso l'alto e verso il
costanti caratteristiche del pannello, mentre
basso dalla struttura in figura 4.39 una
∆tml è la differenza di temperatura media
volta definite: la geometria della struttura
logaritmica tra il fluido termovettore e l'aria
(tutte le dimensioni) e le caratteristiche
ambiente la cui espressione è (nel caso di
termofisiche di interesse di tutti i materiali
raffrescamento):
che la compongono; la temperatura del fluido
tu - ti
∆tml =
ln
120
(4.30)
(4.31)
all'interno della tubazione (condizione a
tamb - ti
contorno); la temperatura dell'aria a contatto
tamb - tu con le superfici sovrastante e sottostante e i
In alternativa, il costruttore può fornire delle
rispettivi coefficienti liminari di trasmissione
resistenze al flusso termico verso il basso
del calore (condizioni a contorno).
e verso l'alto, che permettono il calcolo
Tuttavia, poiché si ottiene una soluzione
immediato della resa termica; più spesso la
numerica e non analitica, non si ha alcuna
resa termica è fornita mediante diagrammi.
informazione su ciò che accade quando alcuni
Possono essere disponibili programmi
dei parametri variano, ad esempio quando
per il dimensionamento al calcolatore,
la temperatura del fluido aumenta di 1°C. È
che però presentano lo svantaggio di
necessario far variare i parametri di interesse,
essere poco trasparenti relativamente alle
e ottenere delle correlazioni tra risultati e
procedure mediante le quali si perviene al
parametri.
dimensionamento. Di conseguenza, spesso
Per alcune tipologie di pannello sono state
manca la possibilità di esprimere un giudizio
determinate delle conduttanze equivalenti tra
critico sui risultati che da tali software si
tubazione e superficie di soffitto e pavimento;
ottengono.
mediante tali conduttanze C1 e C2, se la
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temperatura del tubo e quella tfm del fluido
nella tabella seguente per alcune tipologie di
si possono assumere coincidenti, il flusso
pannello.
termico si può esprimere semplicemente
Le conduttanze qui presentate non possono
come:
però in alcun modo essere utilizzate per altre
1
qpav = C1 (tfm - tpav) =
1
C1
+
1
αpav
1
qsoff = C2 (tfm - tsoff) =
1
C2
+
tipologie di pannelli.
(tfm - taria,1)
1
Esempio Numerico 4.5
Calcolare per le tre tipologie di pannello
(tfm - taria,2)
descritte nella Tabella 4-11 il flusso termico
αsoff
scambiato rispettivamente a soffitto e al
(4.32)
pavimento soprastante per una temperatura
nelle quali:
media del fluido di 50°C assumendo una
- α indica il coefficiente di adduzione tra la
temperatura media dell'aria nei due ambienti
superficie e l'ambiente, comprendente
di 20°C. Le dimensioni di pianta degli
quindi sia lo scambio termico per
ambienti siano di 5 x 6 m2, la superficie utile
convezione che quello per radiazione;
del pannello sia di 4 x 5 m2
- taria,1 e taria,1 sono rispettivamente la
temperature dell'aria del locale sovrastante
Si applicano innanzi tutto le relazioni (4.33)
e quella dell'ambiente riscaldato con il
per determinare le conduttanze equivalenti
soffitto radiante;
C1 e C2 rispettivamente verso il pavimento
- tpav e tsoff sono rispettivamente le
soprastante e verso il soffitto.
temperature superficiali del pavimento
Ai fini del calcolo si possono utilizzare con
soprastante e del soffitto.
buona approssimazione i valori dei coefficienti
Si verifica che C1 e C2 sono indipendenti dalla
superficiali di trasmissione del calore fissati
temperatura del fluido, e dipendono invece
dalla normativa, e pari a 5,8 W/m2K per
dai coefficienti liminari di trasmissione del
soffitto più caldo dell'aria sottostante e a 9,3
calore per soffitto e pavimento sovrastante a
W/m2K per pavimento più caldo dell'aria
αpav e αsoff:
sovrastante
C1 = A1 + D1 αpav + E1 αsoff
C2 = A2 + D2 αpav + E2 αsoff
(4.33)
I valori dei coefficienti A, D ed E sono riportati
Pannello in laterizio e calcestruzzo,
Valori dei coefficienti
da utilizzare nelle
relazioni (4.33) per
tre diffuse tipologie di
pannello radiante
passo = 33 cm, Ø = ½''
C1 = A1 + D1 αpav + E1 αsoff
TABELLA 4.11 VALORI DEI COEFFICIENTI
PANNELLO
(solaio isolato verso l'alto)
A1
D1
E1
A2
D2
E2
Laterizio e calcestruzzo,
passo = 33 cm, Ø = ½''
Risc.
0,951
0,003
-0,020
5,161
-0,010
0,109
Calcestruzzo armato
passo = 30 cm, Ø = ½''
Risc.
Raffr.
1,166
1,096
0,006
0,007
-0,033
-0,028
6,666
6,904
-0,023
-0,016
0,165
0,064
Alluminio, tubo in PB
14x1O, passo = 12,5 cm
Risc.
Raffr.
0,400
0,399
0,0003
0,0003
-0,005
-0,005
59,93
60,37
-0,029
-0,024
0,548
0,405
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
121
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
= 0.951 + 0,003 x 9,3 - 0,020 x 5,8 = 0,863 W/(m2K)
moltiplicando la superficie utile del pannello
C2 = A2 + D2 αpav + E2 αsoff
per il flusso termico specifico appena
= 5,161 - 0,010 x 9,3 + 0,109 x 5,8 = 5,507 W/(m2K)
calcolato:
Pannello in calcestruzzo armato,
Qpav = (5 x 4) x 23,7 = 474 W
passo = 30 cm, Ø = ½''
Qsoff = (5 x 4) x 84,7 = 1695 W
C1 = A1 + D1 αpav + E1 αsoff
= 1,166 + 0,006 x 9,3 - 0,033 x 5.8 = 1,030 W/(m2K)
Pannello in laterizio e calcestruzzo,
C2 = A2 + D2 αpav + E2 αsoff
passo = 30 cm, Ø = ½''
= 6,666 - 0,023 x 9,3 + 0,165 x 5,8 = 7,117 W/(m2K)
qpav =
1
1
1,030
Pannello in alluminio con tubazioni in
+
1
(50-20) = 27,8 W/m2
9,3
polibutilene (PB) 14x10, passo 12,5 cm:
C1 = A1 + D1 αpav + E1 αsoff
= 0,400 + 0,0003 x 9,3 - 0,005 x 5,8 = 0,252 W/(m2K)
qsoff =
1
1
7,117
C2 = A2 + D2 αpav + E2 αsoff
+
1
(50-20) = 95,9 W/m2
5,8
= 59,93-0,029 x 9,3 + 0,548 x 5,8 = 61,868 W/(m2K)
Qpav = (5 x 4) x 27,8 = 557 W
Determinate le conduttanze equivalenti per
Qsoff = (5 x 4) x 95,9 = 1917 W
ciascuna tipologia di pannello, si calcola il
flusso termico specifico scambiato utilizzando
Pannello in alluminio con tubazioni in
le (4.32).
polibutilene (PB) 14x10, passo 12,5 cm:
Pannello in laterizio e calcestruzzo,
qpav =
passo = 33 cm, Ø = ½''
qpav = C1 (tfm - tpav) =
=
0,572
+
1
5,507
qsoff =
αpav
1
+
1
9,3
1
1
+
(50-20) = 7,4 W/m2
1
(50-20) = 159 W/m2
61,868 5,8
Qpav = (5 x 4) x 7,4 = 147 W
Qsoff = (5 x 4) x 159 = 3182 W
1
1
C2
+
(tfm - taria,1)
9,3
1
1
+
1
1
0,252
(50-20) = 23,7 W/m2
qsoff = C2 (tfm - tsoff) =
=
1
C1
1
1
1
1
+
1
(tfm - taria,2)
αsoff
(50-20) = 84,7 W/m2
5,8
Il flusso termico complessivo ceduto si ricava
122
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
CAP. 5
Le sorgenti della pompa
di calore
5.1 GENERALITà
le potenze termiche. Si ipotizza un sistema
L'aria esterna, sorgente termica cui si fa
di regolazione a temperatura variabile
abitualmente ricorso per la pompa di calore,
secondo la retta di regolazione indicata, con
è probabilmente la più sfavorevole dal punto
una differenza di temperatura fra mandata
di vista termodinamico, dal momento che al
e ritorno che si riduce al ridursi del carico.
suo diminuire aumenta il fabbisogno, mentre
Fra 15 e 18°C esterni può essere previsto
la pompa di calore presenta capacità e COP
lo spegnimento della macchina. Il carico
decrescenti.
dell'edificio si considera, per semplicità, ad
Si consideri la fig. 5.1, dove in ascissa
andamento lineare dal valore di progetto
viene rappresentata la temperatura dell'aria
di 70 kW al valore nullo a 20°C esterni. La
esterna, mentre in ordinata si rappresentano
retta crescente rappresenta la capacità di
FIG. 5.1
Carico termico dell’edificio e capacità della pompa di calore ad aria in funzione della temperatura dell’aria esterna. E è il balance point
al di sotto del quale si deve fornire energia ausiliaria. A confronto la capacità di una pompa di calore a terreno a due velocità
ausiliario
90
POTENZA TERMICA (kW)
80
70
60
ad
alore
a di c
p
m
o
p
50
E
40
30
aria
capacità di una
pompa di calore a
terreno a 2 velocità
20
carico dell’edificio
10
0
-5
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
0
10
15
tEMPERATURA DELL’ARIA ESTERNA
123
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
124
riscaldamento della pompa di calore. Un
dell’aria esterna ed un COP più alto. La
punto importante nel dimensionamento
retta di capacità si potrebbe pensare traslata
dell'impianto è, come si ricorderà, l'incrocio
verso l'alto con un punto di equilibrio più a
E fra le due rette: in quel punto si equilibra
sinistra con una maggiore utilizzazione della
la capacità di riscaldamento della macchina
macchina rispetto ad un sistema che richieda
con il carico dell'edificio che così è
una temperatura più alta (ad esempio 50°C),
integralmente soddisfatto dalla pompa di
pur con la stessa macchina. In secondo luogo
calore. Per temperature dell'aria esterna
benefici simili e cumulabili si sarebbero
più alte la pompa di calore soddisfa ancora
potuti ottenere con una sorgente fredda a
integralmente il carico, lavorando parzializzata.
temperatura costante, così come indicato
Per temperature più basse non è più in grado
in figura dai due gradini di potenza di una
di soddisfare integralmente il carico e bisogna
pompa di calore a terreno a doppia velocità
disporre di una sorgente ausiliaria.
che consente di portare il punto di equilibrio
Dati gli elevati costi contrattuali dell'energia
a livelli più bassi di temperatura esterna, pur
elettrica, è improbabile che si faccia ricorso
mantenendo un elevato valore del COP.
come negli USA a resistenze elettriche
A conclusione di queste considerazioni,
riscaldanti, ma è più verosimile il ricorso ad
vale la pena senz'altro prendere in esame
una caldaia ausiliaria a gas. La posizione del
sorgenti fredde diverse dall'aria per la pompa
punto di equilibrio è importante nell'economia
di calore. Alle motivazioni fin qui descritte se
dell'impianto. Se lo si sceglie troppo "a
ne aggiungono altre di non minore rilevanza
destra", la macchina avrà un costo iniziale
che si vogliono qui nuovamente riportare. La
più basso perchè di potenzialità minore, ma
batteria operante sull'aria esterna è soggetta
darà un contributo limitato su base annuale al
allo sfavorevole fenomeno del brinamento,
fabbisogno di riscaldamento. Se lo si sceglie
con problematiche non sempre perfettamente
troppo "a sinistra", il costo iniziale sarà elevato
risolte per quanto attiene al rilievo automatico
per la maggiore potenzialità, con il rischio di
della brina, ai cicli di sbrinamento ed al
lavorare molte ore in regime parzializzato. Per
possibile disagio all'interno dell'edificio nel
una scelta corretta sarà importante conoscere
corso di tali cicli. La movimentazione dell'aria
la curva di frequenza della temperatura
è sovente una sorgente di rumore di non
dell'aria esterna, come si è già analizzato nel
semplice riduzione. Le batterie non sono
capitolo 3.
sempre agevolmente collocabili all'esterno,
Questo esempio permette di sottolineare
se non con soluzioni talvolta esteticamente
alcuni punti importanti. Anzitutto un sistema
discutibili. Un'adeguata movimentazione
di riscaldamento a bassa temperatura, ad
dell'aria può avere costi energetici non
esempio un sistema a pannelli radianti con
trascurabili.
temperature di progetto 30-40°C consente
Benché le sorgenti alternative non possano
una maggiore capacità della pompa di calore
risolvere contemporaneamente in modo
in corrispondenza di una data temperatura
positivo le problematiche appena incontrate
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
per l'aria, la scarsa considerazione (e
favorevoli, con oscillazioni di rado superiori
soprattutto frequenza) con cui sono valutate
ad una decina di gradi attorno a valori medi
fa pensare che dell'aria si apprezzi altamente
dell'ordine di 10-15°C. Esistono, però, dei
l'unico vero vantaggio: la libera ed immediata
vincoli, spesso sopravvalutati, nell'impiego di
disponibilità. Tuttavia i vantaggi delle sorgenti
tali acque, sia a livello di convogliamento che
alternative possono essere così importanti
di salto di temperatura consentito all'acqua
da far sì che sia doveroso per il progettista
prima dello scarico.
prenderle almeno in esame: è indubbio che
Per quanto riguarda le acque sotterranee, la
le utilizzazioni, così limitate nel nostro Paese,
temperatura è ancora più stabile nel corso
non potrebbero che aumentare, come da
dell'anno rispetto alle acque superficiali, con
alcuni anni avviene negli USA ed in molti
valori di rado inferiori ai 10-12°C e spesso
paesi europei.
superiori, in concomitanza anche marginale
di fenomeni di termalismo e per pozzi
5.2 UNA RASSEGNA DELLE SORGENTI
particolarmente profondi. Anche in questo
ALTERNATIVE ALL'ARIA
caso in Italia gli ostacoli sono più di carattere
Come orecchiando gli elementi fondamentali
burocratico-amministrativo che di natura
di Empedocle, dopo aver considerato l'aria,
tecnica.
le sorgenti fredde più importanti per la
A differenza dell'acqua il terreno si può dire
pompa di calore sono l'acqua e la terra. Ad
che sia universalmente disponibile e, se la
esse vanno aggiunti il recupero termico e
tecnica dei tubi orizzontali può richiedere
l'energia atmosferica, in particolare l'energia
ampie estensioni di terreno libero da
solare. è indispensabile dire qualcosa di
costruzioni, quella dei tubi verticali si può
più su ciascuna di queste sorgenti per una
adottare pressoché in qualsiasi situazione.
valutazione di confronto generale, prima di
I problemi tecnici connessi alla sorgente
passarle in rassegna dettagliatamente.
terreno sono stati via via risolti e il terreno
Per quanto riguarda l'acqua bisogna
è attualmente una sorgente fredda per la
distinguere fra acque superficiali (corsi
pompa di calore largamente utilizzata in tutti
d'acqua, laghi, mare) ed acque sotterranee.
i paesi europei di lingua tedesca (Germania,
Non risultano disponibili ovunque e sono
Austria, Svizzera) e negli USA. I livelli di
soggette a tutta una serie di limitazioni e
temperatura variano secondo la tecnica
divieti.
impiegata, la località ed il tipo di terreno.
Per quanto riguarda le acque superficiali l'Italia
In ogni caso si tratta di temperature quasi
è caratterizzata da un esteso sviluppo costiero
sempre favorevoli ed abbastanza stabili nel
che potrebbe consentire un frequente
tempo. L'argomento, non semplice, merita un
ricorso all'acqua di mare ed in molte zone,
successivo opportuno approfondimento.
in particolare nella pianura padana, vi è
Il recupero termico può essere una sorgente
un'ampia presenza di corsi d'acqua e di
con eccellenti caratteristiche, a patto che
laghi. Le temperature sono generalmente
lo scarico di energia da recuperare sia
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
125
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
canalizzato, sufficientemente in fase con il
Si consideri per ora la Tabella 5-I, riassuntiva,
carico e di adeguata entità. Questi requisiti
che fornisce alcune valutazioni sulle
si manifestano nella ventilazione forzata
caratteristiche principali delle possibili sorgenti
degli edifici con scarico canalizzato. Un'altra
fredde per la pompa di calore.
possibilità, quasi mai sfruttata, è lo scarico
Spesso ci si riferisce alle sorgenti fredde
delle acque bianche nei confronti del
come a sorgenti gratuite. Dalla Tabella si vede
riscaldamento dell'acqua calda per usi sanitari,
che vi sono voci come costo iniziale e costo
soprattutto dove il fabbisogno sia rilevante,
operativo che dimostrano come in pratica le
come negli alberghi.
sorgenti non siano affatto gratuite. Da questo
Con il termine suggestivo di energia
punto di vista non va dimenticata la diversa
atmosferica si intendono quelle soluzioni
domanda di energia a basso livello termico
tecniche dove, oltre a trarre energia dall'aria,
per le varie famiglie di pompe di calore. Tale
si utilizza anche la radiazione solare, ovvero
domanda è tanto più forte, quanto più alto è
l'energia termica derivante dal raffreddamento
il COP, per cui risulta maggiore per le pompe
dell'acqua piovana: il sistema più caratteristico
di calore elettriche e minore per le pompe
è il cosiddetto tetto energetico che quasi
di calore termiche. Per fissare le idee una
sempre assolve anche alla funzione
pompa di calore elettrica, con COP pari a 4,
di copertura dell'edificio. Può risultare
per fornire 100 unità termiche ne domanda
interessante talvolta il ricorso a soluzioni
75 dalla sorgente fredda. Una pompa di
miste: ad esempio un tetto energetico
calore termica con COP di 1,5 domanda per
accoppiato ad un sistema a terreno a tubi
lo stesso servizio dalla sorgente fredda 33
verticali consente l'accumulo di energia dalla
unità, cioè meno della metà.
stagione estiva verso quella invernale. Oppure
Caratteristiche delle
varie sorgenti fredde
della pompa di
calore rispetto ad
alcuni parametri di
valutazione. Il numero
crescente di asterischi
è indice di un migliore
comportamento
rispetto alla
caratteristica
considerata
un tetto energetico può costituire una valida
5.3 ACQUE SUPERFICIALI E SOTTERRANEE
integrazione del recupero termico, assumendo
A parità di temperatura con l'aria, l'acqua
eventualmente la funzione di dispersore
presenta caratteristiche di scambio termico di
termico nel funzionamento estivo, quando si
gran lunga migliori ed una capacità termica
ricorra ad un'opportuna esposizione.
decisamente maggiore non solo, ed è ovvio,
Gran parte dei sistemi considerati verranno
a parità di volume, ma anche a parità di
trattati con maggiore estensione nel seguito.
massa: una riduzione di temperatura di 10°C
TABELLA 5.1 CARATTERISTICHE VARIE SORGENTI FREDDE POMPA DI CALORE
Sorgente
Aria
Accessibilità
Disponibilità
nel tempo
Costo
iniziale
Costo
operativo
Livello
termico
Variazioni nella
temperatura
Grado di
standardizzabilità
****
****
****
*
**
*
****
Acque sotterranee
**
****
**
**
****
****
****
Acque superficiali
**
***
***
***
***
**
***
Terreno
***
****
**
**
***
***
***
Solare
**
**
*
***
***
*
**
Recupero
**
**
**
**
****
***
**
126
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
può comportare una variazione di entalpia
e muschi. Fra i costi operativi bisogna
per l'aria di 10 kJ/kg e per l'acqua di 42 kJ/
preventivare la periodica pulizia delle bocche
kg. L'aria può riacquistare la parità solo se
di presa e di scarico e la frequente pulizia
varia il suo contenuto in vapore d'acqua. La
dei filtri, ovvero il ricorso, ove possibile, a filtri
movimentazione dell'acqua è generalmente
autopulenti.
meno costosa dal punto di vista energetico,
Tuttavia l'ostacolo più rilevante non è
con minori problemi di rumore e di ingombro.
di carattere tecnico, quanto piuttosto
La temperatura delle acque superficiali
burocratico-amministrativo. Sarebbe di aiuto
segue con rilevanti smorzamenti quella
una procedura codificata per l'utilizzo delle
dell'aria esterna. Nel nostro Paese raramente
acque superficiali per puri scopi termici. Da
i corsi d'acqua ghiacciano anche a fronte di
un lato ci si deve confrontare con il Magistrato
prolungati periodi con temperatura dell'aria
delle Acque del Genio Civile per le necessarie
al di sotto dello zero. Nel Nord Europa
autorizzazioni, dall'altro con la legge Merli per
non è la stessa cosa, tanto che il massimo
lo scarico dell'acqua, essendo da tale legge
ostacolo allo sfruttamento dei corsi d'acqua
fissato il salto termico massimo consentito
per le pompe di calore è proprio il rischio di
per l'acqua prelevata dal mare, da laghi,
indisponibilità per gelo invernale (si tenga
da corsi d'acqua come fiumi o canali. La
conto che tale rischio si presenta già a
variazione massima fra temperature medie
partire da una temperatura dell'ordine di 4°C
di qualsiasi sezione del corso d’acqua a
nel raffreddamento dell'evaporatore della
monte e a valle del corpo recipiente non
macchina).
deve superare in nessun caso i 3°C oltre 50
Un primo ostacolo per quanto riguarda i
m di distanza dal punto di immissione. Per il
corsi d'acqua anche limitrofi ad eventuali
mare e per le zone di foce dei corsi d’acqua
utilizzazioni di pompe di calore è la variazione
non significativi, la temperatura dello scarico
stagionale di portata d'acqua che può essere
non deve superare i 35°C e l’incremento di
molto rilevante, con riduzioni cospicue di
temperatura del corpo recipiente non deve
livello in particolare nel periodo estivo. In tale
superare in nessun caso i 3°C oltre 1000 m
periodo l'acqua è utile nel funzionamento
di distanza dal punto di immissione (art. 39
della macchina come chiller. Spesso l'acqua
Piano di Tutela delle Acque. Norme Tecniche
potrebbe consentire anche il free-cooling,
di Attuazione - Regione Veneto, dicembre
cioè il suo impiego diretto nell'impianto di
2004). Difficilmente questi diventano gravi
condizionamento per il raffreddamento o per
limiti in presenza di disponibilità d'acqua,
il pre-raffreddamento dell'aria.
dal momento che, anche ai fini di migliori
Oltre all'andamento erratico del deflusso, un
prestazioni della pompa di calore, conviene
altro ostacolo tecnico è quello legato ad un
limitare il raffreddamento dell'acqua a pochi
adeguato filtraggio dell'acqua normalmente
gradi, anche se bisogna prestare molta
ricca di impurità e di solidi in sospensione,
attenzione ai consumi delle pompe di prelievo
con possibili crescite di piante acquatiche
e reimmissione, utilizzando sistemi a portata
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
127
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
128
variabile in presenza di carico decrescente e
dimensioni, si può considerare oramai una
tubazioni di diametro ragionevolmente ampio.
tecnica matura.
Per quanto riguarda l'acqua di mare in Italia,
Il Paese leader in questo campo è senza
dal punto di vista termico si è in condizioni
dubbio l'Olanda, dove è risultato decisivo
molto favorevoli. D'inverno ben difficilmente
l'attivo intervento del NOVEM (Agenzia
la temperatura scende sotto i 10°C, mentre
Olandese per l'Energia e l'Ambiente) per
d'estate non supera quasi mai i 25°C nelle
promuovere questa tecnologia ad elevato
acque costiere. Sono valori adatti sia per
risparmio energetico.
sorgente fredda della pompa di calore
L'acqua sotterranea (acqua di pozzo) è
che di pozzo termico per il chiller, anche
tuttora largamente impiegata in Italia nei
tenendo conto del salto di temperatura
raffreddamenti nell'ambito industriale con
dovuto agli scambiatori di calore che si
limitazioni via via più severe sia nei confronti
devono confrontare con la corrosiva acqua
dello scarico in rete fognaria che del prelievo.
di mare. In questa applicazione può apparire
La limitazione nel prelievo è spesso legata
indispensabile il ricorso a scambiatori realizzati
al progressivo abbassamento della falda. I
in materiale pregiato e costoso come leghe
moderni sistemi di utilizzazione termica delle
di nickel o titanio. Un'altra possibilità è quella
acque sotterranee prevedono la reiniezione
di prendere in considerazione scambiatori
dell'acqua nella falda, sia per limitare o
a piastre in acciaio inox, prevedendo la
annullare il fenomeno prima considerato
periodica sostituzione delle piastre.
dell'abbassamento che per sfruttare la falda
L'acqua di mare potrebbe essere
con funzioni di accumulo stagionale.
un'eccellente soluzione per la climatizzazione
Purtroppo in Italia è proprio questa
degli alberghi nelle località rivierasche, dove
operazione di reiniezione quella
ormai la climatizzazione dell'aria è una scelta
maggiormente controversa. Va detto anzitutto
obbligata. Un primo sottoprodotto della
che la perforazione del terreno e la possibilità
climatizzazione estiva potrebbe essere la
di estrarre acqua dalle falde sotterranee
preparazione dell'acqua calda, mentre l'acqua
richiede l'autorizzazione alle Autorità
di mare potrebbe essere usata sia per un pre-
Provinciali e Regionali. Se la trivellazione
raffreddamento dell'aria di rinnovo che come
supera i 30 metri di profondità deve essere
pozzo termico per il chiller.
comunicata al Servizio Geologico Nazionale.
I vantaggi potenziali di questa utilizzazione
Se si intende prelevare fino ad un modulo
meriterebbero un'analisi più accurata di tutti
d'acqua (100 litri/s) le autorizzazioni
i possibili problemi pratici (prese d'acqua in
vengono concesse dalle Regioni. Se durante
mare, corrosioni, filtraggi, ecc.).
la trivellazione si trova un acquifero si deve
L'impiego delle acque sotterranee, tutt’altro
fare la denuncia di scoprimento d'acqua con
che scevro di problemi tecnici, è confortato
i dati tecnici (livello statico e dinamico, ecc.)
da una vastissima sperimentazione che,
al Magistrato delle Acque, facendo domanda
per la numerosità di realizzazioni di grandi
di sfruttamento. La domanda viene accolta
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
>>>
CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
solo dopo aver interpellato tutti gli enti
calda? Da colloqui con funzionari del
eventualmente interessati (comuni, aziende
Dipartimento per la Geologia e le Attività
d'acquedotto, ecc.), dando la precedenza agli
Estrattive della Regione Veneto sembra che
usi potabili ed irrigui della risorsa idrica..
la forzatura possa essere accettata. In tal
Mentre lo scarico dell'acqua nella rete fognaria
caso per acque geotermiche a profondità
è regolamentato dalla legge Merli, la possibile
non superiore a 400 metri e con potenze
reiniezione in falda per scopi geotermici è
termiche complessive inferiori a 2000 kW,
difficile da reperire nella legislazione italiana.
l'interlocutore è proprio l'autorità regionale
Se ne fa cenno nel DL 132/92, dove all'art.
appena citata che concede l'autorizzazione
8 si afferma che "lo scarico consistente
previa domanda corredata di relazione tecnica
nella reiniezione nella stessa falda per scopi
in cui si forniscano tutti i dati necessari
geotermici [...] è soggetto a preventiva
alla valutazione (finalità dell'operazione,
autorizzazione [...] ai sensi della legge
composizione chimica dell'acqua prima e
319/76 [legge Merli]". Tuttavia in tale legge
dopo, portate, pressioni, sistemi impiegati,
non si parla mai di utilizzazioni geotermiche.
apparecchiature di sicurezza, ecc.).
L'aggiornamento previsto dal DL 245/96
Attualmente in una situazione di grande
modifica l'articolo summenzionato come
incertezza da una regione, ma spesso anche
segue: "lo scarico diretto consistente nella
da una provincia all’altra forse il problema più
reiniezione nella stessa falda o iniezione
rilevante è proprio quello della reiniezione.
in altre falde, che uno studio idrogeologico
Capita che si pretenda che la qualità
dimostri confinate e costantemente inadatte
dell’acqua reiniettata nella falda da cui è stata
a qualsiasi altro uso, in particolare ad usi
tratta non sia, come ragionevolmente ci si
domestici o agricoli, di acque utilizzate a
potrebbe attendere, non peggiore di quella
scopi geotermici [...] è consentito in deroga ai
dell’acqua prelevata, ma con parametri di
divieti stabiliti dall'art. 6 [del DL132/92]".
tipo assoluto, quindi magari migliore. Ben si
Si tratta di capire se l'utilizzo dell'acqua come
capisce che la richiesta è assurda. L’alternativa
sorgente fredda di una pompa di calore possa
spesso è lo scarico nella rete fognaria con
essere considerato geotermico, atteso che le
costi quasi sempre improponibili.
leggi 896/86 e DPR 395/91 forniscono le
Può essere di qualche utilità la traccia di
seguenti definizioni di risorsa geotermica:
iter autorizzativo seguito in Lombardia
a)"l'energia termica derivante dal calore
per l’escavazione dei pozzi di prelievo
terrestre estraibile mediante fluidi
della Residenza Socio Sanitaria di Melzo
geotermici";
e presentata da Cefla Group alla Mostra
b)"fluidi da processi naturali di accumulo e
Convegno del 2008. L’elenco delle varie
riscaldamento che vengono estratti sotto
fasi è riportato in Tabella 5-II. Non meno
forma di vapore, acqua calda, salamoia o
complesso è l’iter autorizzativo relativo allo
gas caldi".
scarico delle acque nei pozzi disperdenti
L'acqua a 10-12°C si può considerare
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
(Tabella 5-III). Urge una semplificazione nei
129
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
tabella 5.2
Possibile iter autorizzativo per escavazione pozzi di prelievo di acqua di falda
tabella 5.3
Possibile iter autorizzativo per scarico delle acque di cui alla tabella 5-II
130
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
confronti di un sistema che, più che garantire
inversamente proporzionale allo spessore
la corretta utilizzazione delle acque, sembra
dell'acquifero. Per fissare le idee si consideri
teso a ripartire le responsabilità fra il numero
un acquifero delle spessore di 25 metri con
maggiore possibile di soggetti e a scoraggiare
una porosità del 30%. Se il prelievo stagionale
l’impiego energetico dell’acqua, come invece
è di 50.000 m3 che potrebbe corrispondere
avviene in tutta Europa.
ad una potenza termica installata di circa 150
Dal punto di vista tecnico, una volta
kW, la distanza minima fra i pozzi potrebbe
accertate la disponibilità e le caratteristiche
essere di:
dell'acquifero, si tratta di stabilire in funzione
dmin = 2,25
delle esigenze dell'edificio la portata d'acqua
V
( nπD
)
0,5
= 2,25
( 0,350000
)
π 25
0,5
= 104 m
necessaria e quindi il numero e la dimensione
(5.1)
dei pozzi. Spesso sono sufficienti due pozzi:
Qualora vi sia invece un movimento rilevante
uno di prelievo invernale ed immissione estiva
dell'acqua sotterranea che, comunque,
e l'altro di prelievo estivo e di immissione
difficilmente è superiore a qualche centinaio
invernale. Per evitare il cortocircuito dell'acqua
di metri all'anno, la soluzione più corretta
è opportuno che i due pozzi siano distanziati
è il ricorso a quattro pozzi sulla linea di
sufficientemente in funzione dell'entità della
flusso naturale (fig. 5.2). Nel funzionamento
velocità dell'acqua nella falda.
estivo si opera con l'acqua fredda derivante
Nel caso di velocità trascurabile dell'acqua
dall'immissione invernale nel terreno
di falda, la spaziatura minima fra i pozzi
nel pozzo più a monte del flusso. Nel
è proporzionale alla radice quadrata del
funzionamento invernale si preleva l'acqua
volume d'acqua trattata stagionalmente ed
riscaldata nel funzionamento estivo, traendola
FIG. 5.2
Disposizione di quattro punti di prelievo/immissione dell’acquifero in presenza di movimento di falda
FUNZIONAMENTO ESTIVO
pozzo C2
W1 pozzo caldo
C1: pozzo freddo
Lc
L
flusso naturale
LW
pozzo W2
flusso naturale
FUNZIONAMENTO INVERNALE
pozzo C2
C1: pozzo freddo
Lc
flusso naturale
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
pozzo W2
L
LW
flusso naturale
W1 pozzo caldo
131
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 5.3
Disposizione a due pozzi a diversa profondità
FUNZIONAMENTO ESTIVO
W1 pozzo caldo
C1: pozzo freddo
flusso naturale
flusso naturale
LW
FUNZIONAMENTO INVERNALE
W1 pozzo caldo
C1: pozzo freddo
flusso naturale
LW
flusso naturale
dal pozzo più a valle del flusso. Qualora si
tendenza alla stratificazione dell'acqua in
voglia evitare il raddoppio dei pozzi, un'altra
funzione dei livelli termici. La disposizione
soluzione è quella di sfalsarli in profondità,
è illustrata nella fig. 5.3: nel funzionamento
cercando di trarre partito dalla naturale
estivo si opera su di un solo pozzo a due
FIG. 5.4
Schema di massima dell’impianto di riscaldamento e raffrescamento del centro SAS di Stoccolma basato su di un acquifero
132
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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INDUSTRIALE <<<
FIG. 5.5
Schema per il possibile impiego di acque superficiali come sorgente di una pompa di calore. Nel caso lo scambiatore principale
produce l’anello per la sorgente fredda cui sono collegate le pompe di calore dell’edificio
diverse profondità, traendo l'acqua dalla zona
indicata come UTES (Underground Thermal
più profonda e restituendola in quella più
Energy Storage), intendendo che l'acquifero
superficiale. L'acqua così riscaldata si ritrova
può diventare parzialmente una sorta di
poi nel pozzo posto a valle del flusso naturale
accumulo stagionale che riceve energia
da cui si trae l'acqua nella stagione del
termica nella stagione estiva per cederla in
riscaldamento che viene restituita nel pozzo
quella invernale.
precedente alla maggiore profondità.
Un ottimo esempio di sistemi come questo
Le prestazioni della pompa di calore
è stato realizzato in Svezia per il Centro
dipendono fortemente dalle caratteristiche
Direzionale della SAS nelle vicinanze di
dell'acquifero e da come è stato impostato
Stoccolma nel 1987. Si tratta di un edificio
l'impianto. Solo indicativamente si può
con una superficie utile di 64.000 m2.
dire che, per una caratteristica temperatura
Lo schema di massima dell'impianto è
dell'acquifero di circa 12°C, ci si può attendere
rappresentato in fig. 5.4, dove si vedono
un COP della pompa di calore elettrica fra 4
le pompe di calore collegate tramite uno
e 6. La nota applicazione di pompe di calore
scambiatore di potenza nominale di 2.2
nel riscaldamento del Castello Sforzesco di
MW alla sorgente termica con successiva
Milano ha portato a valori di COP maggiori di
reimmissione nel pozzo freddo: la
7. Si possono ipotizzare cospicui vantaggi nel
sorgente fredda realizza in parte anche un
funzionamento estivo con periodi prolungati
preriscaldamento dell'aria. D'estate il ritorno
di free-cooling. L'applicazione viene spesso
dell'acqua dal pozzo freddo permette di
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
133
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 5.6
Schema per il possibile impiego di acque superficiali come sorgente di una pompa di calore tramite scambiatori a contatto indiretto
realizzati con rotoli di HDPE immersi nell’acqua
scambiare fino a 1.3 MW per il raffrescamento
pari a 3, la portata specifica si può valutare in:
diretto con pannelli radianti. I dati raccolti
750 x 3600
Q=
= 0,215 m3/(kWh) in riscaldamento
4187 x 3 x 1000
nel 1990 danno una fornitura dall'acquifero
GWh nel raffrescamento con un impiego
1333 x 3600
Q=
= 0,382 m3/(kWh) in raffreddamento
4187 x 3 x 1000
complessivo di energia elettrica da parte del
(5.2)
sistema di 1,02 GWh.
Nel caso di acque superficiali sufficientemente
Per quanto riguarda l’impiego delle acque
profonde si possono sfruttare i gradienti
superficiali, nel caso di impiego diretto si deve
di temperatura con prelievo alle quote più
prevedere un circuito aperto nei confronti
basse che garantiscono acqua a temperatura
delle acque di prelievo chiuso su di uno
più alta nel riscaldamento e più bassa nel
scambiatore di calore che a sua volta sarà
raffreddamento a meno che non vi siano
collegato agli evaporatori o ai condensatori
rimescolamenti. Il ritorno dell’acqua va
delle pompe di calore (fig. 5.5.).
realizzato ad una certa distanza dalla bocca di
Il calcolo delle portate d’acqua necessarie
presa e in prossimità della superficie.
è elementare una volta fissato il salto di
Un elemento importante di questi impianti è
temperatura fra ingresso e uscita dell’acqua
la pompa che presenta una prevalenza tanto
allo scambiatore e il COP delle macchine.
maggiore quanto più alto è il dislivello fra
Fissato un salto di 3 K e un COP in
l’acqua superficiale e l’utilizzazione. A questo
riscaldamento pari a 4 e in raffreddamento
vanno aggiunte le consuete perdite di carico,
di 3,41 GWh nel riscaldamento e di 2,96
134
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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FIG. 5.7
Valutazione della lunghezza di coil richiesta in funzione della temperatura di approach per portate specifiche di almeno 0,19 m3/kWh
(funzionamento in riscaldamento) - doc. ASHRAE
SDR 11 HDPE e 3 GPM/Ton portata di liquido
500
lunghezza di coil richiesta (ft/ton)
450
1” hdpe
coils liberi
arrotolati
400
350
300
1-1/4”
250
1-1/2”
200
150
100
-3
-4
-5
-6
-7
-8
temperatura di approach
(temperatura all’uscita del coil - temperatura dell’acqua)
-9
in particolare dello scambiatore di calore e del
condizioni operative.
sistema di filtraggio.
Un’altra possibilità per l’utilizzo delle acque
La pompa può essere del tipo sommerso,
superficiali è quella di attuare uno scambio
ovvero del tipo ad albero verticale con il
intermedio entro l’acqua. Benché questo
motore sopra il livello dell’acqua e la girante
introduca una maggiore caduta di temperatura
sommersa. Si possono avere anche pompe in
complessiva fra acqua disponibile e pompa di
superficie ma con le limitazioni tipiche dovute
calore elimina il grosso problema del filtraggio,
all’altezza minima di aspirazione (NPSH - Net
oltre che della possibilità di gelo. Anche le
Positive Suction Head).
limitazioni di tipo amministrativo possono
Un impianto del genere può consentire il
essere meno stringenti. Gli scambiatori di calore
free-cooling per buona parte della stagione
sono realizzati in polietilene ad alta densità
estiva a spese solo dell’energia richiesta dalla
(HDPE), più raramente in rame o in PVC.
pompa di circolazione.
Lo scambiatore può essere semplicemente
Per avere degli ordini di grandezza una perdita
realizzato con dei coils di tubazione, lasciati
di carico di 20 m c.a. con un rendimento
liberi di aprirsi e immersi tramite dei pesi (fig.
della pompa del 25% comporta una richiesta
5.6).
specifica di energia di 0,2 kWh/m3, a fronte
Le lunghezze richieste sono fornite da
di un raffreddamento di 3,5 kWh. Benchè
grafici che tengono conto delle resistenze
questa situazione sia molto conveniente si
conduttive della parete del tubo e convettive
deve limitare la perdita di carico per le altre
per il serpentino sommerso, validi per
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
135
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RISCALDAMENTO
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FIG. 5.8
Temperatura del terreno indisturbato a diverse profondità per alcuni mesi dell’anno: solo nei primi metri di profondità la temperatura
profondità (m)
del terreno risente delle condizioni che si sono avute in superficie (terreno tipico roccioso del Nord Europa
* Il lettore interessato a
maggiori dettagli può
rivolgersi a queste due
pubblicazioni ASHRAE:
Bose, J.E., Parker,
J.D., McQuiston, F.C.,
1985. Design/Data
Manual for ClosedLoop Ground-Coupled
Heat Pump Systems.
American Society of
Heating, Refrigerating
and Air Conditioning
Engineers, Atlanta, GA.
Kavanaugh, S.P.,
Rafferty, K., 1997.
Ground-Source Heat
Pumps: Design of
Geothermal Systems
for Commercial and
Institutional Buildings.
American Society of
Heating, Refrigerating
and Air Conditioning
Engineers, Atlanta, GA.
136
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
gennaio
luglio
ottobre
aprile
-5
0
5
10
temperatura °C
15
20
25
portate specifiche in raffreddamento o in
5.4 IL TERRENO
riscaldamento pari ad almeno 0,19 m3/
Alle nostre latitudini un sistema molto
kWh. La lunghezza, espressa in ft/ton
impiegato per evitare il congelamento
si può trasformare in m/kW dividendo
dell'acqua nelle tubazioni di distribuzione è
(sostanzialmente) l’ordinata per 10. Il grafico
quello di interrarle ad una certa profondità
di fig. 5.7 vale per scambiatore “arrotolato”
nel terreno, contando nello smorzamento
ed è espresso in funzione della differenza di
delle oscillazioni di temperatura, non solo
temperatura fra l’uscita del serpentino e la
su base giornaliera, ma anche stagionale.
temperatura dell’acqua.
Già a qualche metro di profondità la
Esempio di calcolo: potenza di riscaldamento
temperatura del terreno si stabilizza ad un
10 kW, temperatura dell’acqua superficiale
valore prossimo alla media annuale della
10°C, temperatura dell’impianto 6°C. Portata
temperatura dell’aria (fig. 5.8). Si nota infatti
prevista 0,215x10 = 2,15 m3/h.
un progressivo smorzamento dell’ampiezza
Disposizione dei tubi da 1” in parallelo per
delle oscillazioni di temperatura rispetto a
complessivi 2 tubi. Approach: (6-10) x 1,8 =
quella superficiale ed uno sfasamento per
7,2 °F . Viene prevista una lunghezza di 26 m/
cui le più basse temperature si notano nel
kW; quindi complessivamente sono necessari
periodo primaverile e le più alte nel periodo
260 m di tubo*.
autunnale. A profondità maggiori entra in
gioco anche l'energia termica endogena: oltre
i 30 metri di profondità si riscontra in media
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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un incremento di temperatura di circa 1°C
I sistemi a tubi verticali utilizzano una o
ogni 30 m. Questa media deriva da situazioni
più perforazioni con profondità variabili da
molto differenziate: in alcuni casi l'incremento
valori minimi di 10 m a valori che ormai
può essere anche solo di mezzo grado ogni
possono facilmente superare i 100 m. Le
100 m, mentre capita di avere incrementi per
temperature del terreno non risentono quasi
la stessa profondità di 30°C.
più degli effetti superficiali e spesso risultano
L'utilizzazione del terreno come sorgente
molto favorevoli. Inoltre la superficie di
fredda per la pompa di calore si realizza
pianta richiesta è molto più ridotta del caso
interrando un tubo o più tubi di adeguata
precedente e si sono utilizzati gli stessi pali di
lunghezza, vuoi con uno scambio termico
fondazione dell'edificio.
indiretto con l'evaporatore della macchina
Va rilevato che il raffreddamento indotto
mediante la circolazione di un liquido, vuoi
nel terreno dal suo impiego come sorgente
anche con la tecnica dell'espansione diretta,
fredda, a volte, in funzione del tipo di terreno
realizzando l'evaporatore entro i tubi interrati.
e del dimensionamento del sistema, può non
Le tecniche dei tubi a terreno si dividono in
essere bilanciato dal calore proveniente dagli
due diverse categorie: a tubi orizzontali e a
strati limitrofi. In questo modo la sorgente
tubi verticali.
terreno si raffredda progressivamente fino a
I sistemi a tubi orizzontali vengono interrati
raggiungere una condizione di equilibrio ad
generalmente a piccola profondità, entro
una temperatura più bassa rispetto al terreno
0,8-1,5 m e coinvolgono di solito un'ampia
indisturbato. Ecco che allora si preferisce
superficie sgombra da edifici, al di sotto della
considerare il terreno come un accumulo
quale trovano posto. La pompa di calore si
di grandi dimensioni che può trovare valida
confronta con una temperatura più stabile
utilizzazione nell'impiego annuale come
di quella dell'aria esterna: non si risente
sorgente fredda della pompa di calore o come
delle oscillazioni giornaliere, le variazioni di
pozzo termico della macchina frigorifera con
temperatura sono smorzate e ritardate di
ampie possibilità all'inizio della stagione calda
fase. Questo ritardo di fase può essere, in
di lavorare in free-cooling.
funzione della profondità e della natura del
terreno, dell'ordine di qualche mese, sì che
5.4.1 Scambiatori a terreno orizzontali
la temperatura più bassa si può verificare
L'interesse della tecnica della disposizione
alla fine della stagione del riscaldamento.
dei tubi interrati orizzontali risale negli USA
Benché il terreno risenta del prelievo termico
al 1946: articoli pubblicati su Heating Piping
della pompa di calore e quindi si vada
and Air Conditioning descrivono la teoria e
raffreddando, esso per lo più ritorna dopo
le possibilità applicative. Entro pochi anni da
pochi mesi alla temperatura originaria per gli
allora esiste una letteratura ricca di descrizioni
scambi termici con l'atmosfera. Da questo
di impianti realizzati. Un esempio per tutti è
punto di vista il terreno è una vera e propria
l'impianto a tubi orizzontali realizzato per il
sorgente fredda.
riscaldamento della foresteria dell'Università
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
137
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
di Toronto, descritto nel 1952 sulla rivista
con tubo singolo o plurimo. Alla profondità di
Heating Piping and Air-Conditioning: a fronte
circa 1 m vengono interrati uno o più tubi in
di un compressore da 2,2 kW elettrici si
circuito (fig. 5.9). Per molti anni la soluzione
avevano circa 91 m di tubazione in rame,
più diffusa in Europa è stata invece lo
interrata alla profondità di 1,5 m.
sbancamento di un'adeguata superficie nella
L'interesse per la tecnica cresce fortemente
quale trovano posto le tubazioni disposte in
negli anni '80. In Europa il ricorso a questa
serie o in parallelo (fig. 5.10).
tecnica si riscontra molto più tardi, a partire
Esistono altre soluzioni tecniche più
dal 1968, con descrizioni in letteratura dal
recentemente proposte ed utilizzate. Una
1972. Gli sviluppi negli USA e nei paesi di
possibilità è uno scambiatore a terreno a
lingua tedesca procedono in parallelo, quasi
sviluppo spiraliforme (slinky), interrato a
ignorandosi, fino ai nostri giorni.
profondità di 1-2 m con un'ampia estensione
La disposizione prevalentemente impiegata
di tubo con una superficie occupata più
nel Nord America è quella a sviluppo lineare
limitata (fig. 5.11). Un altro sistema è quello
cosiddetto monopettine o bipettine (fig.
FIG. 5.9
Schemi di scambiatori orizzontali a terreno a trincea
5.12a e b). Infine un’altra possibile soluzione
è quella impropriamente indicata come a
capillare: in realtà si tratta di una molteplicità
di tubi di piccolo diametro posti in parallelo
a formare un’ampia superficie di scambio
termico (fig. 5.13). Queste soluzioni si sono
poi molto diffuse in Europa per la possibilità
di realizzare uno scavo a trincea con un
piccolo escavatore riducendo di molto i costi
di realizzazione.
In un primo tempo per i tubi si impiegavano
138
FIG. 5.10
FIG. 5.11
Schema di scambiatore orizzontale a terreno a
Schema di scambiatore orizzontale a terreno a spirale o
sbancamento
slinky
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FIG. 5.12A
FIG. 5.12B
Schema di scambiatore orizzontale a terreno del tipo a
Schema di scambiatore orizzontale a terreno del tipo a
monopettine
bipettine
metalli cui si è progressivamente rinunciato
lineare di tubo. Per i diametri consueti di
per ragioni di corrosione e di costo. Si usa
tubo il diametro non influisce difatti sulla
ancora il rame rivestito di plastica per sistemi
potenza che si può estrarre, dal momento che
ad espansione diretta.
fattori limitanti sono per lo più la conduttività
Ora si utilizza prevalentemente il Polietilene
termica nel terreno e la resistenza di contatto
ad alta densità ed il Polibutilene, ovvero
con il tubo. La potenza specifica scambiata
il PVC rinforzato, ritenendo di minore
dipende dalla temperatura alla quale l'energia
importanza, rispetto alla resistenza alla
termica viene estratta e dunque può anche
corrosione ed al costo, la scarsa conduttività
incrementarsi, facendo lavorare l'evaporatore
termica. Quest'ultima non è particolarmente
della macchina a più basse temperature. Un
penalizzante, considerati i limitati flussi termici
terreno umido risulta più favorevole di un
in gioco.
terreno asciutto.
Nel dimensionamento il parametro più
Il dimensionamento dello scambiatore
importante è la potenza estraibile per metro
interrato nella trincea è legato al carico
FIG. 5.13
Schema di scambiatore orizzontale a terreno a capillare
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
139
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
massimo e all’andamento del carico
nomogramma proposto dalla normativa
annuale, alle caratteristiche del terreno ed
svizzera SIA D0136.
alle prestazioni che si intendono avere dalla
Esso viene riportato in fig. 5.14. Si divide in
pompa di calore (maggiore la lunghezza della
3 quadranti. Il primo a destra determina a
tubazione, più elevata la temperatura media
partire dalla potenza nominale della pompa di
all’evaporatore della pompa di calore). Un
calore, la potenza richiesta all’evaporatore in
dimensionamento accurato richiede l’impiego
funzione del COP.
di software di simulazione dinamica. Tuttavia
Il quadrante a fianco determina in funzione
per impianti di piccole-medie dimensioni ci si
della tipologia di terreno, le cui caratteristiche
può rifare a grafici e a valutazioni orientative
di conduttività possono essere più o meno
abbastanza attendibili.
buone, l’area di terreno da impiegare. Infine il
Per quanto riguarda la conducibilità termica
quadrante in basso, sempre a partire dal tipo
del terreno, si considerino i seguenti tre tipi di
di terreno fornisce infine la lunghezza di tubo
terreno abbastanza rappresentativi di frequenti
da impiegare.
situazioni:
Tale lunghezza si può considerare quella
• Terreno favorevole: argilloso umido
necessaria per tubo singolo per una
(conduttività termica 1.6 W/mK);
temperatura del fluido che dal terreno arriva
• Terreno medio: sabbioso secco (conduttività
all’evaporatore a valori compatibili con il COP
termica 1 W/mK);
e con un sistema di riscaldamento a bassa
• Terreno sfavorevole: argilloso secco
temperatura (sistemi radianti a pavimento o a
(conduttività termica 0.4 W/mK).
soffitto).
Per piccoli impianti risulta utile un
Qualora si scelga una delle soluzioni indicate
FIG. 5.14
Nomogramma per il calcolo della lunghezza di tubo necessaria a partire dalla potenza di progetto di riscaldamento suggerito dalla
normativa svizzera SIA D0136
[2] 30 W/m2
[1] 40 W/m2
20
potenza evaporatore (kW)
[3] 20 W/m2
15
[4] 10 W/m2
10
COP = 3,5
COP = 3,0
COP = 2,5
5
capacità di riscaldamento (kW)
area in m2
1000
750
500
250
5
lunghezza di tubo (m)
[2] 12 W/m
140
[1] 15 W/m
15
20
500
[1] terreno con elevata conduttività
1000
[2] terreno con buona conduttività ed
esposizione
1500
[3] terreno con discreta conduttività ed
esposizione
2000
[4] terreno asciutto con bassa
conduttività
[4] 8 W/m
[3] 10 W/m
10
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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sopra, in alternativa al tubo singolo si possono
il terreno non particolarmente favorevole a
realizzare delle interessanti riduzioni nello
disposizione (tipo 3) un’area di circa 400 m2
scavo della trincea. Infatti inserendo un tubo
ed una lughezza di tubo singolo di 800 m
quadruplo, benché la lunghezza di trincea non
(circa 10 W/m). Si osservi che un terreno con
si riduca di 4 volte data l’interferenza termica
ottima conduttività ed esposizione (tipo 1)
di un tubo con l’altro, risultati sperimentali
avrebbe comportato una lunghezza di tubo
hanno mostrato che si riduce di 1,9 volte. La
meno della metà.
riduzione delle diverse tipologie è di seguito
Tuttavia se si sceglie, ad esempio la
indicata:
distribuzione bipettine, la lunghezza di trincea
• Monopettine: 2,1;
necessaria anche nella situazione poco
• Bipettine: 2,7;
favorevole incontrata è di 800/2,7=296 m.
• 4 tubi: 1,9;
L’andamento del COP durante la stagione di
• 6 tubi: 2,5;
riscaldamento non è costante ma va via via
• 8 tubi: 2,8.
riducendosi dal momento che il terreno si
Un esempio di calcolo può chiarire come si
raffredda e non fa in tempo a ricaricarsi (fig.
possa procedere.
5.16). La ricarica avverrà fra primavera ed
Si abbia un piccolo edificio con un carico di
estate, agevolata dal fatto che la pompa di
progetto di 12 kW in una zona con terreno
calore lavori a ciclo invertito cedendo il calore
di discreta conduttività ed esposizione.
del condensatore al terreno.
Il nomogramma suggerisce una potenza
richiesta dall’evaporatore di 8,5 kW per un
5.4.2 Scambiatori a terreno verticali
COP di 3,5 (fig. 5.15). Questo comporta per
La tecnica dei tubi verticali si è sviluppata in
FIG. 5.15
Esempio di impiego del nomogramma di fig. 5.14
[2] 30 W/m2
[1] 40 W/m2
20
potenza evaporatore (kW)
[3] 20 W/m2
15
[4] 10 W/m2
10
COP = 3,5
COP = 3,0
COP = 2,5
5
capacità di riscaldamento (kW)
area in m2
1000
750
500
250
5
lunghezza di tubo (m)
[2] 12 W/m
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[1] 15 W/m
15
20
500
[1] terreno con elevata conduttività
1000
[2] terreno con buona conduttività ed
esposizione
1500
[3] terreno con discreta conduttività ed
esposizione
2000
[4] terreno asciutto con bassa
conduttività
[4] 8 W/m
[3] 10 W/m
10
141
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
modo molto rapido negli ultimi dieci anni. Le
tubi verticali per 600 km. Le realizzazioni si
temperature disponibili sono generalmente
sono moltiplicate nei Paesi di lingua tedesca
più favorevoli che per i tubi orizzontali a
(Germania ed Austria) e negli ultimi anni vi è
parità di altre circostanze. Non viene richiesta
stato uno sviluppo anche negli USA.
area di pianta per la disposizione dei tubi se
In linea di principio la tecnica è semplice ed è
non in maniera limitatissima. Le perforazioni,
rappresentata in fig. 5.17. La pompa di calore
che inizialmente di rado superavano i 15 m,
che alimenta generalmente un sistema di
sono ormai normalmente superiori ai 50 m,
riscaldamento a bassa temperatura è collegata
superando a volte i 150 m di profondità.
anche ad un solo scambiatore a terreno a
Le moderne tecniche di perforazione
tubo verticale di adeguata lunghezza. Lo
hanno consentito di ridurre i costi, tanto
scambiatore è realizzato con varie modalità.
più che alcune ditte si sono specializzate
Due sono prevalenti (fig. 5.18): il tubo ad U
proprio nella realizzazione di trivellazioni e
o a doppio U ed il tubo coassiale semplice o
nell'inserzione di scambiatori a terreno a
complesso. Il tubo coassiale è di più semplice
tubi verticali per pompe di calore. Il Paese
inserimento nella perforazione, tuttavia mette
che più rapidamente ha sviluppato questa
a disposizione solo la superficie esterna
tecnologia è la Svizzera, dove si stima siano
per lo scambio termico, con il rischio di un
installate 30.000 pompe di calore (dato
cortocircuito termico fra l'acqua fredda che
2004) a terreno a tubi verticali per una
entra nello scambiatore e quella che ritorna
lunghezza complessiva valutata in oltre
alla pompa di calore. Tale cortocircuito è
4.000 km. Nel solo anno 2002 sono state
limitato dallo spessore della tubazione interna
realizzate perforazioni per pompe di calore a
o da soluzioni come quella prevista dalla
FIG. 5.16
Andamento tipico del COP medio giornaliero di una pompa di calore a terreno a tubi orizzontali durante la stagione di riscaldamento
6
COP medio giornaliero
5
4
3
2
1
0
20 ott
142
9 nov
29 nov
19 dic
8 gen
28 gen
17 feb
8 mar
28 mar
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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FIG. 5.17
FIG. 5.18
Schema di massima di sistema a pompa di calore a terreno
Tipologie di sonde a terreno a tubi verticali
a tubi verticali per un’utenza monofamiliare
ACCUMULO
ACQUA
CALDA
POMPA
DI CALORE
SONDA SEMPLICE A U
SONDA A DOPPIA U
SONDA COASSIALE
SEMPLICE
SONDA COASSIALE
COMPLESSA
RISCALDAMENTO
A PAVIMENTO
RADIANTE
SCAMBIATORE A
TERRENO A TUBI
VERTICALI
sonda coassiale complessa, dove la sezione
Si effettua poi un riempimento con una
centrale così ampia impone basse velocità al
miscela di acqua, cemento e bentonite che ha
liquido con resistenze convettive molto forti.
lo scopo di garantire un buon contatto termico
Si preferisce sempre più spesso la soluzione
fra terreno e parete del tubo, riducendo
con tubo ad U. In una perforazione di 10-15
la resistenza di contatto e portando allo
cm di diametro viene inserito lo scambiatore.
scambiatore con efficacia energia termica dal
FIG. 5.19
Effetto del raffreddamento indotto dallo scambiatore nel terreno in funzione della distanza radiale dal tubo in diversi periodi dell’anno
temperatura terreno roccioso (°C)
10
agosto
8
aprile
6
dicembre
4
febbraio
2
0
0
2
4
6
8
Distanza radiale (m)
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143
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terreno circostante.
m su di un terreno di formazione rocciosa
Esiste anche la possibilità di inserire le
per una perforazione di 105 m realizzata
termosonde nei pali di fondazione dell’edificio
in Svizzera. Il rilievo in agosto mostra
in fase di costruzione con un significativo
l'uniforme temperatura del terreno ad un
vantaggio economico. I tubi in HDPE
valore di circa 8,5°C. Nel mese di dicembre
(polietilene ad alta densità) sono ancorati alle
il prelievo di energia termica ha già prodotto
armature per palificazioni realizzate in getto,
un raffreddamento tangibile fino a 2 m
mentre se i pali sono in cemento centrifugato
di distanza radiale dal tubo. Nel mese di
i tubi sono introdotti nella cavità che poi
febbraio si ha il massimo abbassamento
andrà riempita di cemento. L’inserimento
di temperatura che arriva ad appena 3°C
nella palificazione dà un buon contatto
al livello del tubo. Questo abbassamento
termico fra terreno e tubi con l’avvertenza di
di temperatura richiama energia termica
non scendere assolutamente a temperature
dalle zone circostanti, per cui, quando il
inferiori a 0°C nel funzionamento a pompa
fabbisogno della pompa di calore diminuisce,
di calore per evitare problemi statici alle
la temperatura torna ad aumentare anche
palificazioni. Viceversa in presenza di falda
in vicinanza del tubo, come è evidenziato
acquifera la situazione è normalmente molto
dall'osservazione relativa al mese di aprile.
favorevole.
è evidente come questi andamenti siano
In funzione dell'entità dell'energia termica
fortemente dipendenti dalla natura del
tratta dallo scambiatore il terreno circostante
terreno e dall'intensità del prelievo. Il
si raffredda. Si consideri in fig. 5.19
rischio è una progressiva riduzione nella
l'andamento rilevato alla profondità di 50
temperatura disponibile per la sorgente
FIG. 5.20
Andamento della temperatura di alimentazione alla pompa di calore nel corso dell’anno per 5 stagioni consecutive di riscaldamento a
fronte della domanda termica
144
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fredda che andrebbe diminuendo anno dopo
1°C, l'andamento tende a stabilizzarsi a tutte
anno fino a trovare un punto di equilibrio
le profondità. Il caso considerato è piuttosto
anche a parecchi gradi più in basso che
sfavorevole, sia per la conformazione rocciosa
nella fase iniziale. è quindi importante nella
del terreno di modesta conduttività termica
progettazione essere in grado di effettuare
e priva del vantaggio della presenza di forte
previsioni attendibili sul funzionamento del
umidità, sia per il carico termico assegnato,
sistema, previsioni consentite da programmi
piuttosto elevato, dell'ordine di 110 kWh/m
di calcolo spesso di grande complessità.
anno. Per di più nel clima temperato o
Si consideri l'andamento delle temperature
mediterraneo l’impiego del terreno avviene
di alimentazione della pompa di calore in 5
nella duplice funzione di sorgente termica
stagioni di riscaldamento consecutive in un
per il riscaldamento invernale e di pozzo
impianto per villetta unifamiliare realizzato in
termico per la climatizzazione estiva. Questo
Svizzera con scambiatore profondo 105 m su
implica che viene ridotta la tendenza al
terreno roccioso (fig. 5.20). La temperatura
progressivo abbassamento della temperatura
di ritorno dal terreno risente fortemente del
del terreno che verosimilmente si stabilizza
fabbisogno, fornendo la potenza aggiuntiva a
ad una temperatura assai vicina a quella
prezzo di un abbassamento di temperatura. La
del terreno indisturbato, a meno che il
riduzione di temperatura nel procedere delle
carico estivo non sia così elevato (edifici del
stagioni di riscaldamento è meno accentuato.
terziario) da comportare addirittura un leggero
L'osservazione del profilo di temperatura nel
innalzamento.
terreno conferma (fig. 5.21) che, dopo un
Infatti il sistema a terreno a tubi verticali non
abbassamento di temperatura dell'ordine di
è in realtà una sorgente termica vera e propria
FIG. 5.21
Profilo di temperatura nel terreno in funzione della profondità nel corso degli anni rilevato a piccola distanza da uno scambiatore a tubi
verticali
0
andamenti da dicembre 1986
a settembre 1991
profondità (m)
20
40
60
80
100
8
9
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10
11
12
13
temperatura (°C)
14
15
16
145
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dal flusso termico dalle regioni adiacenti
FIG. 5.22
al campo sonde. Questo flusso termico
Campo sonde a maglia quadrata regolare di piccola
profondità con collegamenti in parallelo
dipende fortemente dalla natura del terreno
e dalla sua conduttività. Da esso deriva la
temperatura finale di stabilizzazione che sarà
tale da bilanciare i flussi termici prelevati
con quelli dalle regioni limitrofe. L’entità di
questi, oltre che dalla conduttività termica del
terreno dipende appunto dalla differenza di
temperatura fra terreno nella zona del campo
sonde e da quella del terreno indisturbato.
È evidente a questo punto che in un campo
come il sistema a tubi orizzontali. In questo
sonde realizzato con una disposizione delle
infatti il terreno si raffredda progressivamente
sonde in linea o a maglia (fig. 5.22) si
nella stagione del riscaldamento per poi
dovrà evitare una distanza troppo ravvicinata
ripristinare nei mesi estivi la sua temperatura
fra le sonde per evitare di penalizzare la
originaria per effetto della maggiore
temperatura per interferenza termica. La fig.
temperatura dell’aria e della radiazione
5.23 illustra bene la situazione.
solare. Nel sistema a tubi verticali, a meno
Essa mostra infatti l’abbassamento di
di una presenza di una falda acquifera in
temperatura del fluido di ritorno dal campo
movimento la sottrazione di calore comporta
sonde nella sua evoluzione temporale per
un graduale raffreddamento, temperato
diverse distanze fra le varie sonde. Per una
FIG. 5.23
Interferenza termica fra sonde diversamente distanziate in funzione del tempo di funzionamento dell’impianto
1
temperatura media sorgente fredda (°C)
distanza fra le sonde
0
5m
-1
3m
-2
-3
-4
1m
-5
146
∞
15 m
0
1
2
tempo (anni)
3
4
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separazione di 15 m non vi è apprezzabile
Un problema che si pone a questo punto è
interferenza e si assiste solo ad una
come si possa correttamente dimensionare
progressiva riduzione nella temperatura
un campo sonde per un sistema di pompa
dovuta alla stabilizzazione dei flussi termici
di calore a terreno. Apparentemente esiste
di cui si è parlato poco sopra. Tuttavia per
una grande libertà di scelta nel rapporto
una distanza di 3 m fra le sonde della maglia
capacità termica della pompa di calore/
si ha una riduzione significativa già dopo il
lunghezza di tubo nel campo sonde. Infatti
primo anno di funzionamento (oltre 0,5°C)
ad una maggiore lunghezza corrisponde
per arrivare dopo 3 anni a quasi 1°C. Si noti la
una temperatura di ingresso all’evaporatore
grave penalizzazione che sarebbe indotta da
della pompa di calore più vicina a quella
una distanza di un solo metro fra una sonda
del terreno con un migliore COP della
e l’altra.
macchina e viceversa ad una lunghezza
Va sottolineato che questi effetti presentano
più ridotta si hanno temperature più basse
intensità diverse in funzione dei carichi
e riduzione di COP. Apparentemente si
che il terreno deve sopportare e quindi del
ha quindi un possibile trade off fra un
dimensionamento del campo sonde, oltre che
maggiore costo iniziale (maggiore lunghezza
dal tipo ed entità del funzionamento estivo.
delle termosonde, anche se parzialmente
Conduttività termica
orientativa (W/mK)
e potenza lineare
specifica (W/m) per
terreni diversi.
I sottosuoli di tipo
sedimentario hanno
conduttività termiche
inferiori a 1,5 W/
mK, i terreni rocciosi
normali fra 1,5 e 3,0
W/mK, mentre le rocce
consolidate conduttive
sono oltre i 3 W/mK
TABELLA 5.4 conduttività termica orientativa
Conduttività termica media
W/mK
Resa orientativa lineare
W/m
Graniti
3,5
80 - 90
Granodioriti
2,5
60 - 70
Gabbri
1,8
40 - 50
Basalti
1,7
40 - 50
Porfidi
1,9
40 - 50
Ossidiane
1,3
30 - 40
Pomici
0,4
20 - 30
Calcari
2,8
60 - 70
Arenarie
2,2
50 - 60
Travertini
2,4
50 - 60
Gesso
2,5
50 - 60
Ghiaia asciutta
0,4
20 - 40
Ghiaia bagnata
1,6
40 - 50
Sabbia asciutta
0,5
30 - 50
Sabbia bagnata
2,3
50 - 60
Limi e argille asciutti
0,6
30 - 50
Limi e argille bagnate
1,8
40 - 50
Rocce eruttive
Rocce sedimentarie
Rocce metamorfiche
Gneiss
2,9
60 - 70
Marmo
2,2
50 - 60
Ardesia
2,4
50 - 60
Altri materiali
Bentonite
0,7
Cemento
1,6
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infatti il rischio è un congelamento locale
FIG. 5.24
del terreno attorno alla termosonda (ice-
Disposizione schematica per il Ground Response Test
lencing) che può comportare un crollo
del possibile scambio termico e quindi la
fermata della pompa di calore. Inoltre non
sono generalmente accettabili temperature
di funzionamento della pompa di calore che
non siano significativamente migliori rispetto
alla sorgente aria esterna. Oltre che il carico
stagionale cui il terreno è sottoposto, assume
grande importanza il carico di picco dal
momento che entra in gioco la criticità negli
strati di terreno immediatamente prossimi alla
termosonda che sono quelli che partecipano
allo scambio termico nel breve periodo.
temperato da una maggiore capacità
Per impianti sotto i 30 kW ci si può rifare a
termica di una stessa pompa di calore per
tabelle per il dimensionamento. In queste
le migliori condizioni di funzionamento)
entra in gioco anzitutto la conducibilità
ed un minore costo di esercizio (COP
termica del terreno. Valori orientativi sono
stagionale più elevato). In realtà esistono
riportati nella Tabella 5-4.
dei vincoli da rispettare. Anzitutto si deve
La Tabella riporta anche dei valori orientativi
evitare una temperatura media nel terreno
di resa lineare delle termosonde.Questi valori
inferiore a -3°C quando il terreno sia umido:
possono essere fortemente alterati per tutti i
suoli porosi dalla presenza di acqua. Qualora
FIG. 5.25
Andamento delle temperature nel Ground Response Test in assenza di input termico per il rilievo della temperatura indisturbata del
terreno (doc. ENEREN Srl)
14,6
14,4
T in
(°C)
14,2
T out
14
13,8
13,6
13,4
13,2
148
0:00
0:14
0:28
0:43
0:58
Ore
1:12
1:27
1:42 1:50
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FIG. 5.26
Andamento delle temperature del Ground Response Test con alimentazione della loop a temperatura prefissata (doc. ENEREN Srl)
45
T in
40
(°C)
35
T out
30
25
20
15
10
0
16
32
48
Ore
63
79
95
111
non si conosca la conducibilità termica del
quantità di calore nota in una loop pilota che
terreno, questa può essere determinata dal
poi farà parte del campo sonde finale. Una
Ground Response Test (test di risposta del
prima fase di misurazione viene condotta
terreno) che viene ormai realizzato di routine
senza resistenze elettriche inserite e serve a
da aziende specializzate nelle perforazioni
conoscere la temperatura media del terreno
per tutti gli impianti a terreno di una certa
indisturbato. Dopo un intervallo di tempo
importanza.
variabile con la diffusività* termica del terreno
L’installazione per il test è rappresentata in
le temperature di ingresso e di uscita nella
forma schematica in fig. 5.24. Si immette una
loop si stabilizzano ed indicano la temperatura
* La diffusività termica
è una proprietà che
indica con quale
velocità si diffonda in
un materiale l’energia
termica. È il rapporto
fra la conducibilità
termica λ (W/mK) del
materiale e il prodotto
fra la densità e il calore
specifico ρcp (J/m3K).
Quest’ultimo indica
quale sia la capacità
termica del materiale
e quanto più elevato
tanto viene ridotta la
rapidità della diffusione
dell’onda termica. In
unità SI la diffusività
termica si esprime in
m2/s.
FIG. 5.27
Determinazione del coefficiente specifico lineare di scambio termico fra terreno e termosonda (W/mK) (doc. ENEREN Srl)
16
14
W/(mk)
12
10
8
6
4
2
0
0
8
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23
41
58
Ore
75
93
110
149
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** Kavanaugh
S. P., Rafferty K.
Ground-source Heat
Pumps, Design of
Geothermal Systems
for Commercial and
Institutional Buildings.
Atlanta: ASHRAE. 1997
del terreno indisturbato o della falda (fig.
progetto di 60-70 W/m.
5.25). Si alimenta poi il terreno per almeno
Per impianti di una certa importanza ci si deve
50 ore alla temperatura prefissata. Una volta a
rifare a modelli di calcolo di tipo numerico
regime le temperature di ingresso e di uscita
che possano realizzare una simulazione
(fig. 5.26) si può valutare dalla conoscenza
dinamica di edificio, pompa di calore e
della potenza termica immessa quale sia il
sistema di scambio termico a terreno. Al di
coefficiente specifico di scambio termico (fig.
là di codici specifici di calcolo realizzati sia in
5.27).
Europa (in particolare in Svezia e Stati uniti
Prima di considerare dei possibili metodi di
da John W. Lund e Göran Hellström) e di
dimensionamento, vale la pena prendere in
Types realizzate nella cornice del più ampio
considerazione la fig. 5.28, dove sono riportati
codice TRNSYS, sono stati proposti anche dei
i valori di capacità termica installata e di
metodi numerici praticabili con qualche fatica
corrispondente lunghezza delle termosonde
in calcolo manuale. In particolare un metodo
per una molteplicità di impianti realizzati ed
cui si fa spesso riferimento è quello elaborato
indicati con cerchietti o triangolini a seconda
in tempi diversi prima da Ingersoll nel 1954
se realizzati in Europa o in Nord America.
e poi perfezionato da Kavanough e Rafferty e
L’interpolazione lineare dei dati suggerisce in
pubblicato su di una guida ASHRAE**.
media 10 m di termosonda per kW termico
Il metodo si basa sull’apparentemente
installato. In funzione del COP della pompa di
semplice relazione di scambio termico
calore si può quindi evincere quale sia la resa
in regime stazionario nel terreno per una
lineare mediamente considerata. Il diagramma
certa lunghezza L della sonda, sulla base
suggerisce una resa specifica in condizioni di
della differenza di temperatura fra terreno
FIG. 5.28
Interpolazione fra lunghezza dei tubi a terreno e potenza termica installata in una molteplicità di impianti a pompa di calore realizzati sia in
Europa che in Nord America
lunghezza dei tubi a terreno (m)
1e+0,5
1E+04
1000
100
10
150
Europa
Nord America
y = 10,4 x
y = 9,6 x
5
10
50 100
500 1000
potenza termica installata (kW)
5000 1E+04
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indisturbato e temperatura media del fluido.
qlc, qlh = carichi di progetto (di picco)
Il calcolo è consentito dalla conoscenza della
necessari per raffrescare (qlc < 0) e riscaldare
resistenza termica del terreno per unità di
(qlh > 0) l’edificio, W;
lunghezza della sonda:
Wc, Wh = potenze elettriche assorbite dal
(tg - tw)
q=L·
R (5.3)
compressore della pompa di calore in
corrispondenza dei carichi di progetto, W;
dove:
PLFm =“fattore di carico/parzializzazione”
q = flusso termico tra fluido che scorre nella
mensile;
singola sonda e terreno, W,
Fsc = fattore di perdita legato al cortocircuito
L = lunghezza totale della sonda, m,
termico in sonda tra tubo di mandata e di
Tg = temperatura media del terreno
ritorno;
indisturato, K,
tg = temperatura del sottosuolo non
Tw = temperatura media del fluido in sonda,
influenzato dalla presenza della sonda, °C;
K;
tp = temperatura di penalizzazione (> 0 in
R = resistenza termica del terreno per unità di
inverno (pedice h) e < 0 in estate (pedice
lunghezza della sonda, (m∙K)/W.
c)), che indica la reciproca influenza termica
La semplicità è solo apparente perché la
tra le sonde attraverso il terreno, °C;
resistenza termica è tutta da determinare e il
twi, two = temperature del fluido entrante nella
processo non è stazionario, bensì dinamico.
ed uscente dalla pompa di calore nei due casi
Il dato che la relazione (5.3) permette di
estivo (pedice c) ed invernale (pedice h), °C;
calcolare è la lunghezza complessiva delle
Rb = resistenza equivalente della sonda, tra
termosonde in funzione del raffrescamento
fluido e bordo sonda (superficie esterna della
(c = cooling) o del riscaldamento
sonda), per unità di lunghezza della sonda,
(h = heating) dell’edificio.
(m∙K)/W;
Le relazioni di calcolo sono le seguenti:
Rga = resistenza termica efficace del terreno
Lc=
qa ·Rga+(qlc -Wc) ·(Rb + PLFm ·Rgm+Rgd ·Fsc)
tg -
Lh=
(
twi+two
2
) -t
c
p
per unità di lunghezza di sonda riferita
all’impulso annuale, (m∙K)/W;
(5.4)
qa ·Rga+(qlh -Wh) ·(Rb + PLFm ·Rgm+Rgd ·Fsc)
tg -
(
twi+two
2
) -t
h
p
Rgm = resistenza termica efficace del terreno
per unità di lunghezza di sonda riferita
all’impulso mensile, (m∙K)/W;
(5.5)
Rgd = resistenza termica efficace del terreno
dove:
per unità di lunghezza di sonda riferita
Lc, Lh = lunghezze totali di perforazione
all’impulso giornaliero, (m∙K)/W.
necessarie rispettivamente per raffrescare
I numerosi termini che consentono il calcolo
(cooling) e riscaldare (heating) l’edificio, m;
meritano un commento separato uno ad uno.
qa = flusso termico netto scambiato
Lc, Lh = si tratta delle lunghezze cercate con
mediamente con il sottosuolo nell’arco di un
valori che generalmente sono diversi l’uno
intero anno, W;
dall’altro. Si sceglierà il maggiore dei due
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
151
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qualora l’esigenza sia il soddisfacimento
riscaldamento sulla base del valore di energia
totale dei carichi. Qualora sia prevalente
rispettivamente richiesta per il raffrescamento
la lunghezza estiva, situazione abbastanza
o il riscaldamento espresso in ore mensili
caratteristica di un edificio del terziario,
equivalenti a pieno carico di raffreddamento
si avranno migliori prestazioni invernali
(τcm) o di riscaldamento (τhm):
e viceversa. Si può anche scegliere una
PLFcm =
lunghezza minore di termosonde, dato il
loro costo elevato, integrando mediante
riscaldamento ausiliario o torre evaporativa
31 x 24 (5.9)
τhm
31 x 24 (5.10)
le esigenze in condizioni di criticità nel
Fsc = viene valutato con valori orientativi come
funzionamento dell’impianto.
quelli indicati in Tabella 5-5.
qa = per valutare il flusso termico netto
tg = temperatura determinata ad esempio dal
scambiato mediamente si devono prima
Ground Response Test o dalla conoscenza
calcolare le potenze termiche di picco per
della temperatura della falda.
raffrescare e riscaldare. Dal calcolo del
tp = può essere suggerita da una figura come
fabbisogno totale di energia per raffrescare
la 5.23 oppure da una tabella come la 5-6.
e riscaldare si calcolano le ore equivalenti
twi, two = sono le temperature desiderate
annuali a pieno carico di raffrescamento (τc)
sia per l’estate (pedice c) che per l’inverno
e di riscaldamento (τh) e si stimano i valori
(pedice h). Sulla base di queste temperature
medi stagionali dei COP in raffrescamento
si calcolano i valori di COP stagionale e da
(COPc) e in riscaldamento (COPc). A questo
queste deriveranno le lunghezze del campo
punto il flusso termico medio netto è dato da:
sonde. Si devono in ogni caso selezionare
(
qh 1qa =
1
COPh
1
)τ + q (1+ COP )τ
h
c
c
dei valori ragionevoli in funzione delle
c
8760
caratteristiche del terreno e della disposizione
(5.6)
delle sonde. La differenza fra le due
qlc, qlh = le potenze di progetto necessarie
temperature è il salto termico fra ingresso ed
si calcolano mediando i valori nelle 6 ore
uscita del fluido termovettore nel terreno e da
attorno al picco di raffreddamento o di
esso dipenderà anche la portata dello stesso.
riscaldamento.
Orientativamente per le condizioni medie
Wc, Wh = sono calcolate in corrispondenza ai
italiane il valore di ingresso nella stagione
carichi appena definiti in funzione del COP
invernale potrebbe essere da 0°C a 6°C
previsto in tali condizioni:
(controllando che per il valore più basso l’aria
(
Wc = qc 1 +
(
Wh = qh 1 -
152
PLFhm =
τcm
1
COPc
1
COPh
)
) non risulti una sorgente migliore) e da 25 a
(5.7)
30°C per l’estate.
Rb = si tratta di una resistenza termica
(5.8)
derivante dalla resistenza termica convettiva
PLFm = viene calcolato mese per mese
fra fluido e parete interna della termosonda
nel periodo di raffrescamento o di
cui si somma in serie la resistenza conduttiva
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TABELLA 5.5 FATTORE DI PENALIZZAZIONE
FATTORE DI CORTO CIRCUITO TERMICO FSC
0,036 (L/s)/kW – ∆t = 6,6°C
0,054 (L/s)/kW – ∆t = 4,4°C
1
1,06
1,04
2
1,03
1,02
3
1,02
1,01
SONDE PER CIRCUITO
Valori del Fattore di
penalizzazione per
corto circuito termico
interno alle sonde Fsc
TABELLA 5.6 PENALIZZAZIONE IN TEMPERATURA A LUNGO TERMINE
ORE EQUIVALENTI DI PIENO CARICO
RISCALDAMENTO / RAFFREDDAMENTO
[h/anno]
PASSO TRA LE
SONDE
[m]
PENALIZZAZIONE IN
TEMPERATURA
tP [K]
LUNGHEZZA SPECIFICA
SONDA
[m/kW]
1000 / 500
4,6
Trascurabile
16,6
1000 / 1000
4,6
2,6
19,5
6,1
1,3
17,8
4,6
4,2
22,5
6,1
2,2
19,7
4,6
7,1
29,9
6,1
3,7
22,0
7,6
1,9
19,4
500 / 1000
500 / 1500
0 / 2000
4,6
Sconsigliato
6,1
5,8
27,4
7,6
3,1
21,8
GRIGLIA 2 X 10
Cf = 0,45
GRIGLIA 5 X 5
Cf = 0,75
GRIGLIA 20 X 20
Cf = 1,14
FATTORI CORRETTIVI PER ALTRE DISPOSIZIONI DI GRIGLIA
GRIGLIA 1 X 10
Cf = 0,36
Penalizzazione in
temperatura a lungo
termine per una
griglia di 10 x 10
sonde verticali e carico
termico nel periodo di
picco di 350 kW.
Resistenza termica
della sonda Rb
[(m∙K)/W] con tubo a
semplice U di HDPE.
I dati di tabella si
riferiscono a moto
turbolento dell’acqua
nei tubi (Numero
di Reynolds Re >
10000). Per Re =
4000 aggiungere
+0,014 (m∙K)/W; per
Re = 1500 aggiungere
+0,040 (m∙K)/W.
TABELLA 5.7 RESISTENZA TERMICA DELLA SONDA
DIAMETRO INTERNO TUBO/SPESSORE [mm]
DIAMETRO PERFORAZIONE 100 mm
DIAMETRO PERFORAZIONE 150 mm
CONDUCIBILITÀ TERMICA DEL RIEMPIMENTO [W/(m∙K)]
0,86
1,73
2,60
0,86
1,73
2,60
20/2,4
0,33
0,16
0,10
0,40
0,19
0,14
25/3
0,29
0,14
0,10
0,35
0,17
0,12
30/3,5
0,26
0,14
0,08
0,31
0,16
0,10
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dello HDPE e dalla resistenza di contatto fra
τ1 = 3650 · 86400 [s]
parete esterna della termosonda e materiale
τ2 = (3650 + 30) · 86400 = 3680 · 86400 [s]
di riempimento della perforazione. Per moto
τf = (3650 + 30 + 0,25) · 86400 = 3680,25 ·
turbolento nei tubi (Re > 10000) si hanno i
86400 [s]
valori di riferimento della Tabella 5-7 in cui
Ad ogni Fo corrisponde un fattore G che
il peso della resistenza convettiva è molto
si può determinare, quando Fo > 2 con la
ridotto. Per valori di Re più bassi la resistenza
seguente relazione:
aumenta in modo non trascurabile ed indicato
G = 0,0758 ln (Fo) + 0,1009 in tabella.
Si è ora praticamente giunti a destinazione,
Rga, Rgm, Rgd = con queste tre resistenze
perché, dopo aver calcolato i tre fattori G
si va al cuore del metodo di calcolo. Infatti
(Gf, G1 e G2) per i tre numeri di Fo, si è in
si ipotizza che il sistema sia sottoposto
grado di calcolare le tre resistenze per unità di
a tre impulsi di flusso termico con una
lunghezza, date rispettivamente da:
periodizzazione di 10 anni (pedice a), di un
Rga =
mese (pedice m) e di 6 ore (pedice d). Per
ciascuna di queste periodizzazioni va calcolato
il numero adimensionale di Fourier (Fo):
Fo =
4 ατ
db2
(5.11)
Gf - G1
λg
Rgm =
G1 - G2
λg
(5.14)
G2
Rgd =
λg
dove α (m2/s) è la diffusività termica
Naturalmente λg è la conduttività termica del
del terreno, τ (s) è l’intervallo di tempo
terreno.
selezionato nei tre casi e db (m) è il diametro
Al di là della complessità del calcolo che
della perforazione.
comunque consente di essere abbastanza
Si calcolano quindi tre numeri di Fo per i tre
agevolmente automatizzato, spesso mancano
intervalli di tempo indicati:
i dati relativi alle proprietà del terreno che
4 · α · τf
Fof =
Fo1 =
Valori caratteristici
della densità a secco
di vari tipi di terreno e
cemento. Gran parte
dei terreni oscilla fra
1100 e 1600 kg/m3
(5.13)
Fo2 =
risultano fondamentali per ogni valutazione.
db2
Va ricordato che un dato che influenza
4 · α · (τf - τ1)
db
2
enormemente tali proprietà è il
4 · α · (τf - τ2)
dove:
db2
(5.12)
contenuto d’acqua. Si sono fornite
precedentemente delle indicazioni
relativamente alla conduttività termica con
la Tabella 5-4. Relativamente alla densità
TABELLA 5.8 valori caratteristici densità a secco
Tipo di terreno
Densità a secco ρ (kg/m3)
sabbia
1520
Sabbia a grana grossa
1440
limo
1280
argilla
1240
cemento
2400
154
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
FIG. 5.29A-B-C
Conduttività termica per tre diverse densità del terreno in funzione del contenuto volumetrico d’acqua. L’argilla ha presenza variabili da 0% a
30% e a 60%
3
conduttività termica (Wm-1K-1)
densità complessiva 1200 kg/m3
2,5
2
1,5
1
presenza di argilla
O%
3O%
0,5
6O%
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)
0,6
3
conduttività termica (Wm-1K-1)
densità complessiva 1500 kg/m3
2,5
2
1,5
1
presenza di argilla
O%
3O%
0,5
6O%
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)
0,5
3
conduttività termica (Wm-1K-1)
densità complessiva 1800 kg/m3
2,5
2
1,5
1
presenza di argilla
O%
3O%
0,5
6O%
0,0
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
0,1
0,2
0,3
contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)
0,4
155
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
FIG. 5.30A-B-C
Diffusività termica per tre diverse densità del terreno in funzione del contenuto volumetrico d’acqua. L’argilla ha presenza variabili da 0% a
30% e a 60%
1,4
densità complessiva 1200 kg/m3
diffusività termica (Wm-1K-1)
1,2
1,0
0,8
0,6
0,4
presenza di argilla
O%
3O%
0,2
6O%
0,0
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)
0,6
1,4
densità complessiva 1500 kg/m3
diffusività termica (Wm-1K-1)
1,2
1,0
0,8
0,6
0,4
presenza di argilla
O%
3O%
0,2
6O%
0,0
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)
0,5
1,4
densità complessiva 1800 kg/m3
diffusività termica (Wm-1K-1)
1,2
1,0
0,8
0,6
0,4
presenza di argilla
O%
3O%
0,2
6O%
0,0
0,0
156
0,1
0,2
0,3
contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)
0,4
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
del terreno (dato necessario per valutare la
Conduttività termica del terreno 2,0 W/mK
diffusività termica risulta utile la semplice
Diffusività termica media 0,6x10-6 m2/s
tabella 5-8.
Temperatura indisturbata del terreno 14,0°C.
Per la valutazione della conduttività termica
Si ricorra ad un campo sonde U verticali
del terreno possono risultare utili i grafici di
profondità 50 m con tubo in HDPE da 30
fig. 5.29 a,b,c che forniscono la conduttività
mm, spessore 3,5. Diametro della sonda db
termica per terreni con diversa presenza di
= 150 mm. Dato il tipo di riempimento la
argilla in funzione del contenuto d’acqua a
resistenza termica della sonda si calcola in
seconda delle tre densità di 1200, 1500 e
0,15 (mK)/W che viene maggiorato a 0,20
1800 kg/m3.
dato che per limitare le perdite di carico si
Per quanto riguarda la diffusività termica in
realizzeranno bassi valori del numero di Re,
maniera simile viene fornita dai grafici di fig.
dell’ordine di 1500.
5.30 a,b,c*.
Valori medi stagionali del coefficiente di
Data la complessità della procedura, si
prestazione
propone di seguito un esempio di calcolo.
COPc = 4,2
Nofziger, D.L., Soil
temperature changes
with time and depth:
theory,
http://soilphysics.
okstate.edu/software/
SoilTemperature/
document.pdf
COPh = 4,9
ESEMPIO DI CALCOLO
Valori di picco del coefficiente di prestazione
Si valuti la lunghezza delle termosonde per la
COPc = 3,5
climatizzazione annuale con pompa di calore
COPh = 4,0
di un edificio con le seguenti caratteristiche:
Fattori di carico parziale mensili nei mesi di
• Potenza termica richiesta dall’edificio in
progetto:
condizioni di progetto invernale 40 kW
•Potenza termica richiesta dall’edificio in
condizioni di progetto estive 30 kW
Fabbisogno totale di energia nelle due
PLFc =
PLFh =
180
31 x 24
255
31 x 24
= 0,242
= 0,343
stagioni:
Valori di ingresso nella pompa di calore e salti
• Ore equivalenti annuali a pieno carico di
di temperatura
raffreddamento 830 h/anno
Estate twi = 25°C Δt = 5°C (entra a 25 ed
• Ore equivalenti annuali a pieno carico di
esce a 30°C)
riscaldamento 1300 h/anno
Inverno twi =7°C Δt = 4°C (entra a 7°C ed
• Ore equivalenti annuali a pieno carico di
esce a 3°C)
raffreddamento nel mese di progetto 180 h/
Penalizzazione di temperatura orientativa
mese
1,5°C
• Ore equivalenti annuali a pieno carico di
Fattore di cortocircuito 1,05
riscaldamento nel mese di progetto 255 h/
Come ordine di grandezza si ha un
mese
fabbisogno annuale di riscaldamento
Per quanto riguarda il terreno le sue
di 52.000 (1300 x 40) kWh/anno e di
caratteristiche sono le seguenti:
raffrescamento di 24.900 (830 x 30) kWh/
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
157
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
anno. Si calcola anzitutto il flusso termico
1206x0,1816-30000x(1+0,285)x(0,20+0,242x0,1818+0,082x1,05)
14-27,5+1,5
medio annuale:
(
qa =
=
1
)τ + q (1+ COP )τ
1
qh 1-
h
COPh
c
c
c
8760
Calcolo di Fo:
=
=
=
una miscela di acqua e glicole propilenico
db2
al 20%. Il calore specifico a 0°C è di 3980
= 33917
4 x 0,6 x10 -6 x 86400 x (3680, 25 - 3650)
0,152
= 278,78
db2
0,152
= 2,304
Il passo successivo è il calcolo dei fattori G:
Gf = 0,0758ln(Fof)+0,1009 =
0,0758ln(33917) + 0,1009 = 0,8916
G1 = 0,5277
Si è ora in grado di calcolare le resistenze per
unità di lunghezza:
Rgd =
λg
G2
λg
=
=
=
0,8916 - 0,5277
= 1,94 kg/s
che non cambia in modo significativo con la
temperatura.
Per quanto riguarda la portata invernale si ha:
(
qh 1 -
1
= 40000 · (1 - ) = 30000 W
)
COP
4,0
1
h
2,0
0,5277 - 0,1642
2,0
0,1642
2,0
(
30000
3980 x 4
= 1,88 kg/s
carico su di una portata di 1,9 kg/s valida
= 0,1818
Dato un diametro interno delle tubazioni di
twi+two
2
26 mm e considerato di utilizzarne 30 da
parallelo di 15, si ha che ad ogni sonda spetta
) -t
c
sostanzialmente sia d’inverno che d’estate.
50 m poste a due a due in serie e con un
= 0,082
qa ·Rga+(qlc -Wc) ·(Rb + PLFm ·Rgm+Rgd ·Fsc)
tg -
m· h =
= 0,1820 mK/W
per il funzionamento estivo:
158
3980 x 5
Si possono quindi calcolare le perdite di
Si determina la seguente lunghezza necessaria
Lc=
38571
La portata complessiva richiesta è data da:
G2 = 0,1642
G1 - G2
COPc
) = 30000 · (1+ 3,51 ) = 38571 W
Si è mantenuto il calore specifico a 0°C dato
4 x 0,6 x10 -6 x 86400 x (3680, 25 - 3680)
Rgm =
1
La portata complessiva richiesta è data da:
m· c =
4 · α · (τf - τ2)
λg
d’estate è di:
qc 1 +
db2
Gf - G1
J/kgK. La potenza di picco da scambiare
(
4 · α · (τf - τ1)
Rga =
fluido termovettore. Quest'ultimo per evitare
4 · α · τf
0,152
Fo2 =
temperatura previsti e dal calore specifico del
problemi di congelamento potrebbe essere
4 x 0,6 x10 -6 x 86400 x 3680, 25
Fo1 =
La portata d’acqua nel circuito si calcola a
partire dalle potenze di picco, dai salti di
40000 x 0,796 x 1300 - 30000 x 1,238 x 830
= 1206 W
8760
Fof =
= 1524 m
p
la portata di:
m· singolasonda =
1,9
15
= 0,1267 kg/s
La velocità è data allora da:
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v=
m· singolasonda
ρS
=
0,1267
= 0,234 m/s
π
1020 x x 0,0262
4
5.5 IL RECUPERO
Nel settore residenziale gli effluenti sui cui
operare il recupero sono sostanzialmente
Si può subito calcolare, data la viscosità
due: le acque di scarico e l'aria espulsa.
dinamica di 0,0045 Pa s il numero di
Le acque di scarico, data l'entità media,
Reynolds:
possono essere una sorgente termica per
Re =
·
4msingolasonda
π diμ
=
4 x 0,167
π x 0,026 x 0,0045
=1379
una pompa di calore che riscaldi l'acqua
per usi sanitari. Il problema è lo sfasamento
Il moto del fluido è laminare e le perdite di
eventuale, cui si può ovviare con un accumulo
carico sono ridotte. La prevalenza richiesta per
sul lato caldo o sul lato freddo. Il sistema
ogni tronco di termosonda della lunghezza
sarebbe certamente più valido di quello
complessiva di 50 x 2 x 2 = 200 m si può
realizzato da alcune pompe di calore che per
valutare dalla relazione
lo stesso scopo sfruttano l'aria interna dei
(∆pf )d =f
1
d
ρ
w2
locali, in particolare del bagno, inducendo un
2
raffreddamento che per più di metà dell'anno
Per il moto laminare il fattore di attrito si può
deve essere bilanciato dall'impianto di
valutare con:
riscaldamento.
f=
64
Per quanto riguarda il recupero sull'aria
Re
espulsa, è necessario che ricambio ed
Numericamente si ottiene:
f=
64
1379
espulsione dell'aria siano canalizzati,
situazione non frequente nell'edilizia
= 0,464
residenziale europea, dove sono prevalenti
Su una lunghezza di 200 m il dato relativo
gli impianti di riscaldamento ad acqua e non
alla perdite distribuite nelle sole termosonde
viene previsto se non di rado un sistema di
(senza conteggiare le curve a U, le derivazioni,
ventilazione controllata.
gli organi di intercettazione, le T, ecc. si
Nel terziario si trova più spesso una situazione
possono valutare ad appena:
più favorevole.
(∆pf )d =f
=0,464 x
1
d
200
0,026
ρ
w2
Prima di utilizzare una pompa di calore che
2
recuperi energia sull'aria espulsa per riscaldare
x 1020 x
0,234 2
2
= 9969 Pa
l'aria di rinnovo, è corretto dare la precedenza
ad un recupero mediante scambiatore di
Anche maggiorando per la parte mancante del
calore ogniqualvolta l'entalpia (o almeno la
30%, si vede che avendo scelto una bassa
temperatura) dell'aria espulsa sia maggiore di
velocità le perdite di carico sono inferiori a 2
quella di rinnovo, il che avviene quasi sempre.
m c.a. e verosimilmente dello stesso ordine di
Tale recupero ha luogo solo a spese delle
grandezza delle perdite di carico sulla pompa
perdite di carico attraverso lo scambiatore
di calore.
e si può pensarlo quindi con un COP molto
elevato. Solo dopo questo recupero può
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
159
>>>
RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
intervenire l'evaporatore della pompa di
Il condensatore deve fornire la quota del
calore che generalmente effettua, a meno
carico restante dopo il preriscaldamento
dell'impiego di scambiatori di calore entalpici,
dell'aria di rinnovo, vale a dire:
un recupero importante sulla quota latente
Qcond = Qt + (1- η)Qv
dell'aria espulsa.
Per definizione il COP è dato da:
Non è difficile, attraverso un bilancio
energetico, fissare dei limiti per una pompa
COP =
Qcond
P di calore che operi sull'aria espulsa, dati dalla
ma per il primo principio in termini di
relazione che intercorre fra l'energia messa a
potenza:
disposizione al condensatore della pompa di
Qcond = P + Qev
calore e quella recuperata all'evaporatore.
ovvero:
Si ipotizzi un carico dell'edificio dovuto alle
P = Qt
dispersioni verso l'esterno pari a Qt ed un
ed infine:
carico di ventilazione pari a Qv (portata
d'aria di ricambio per il salto di entalpia fra
COP =
(5.15)
Qt + (1-η) Qv
Qt
= 1+
(1-η) Qv
Qt
(5.16)
(5.17)
(5.18)
(5.19)
ambiente ed esterno). Sia interposto uno
Le relazioni appena identificate mettono un
scambiatore di recupero sull'aria espulsa di
limite o al COP o, più ragionevolmente, alla
efficienza pari a η (fig. 5.31).
quota di carico per dispersioni cui la pompa di
All'evaporatore della pompa di calore resta
calore può soddisfare.
disponibile l'energia da recuperare (1 - η)Qv.
Infatti la relazione (5.19) si può leggere:
Un recupero superiore implicherebbe
Qt
scendere al di sotto dei livelli termici dell'aria
Qv
1-η
=
COP - 1
(5.20)
esterna.
FIG. 5.31
Schema a blocchi di una pompa di calore che utilizza l’aria espulsa come sorgente fredda
ARIA ESPULSA
ARIA AGLI
AMBIENTI
Qt +(1-η)Qv
ηQv
CONDENSATORE
SCAMBIATORE
ARIA DI
RINNOVO
EVAPORATORE
COMPRESSORE
(1-η)Qv
ARIA
ESPULSA
160
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è semplice attribuire dei valori numerici a
anche invernale per le zone di edificio non
quest'ultima relazione. Nella pratica corrente
dotate di pareti perimetrali, ovvero con
l'efficienza dello scambiatore di recupero
pareti soggette ad insolazione. In questi casi,
è dell'ordine del 50%. Con un COP pari
che vanno via via aumentando, una prima
a 3, il rapporto che si può soddisfare del
soluzione intelligente è quella di sfruttare
carico per dispersioni è appena il 25%
la pompa di calore sia per il riscaldamento
del carico di ventilazione. è un valore
che per il raffrescamento, utilizzando
parecchio discosto per difetto dai valori che
contemporaneamente entrambi gli effetti
si riscontrano normalmente, dove il carico
della macchina (fig. 5.32). Il problema è il
dovuto alle dispersioni è ben più forte di
bilanciamento fra i vari carichi, il cui rapporto
quello di ventilazione. Va detto, tuttavia,
può essere molto diverso da quello consentito
che la tendenza è quella di una progressiva
dalla macchina. Una prima soluzione è quella
riduzione di tale rapporto per riduzione del
di selezionare il carico più piccolo, spesso
numeratore, dovuta al migliore isolamento
quello di raffrescamento, soddisfacendo in
ed agli apporti interni, e per incremento del
modo convenzionale il carico più elevato.
denominatore per aumento delle portate
Ovvero i carichi vengono bilanciati con una
di ricambio, suggerito dagli standard più
dissipazione aggiuntiva nel caso sia prevalente
moderni.
il carico di raffrescamento (ad esempio
La presenza nel terziario di numerose
mediante una torre evaporativa) o con una
apparecchiature ad alimentazione elettrica
fornitura aggiuntiva di energia (possibilmente
(computer, stampanti, fotocopiatrici, ecc.)
tramite uso di fonte rinnovabile) nel
ha aumentato in modo rilevante gli apporti
caso prevalga il fabbisogno dovuto al
interni fino a richiedere il raffrescamento
riscaldamento.
FIG. 5.32
Schema a blocchi di un impianto a 4 tubi con pompa di calore acqua-acqua e contemporaneo fabbisogno di riscaldamento e raffrescamento
CALORE DA SMALTIRE
SECONDO RICHIESTA
RISCALDAMENTO
energia per
azionare la
macchina
POMPA
DI CALORE
REFFRESCAMENTO
CALORE DA FORNIRE
SECONDO RICHIESTA*
* non entrambi allo stesso tempo
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
161
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
Una strada diversa, meno valida dal punto
di funzionamento della pompa di calore.
di vista dell'efficienza energetica, per il
Qualora risulti prevalente un carico sull'altro,
soddisfacimento contemporaneo di carichi di
l'anello liquido tenderà a riscaldarsi o a
riscaldamento e raffrescamento è il ricorso
raffreddarsi eccessivamente. è necessario
al cosiddetto anello liquido. è una tecnica
allora predisporre un sistema di smaltimento
particolarmente consigliabile quando ci si
del calore (una batteria sull'aria esterna) o di
confronti con carichi frequentemente variabili
fornitura del calore (una caldaia ausiliaria).
di segno nelle varie zone dell'edificio. Ogni
In questo modo si riesce a raggiungere
zona dell'edificio, al limite ogni locale, è
un'ottima indipendenza fra i vari locali,
equipaggiata con una pompa di calore
particolarmente gradita quando gli utenti
di tipo reversibile che, a seconda delle
siano diversi. Le prestazioni delle macchine
circostanze, può riscaldare o raffrescare,
raggiungono valori molto elevati, tanto più
interfacciandosi, oltre che con l'ambiente
se nel raffrescamento ci si limita al carico
interno, con un circuito d'acqua che, cedendo
sensibile, assegnando all'aria primaria la quota
o ricevendo calore, viene mantenuto ad una
latente.
temperatura mediamente fra i 10 e i 20°C,
molto favorevole ad entrambe le modalità
162
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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INDUSTRIALE <<<
CAP. 6
La pompa di calore come
fonte rinnovabile
6.1 LA POMPA DI CALORE è UNA FONTE
elettrica L richiesta per il funzionamento della
RINNOVABILE?
macchina:
La pompa di calore è un dispositivo che
SPF =
innalza il livello termico di energia altrimenti
Qc
L
non utilizzabile. Risulta suggestiva l’immagine
La quantità di energia rinnovabile che la
di fig. 6.1 secondo la quale la pompa di
macchina mette a disposizione è data,
calore muove il calore e lo porta ad un
secondo la Direttiva, da:
livello termico utile. Questa energia termica
Qren = Qc ( 1-
è tratta generalmente dall’ambiente esterno
1
SPF
)
o da effluenti considerati non più idonei ad
Entro il 1° gennaio 2013 la Commissione
ulteriore recupero termico. Per fare questa
dovrebbe stabilire orientamenti sul valore
operazione, nel pieno rispetto del secondo
che gli Stati membri possono conferire ai
principio, deve ricorrere ad energia “nobile”:
valori Qren e SPF per le varie tecnologie e
energia meccanica od elettrica, o energia
termica a più alta temperatura. Quindi una
quota dell’energia termica resa disponibile
FIG. 6.1
La funzione della pompa di calore (doc. Carrier)
dalla pompa di calore si può considerare di
fonte rinnovabile, mentre la quota rimanente
non lo è (anche se, come si vedrà alla fine,
potrebbe esserlo).
la pompa di calore
muove calore
La Direttiva 2009/28/CE dà a questo
proposito una prima indicazione per pompe
di calore che utilizzino come sorgente termica
una fonte naturale. Il punto di partenza
è il coefficiente di prestazione stagionale
(SPF - Seasonal Performance Factor), che
è definito come il rapporto fra l’energia utile
CALORE
ASSORBITO
+
CALORE
DI COMPRESSIONE
Qc resa disponibile nel corso della stagione
di riscaldamento e l’energia meccanica od
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
macchina (fig. 6.2):
FIG. 6.2
Qren = Qc - L
Schema a blocchi di appoggio logico di una
L’indicazione è piuttosto discutibile, dal
pompa di calore
momento che non presta attenzione alla
diversa qualità dell’energia necessaria ad
azionare la macchina rispetto a quella resa
SISTEMA A
TEMPERATURA
T1
disponibile. Un calcolo più appropriato
dovrebbe rifarsi al concetto di energia
primaria, almeno ogniqualvolta che l’energia
QC
LAVORO
elettrica venga prodotta mediante combustibili
che potrebbero essere utilizzati in loco. Se,
POMPA DI
CALORE
IDEALE
come nella recente contabilità nazionale, si
introduce un fattore di trasformazione di 1870
kcal/kWh, questo implica un rendimento di
Qren
trasformazione del 46% da combustibile
ad energia elettrica. Se si presume che il
combustibile impiegato sia prevalentemente
SISTEMA A
TEMPERATURA
T0
il gas naturale, considerando che una caldaia
a condensazione può avere un rendimento
stagionale del 100%, si è portati a concludere
che l’energia rinnovabile messa a disposizione
applicazioni delle pompe di calore, prendendo
si può valutare approssimativamente in:
in considerazione le differenze nelle
Qren Qc - 2L
condizioni climatiche, particolarmente per
e quindi si comincia ad avere energia
quanto concerne i climi molto freddi.
rinnovabile da una pompa di calore solo
è immediato rendersi conto, applicando il
a partire da un SPF minimo superiore a 2.
primo principio della termodinamica alla
La conclusione vale ovviamente solo per le
macchina, che l’ammontare di energia
pompe di calore elettriche. Per altre tipologie
rinnovabile è data semplicemente dalla
di pompe di calore la valutazione è diversa.
differenza fra l’energia resa utile e il lavoro
Questo risultato poteva essere limitativo un
necessario per il funzionamento della
tempo, quando le pompe di calore non erano
TABELLA 6.1 valori di riferimento per usufruire degli incentivi
TIPO DI POMPA DI CALORE
AMBIENTE ESTERNO [°C]
AMBIENTE INTERNO [°C]
COP
ARIA/ARIA
tbsi: 7 tbui: 6
tbsi: 20 tbui: 15
3,9
ARIA/ACQUA
4,1
tbsi: 7 tbui: 6
ti: 30 tu: 35
SALAMOIA/ARIA
ti: 0
tbsi: 20 tbui: 15
4,3
SALAMOIA/ACQUA
ti: 0
ti: 30 tu: 35
4,3
ti: 15 tu: 12
tbsi: 20 tbui: 15
4,7
ti: 10
ti: 30 tu: 35
5,1
ACQUA/ARIA
ACQUA/ACQUA
164
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FIG. 6.3
Andamento nel corso degli ultimi 25 anni di SPF e di EER di pompe di calore e di macchine frigorifere
CONDIZIONATORI D’ARIA
POMPE DI CALORE
particolarmente efficienti ed era normale
suo diminuire aumenta il fabbisogno, mentre
avere degli SPF dell’ordine di 2, quando non
la pompa di calore presenta capacità e COP
inferiori. Attualmente i valori di riferimento per
decrescenti.
usufruire degli incentivi al risparmio energetico
La movimentazione dell’aria può risultare
sono ricordati dalla tabella 6.1 dove, benché
onerosa dal punto di vista energetico e
i valori delle sorgenti fredde siano piuttosto
produrre problemi di rumorosità.
elevati, si può presumere che su base
Quando la temperatura dell’aria esterna
stagionale non ci si allontani di molto dai
scende al di sotto del punto di rugiada si ha
valori indicati, con macchine correttamente
separazione di liquido. Qualora la temperatura
dimensionate e con un adeguato sistema
scenda sotto gli 0°C e la presenza di
di regolazione. Questo è tanto più vero se
condensa sia rilevante si ha formazione di
si passa dalla tradizionale sorgente aria a
brina in quantità crescente sulla batteria di
sorgenti fredde diverse e più favorevoli. Molto
scambio termico, come già precedentemente
significativo risulta l’andamento, rappresentato
fatto rilevare in dettaglio. Il ghiaccio formato
in fig. 6.3, dei valori medi di prestazione
non solo risulta una sorta di isolamento
stagionale sia di pompe di calore che di
termico nei confronti della superficie di
macchine frigorifere nel corso degli ultimi 25
scambio, ma tende progressivamente ad
anni.
ispessirsi fino ad ostacolare, se non a bloccare
il passaggio dell’aria. Risulta quindi essenziale
6.2 LE SORGENTI DELLA POMPA DI CALORE
identificare la condizione per la quale si deve
L’aria esterna, sorgente termica cui si fa
mettere in atto il processo di sbrinamento con
abitualmente ricorso per la pompa di calore,
problematiche sia operative che prestazionali.
è probabilmente la più sfavorevole dal punto
Si può ricorrere a sorgenti termiche diverse
di vista termodinamico, dal momento che al
dall’aria. Vanno ricordate ad esempio le
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
165
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seguenti possibilità:
ed abbondanti in varie parti d’Italia (per
• sistemi operanti su acque superficiali o
tacere della possibilità di utilizzare l’acqua
sotterranee;
• sistemi a terreno (pompe di calore
geotermiche);
• sistemi collegati a superfici captanti di
energia solare o atmosferica;
• recupero sull’aria espulsa per sistemi a
ventilazione controllata;
di mare), mentre l’utilizzazione è assai rara.
Il problema più grosso è di tipo normativoamministrativo: le procedure da seguire per
le autorizzazioni non sono state finora definite
o definite con precisione e le disposizioni
(quando vi siano) differiscono, si può dire,
da una Provincia all’altra. Va ricordato che
• sistemi ad anello liquido.
nel caso di utilizzazione di acque superficiali
I sistemi operanti su acque superficiali o
non è sempre necessario l’impiego diretto
sotterranee sono un’eccellente opportunità
con prelievo dell’acqua, ma esistono tecniche
sia dal punto di vista della stabilità durante
indirette che sfruttano la disposizione di
l’anno dei livelli di temperatura che del loro
lunghi e poco costosi rotoli di tubazione
valore in assoluto oltre che per le ottime
plastica che consentono lo scambio termico.
caratteristiche di scambio termico dell’acqua.
Data l’elevata e stabile temperatura di questa
Si tratta di una grossa occasione perduta
sorgente fredda è possibile ottenere degli
visto che tali sorgenti sono molto disponibili
SPF anche dell’ordine di 5-6. Questo significa
che, anche nell’ipotesi restrittiva posta prima,
FIG. 6.4
Disposizione di scambiatore a terreno orizzontale del
tipo a spirale allungata (slinky)
una frazione pari a circa i 2/3 dell’energia
resa disponibile dalla pompa di calore si può
considerare rinnovabile.
Le pompe di calore cosiddette geotermiche,
vale a dire le pompe di calore a terreno,
godono di una popolarità crescente, dopo
aver visto un’ampia diffusione negli ultimi
15 anni nei paesi di lingua tedesca dalla
Germania all’Austria fino alla Svizzera tedesca.
Per la verità le primissime realizzazioni a tubi
orizzontali con sbancamento erano realizzate
già a partire dagli anni ’50 del secolo scorso,
in particolare nel Nord America. Si è passati
più recentemente a disposizioni di minor
costo a trincea (fig. 6.4).
Viceversa la soluzione preferita in Europa
è del tipo a tubi verticali, con profondità
crescenti e che superano in qualche caso i
200 m. La stabilità di temperatura nel terreno
166
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alle maggiori profondità e la possibilità
di impiegare il sistema come una sorta
di accumulo stagionale ha fatto crescere
FIG. 6.5
Scambiatore di calore a terreno del tipo verticale a
tubo di calore
fortemente l’interesse nei confronti di questi
sistemi. Infatti in questa soluzione, mentre
d’inverno il terreno viene raffreddato per
alimentare la pompa di calore, d’estate riceve
Q0
il calore del condensatore della macchina
frigorifera per il condizionamento. Con
un’installazione ben concepita che preveda
un’estrazione termica di circa 50 W/m di
termosonda, si può pensare di avere un COP
g
SEZIONE
ADIABATICA
PARETE DEL
CONDOTTO
LIVELLO
DEL LIQUIDO
VAPORE
stagionale di circa 4,5 che è decisamente
interessante e che può ulteriormente
migliorare qualora si riducano i salti termici
dal terreno alla pompa di calore. Molti
Q0
sistemi fanno ricorso ad un fluido secondario
che circoli dal terreno verso la pompa di
calore. Altri arrivano ad utilizzare sistemi ad
espansione diretta (assai diffusi in Austria).
Una recente proposta appare assai innovativa,
dal momento che elimina sia i costi energetici
precipitazioni piovose (fig. 6.6). Quest’ultima
non sempre irrilevanti della circolazione
soluzione presenta il vantaggio di mettere a
dell’acqua nelle loop a terreno che i rischi di
disposizione grandi superfici di captazione
perdite nei sistemi ad espansione diretta. Si
come un’intera falda di copertura.
tratta dell’impiego di tubi di calore verticali
Nel caso invece dei collettori solari termici
nei quali il fluido impiegato è l’anidride
si può far ricorso in funzione dei livelli di
carbonica (fig. 6.5). Il difetto principale di
radiazione e di temperatura sia al loro impiego
questa soluzione è la sua non possibile
diretto nel riscaldamento che come sorgente
utilizzazione nella stagione estiva come
fredda della pompa di calore. Ciò consente di
dissipatore. Un’ulteriore possibilità fin qui
valorizzare anche livelli modesti di radiazione.
poco esplorata è il collegamento a superfici di
Infatti nel momento in cui la temperatura
captazione di energia solare od atmosferica.
del fluido operativo scende al di sotto della
Oltre a collettori solari termici, si può ricorrere
temperatura ambiente, praticamente tutta la
ai cosiddetti tetti energetici nei quali delle
radiazione incidente sui collettori (a meno
tegole metalliche, opportunamente collegate
delle perdite per trasparenza) diventa utile
a tubazioni riescono a raccogliere energia
come sorgente della pompa di calore.
sia dal sole che dall’aria esterna che dalle
Nei confronti del tetto energetico lo
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
167
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svantaggio deriva dalla scarsa attitudine a
si riferiscono agli effluenti liquidi, perlopiù
raccogliere energia in assenza di radiazione
realizzate a livello di applicazioni industriali,
proprio per la presenza della copertura in
diventa molto significativo il recupero nella
vetro.
ventilazione meccanica controllata.
Un’eccellente sorgente per la pompa di
Per preriscaldare l’aria di rinnovo a spese
calore sono gli effluenti liquidi o aeriformi,
dell’aria espulsa si può ricorrere a semplici
siano questi le acque scaricate o l’aria di
scambiatori di calore, i quali però recuperano
ventilazione espulsa dall’edificio. Mentre
solo una quota dell’entalpia disponibile,
risultano molto limitate le applicazioni che
in particolare se sono scambiatori di
tipo sensibile. La sorgente termica è ad
ottimo livello di temperatura e si adatta
FIG. 6.6
perfettamente nella fasatura con il carico
Particolare di un tetto energetico
di riscaldamento dell’aria di rinnovo. La
pompa di calore permette il recupero anche
del calore latente, sfruttando ampiamente
l’entalpia dell’aria espulsa che viene portata
a livelli prossimi a quelli dell’aria esterna (fig.
6.7). In questo caso la valutazione di un
eventuale contributo di energia rinnovabile si
fa problematico: infatti, se è semplice valutare
il risparmio di energia primaria rispetto alla
soluzione priva di qualsiasi recupero termico,
FIG. 6.7
Vista schematica di un sistema di recupero sull’aria espulsa per riscaldare l’aria di rinnovo con scambiatore di calore e pompa di calore
POMPA DI CALORE/CONDIZIONATORE
COMPRESSORE
ESTERNA
RIPRESA
TE, XE
ESTERNO
TA, XA
EVAP(inv)
COND (est)
ESPULSIONE
COND (inv)
EVAP (est)
RECUPERATORE
TC, XC
TX, XX
T0, X0
INTERNO
MANDATA
TM, XM
VALVOLA DI LAMINAZIONE
BATTERIA
CALDO/FREDDO
168
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FIG. 6.8
Schema di un impianto a 4 tubi con pompa di calore ed esigenze contemporanee di riscaldamento e di raffreddamento
SISTEMA A 4 TUBI CON POMPA DI CALORE ACQUA/ACQUA
CALORE DA DISSIPARE
SECONDO ESIGENZE
RISCALDAMENTO
energia per
azionare la
macchina
POMPA
DI CALORE
RAFFREDDAMENTO
CALORE DI
INTEGRAZIONE
SECONDO ESIGENZE
non è univoco il riferimento per la soluzione
refrigerazione, più frequenti di quanto si creda
pompa di calore. Potrebbe essere il caso del
in edifici del terziario con un buon isolamento
recupero solo sensibile con efficienza del
termico e/o con ampie aperture vetrate
50%, ma l’efficienza così scelta è del tutto
dal lato soleggiato. Ci si può trovare nella
arbitraria e si ispira alle prescrizioni della
condizione nella quale la pompa di calore
legge 10/91. In realtà il recupero sensibile
produce sia un effetto utile di riscaldamento
può spingersi anche oltre l’80%. Inoltre
che di raffreddamento (fig. 6.8). Il problema
l’inserimento di un recuperatore non ostacola
è il bilanciamento fra i due carichi che ben
l’impiego anche della pompa di calore, il cui
difficilmente si realizza e comunque resta
COP viene solo leggermente ridotto dalla
invariato in funzione del tempo. Si deve
presenza del recuperatore sensibile, dato che
prevedere sia un sistema dissipativo per il
la pompa di calore opera in modo prevalente
calore in eccesso che una sorgente fredda
in quel caso sul contenuto entalpico latente.
esterna per la pompa di calore.
L’analisi andrebbe condotta caso per caso
In alternativa esiste la soluzione ad anello
con risultati che variano da una località
liquido (fig. 6.9). Un anello liquido mette
all’altra anche in funzione dei tempi di utilizzo
a disposizione delle diverse macchine ad
dell’impianto. In linea di massima si può
inversione di ciclo sistemate nelle varie zone
arrivare facilmente ad uno SPF superiore a
dell’edificio dell’acqua “tiepida” che risulta
4-5 con valori molto favorevoli anche nel
un’ottima sorgente per la pompa di calore,
periodo estivo, soprattutto se si provvede ad
ma anche un pozzo termico molto valido,
umidificare l’aria espulsa.
quando la stessa macchina operi in modalità
Molto interessante è la presenza
frigorifera. Questo sistema si raccomanda
contemporanea nello stesso edificio di
per la maggiore flessibilità e per il possibile
fabbisogni sia di riscaldamento che di
affidamento ai singoli utenti dell’apparecchio
SUPPORTOTECNICO PROGETTISTI
169
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per il caldo e per il freddo. Essi possono
efficiente rispetto a sistemi separati di
gestirlo a piacere, pagando direttamente
riscaldamento e raffreddamento. Forse la
l’onere in bolletta elettrica in funzione del
sola via di uscita è tornare al concetto di
consumo. D’altra parte è evidente che nel
fonte assimilata alle rinnovabili, intendendo
mescolamento nell’anello liquido di acqua
con questo il risparmio di energia primaria
calda e fredda si ha una perdita di exergia
rispetto al sistema tradizionalmente impiegato.
che si traduce in una peggiore prestazione
La valutazione andrebbe condotta su base
energetica potenziale. Anche in questo caso
annuale con programmi di simulazione
nessuno garantisce che i fabbisogni di caldo
dinamica sia nei confronti della pompa di
e di freddo siano bilanciati fra di loro nel
calore “pura” che dell’anello liquido.
tempo e complessivamente per cui l’anello
di liquido si troverà talvolta nelle condizioni di
6.3 LA POMPA DI CALORE ED IL SOLARE
dover disperdere l’eccesso termico disponibile
TERMICO
(ovviamente nella stagione estiva), altre
Il contributo del solare termico al
volte si troverà in deficit termico: ecco che
riscaldamento invernale è assai scarso a
sarà necessario interfacciarlo, possibilmente
causa della minore insolazione e delle più
con una fonte gratuita e rinnovabile come il
basse temperature dell’aria esterna. Vi è il
terreno o il solare termico.
rischio che per molti giorni i collettori solari
In entrambi i casi, pompa di calore con uso
non diano alcun contributo energetico al
di entrambi gli effetti o anello liquido, non si
riscaldamento. Potrebbero egualmente
vede alcun impiego di energia rinnovabile,
fungere da sorgente fredda alla pompa di
anche se il sistema è evidentemente molto
calore.
FIG. 6.9
Schema di un impianto a pompa di calore ad anello liquido
170
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Credo risulti utile un’esemplificazione. Dei
parametri caratteristici di un collettore solare
piano potrebbero essere un FR(τα)=0,85 e un
FRUc=7,5 Wm-2K-1. A fronte di un insolazione
FIG. 6.10
Riscaldamento diretto da collettori solari con il
contributo della pompa di calore con sorgente
fredda terreno
di 300 Wm-2 ad una temperatura operativa di
PAVIMENTO RADIANTE
35°C e per una temperatura esterna di 0°C
questo collettore potrebbe dare:
Q = 300 x 0,85 - (35 - 0) x 7,5
0
Lo stesso collettore, fatto funzionare a 5°C
collettori
solari
condensatore
assorbitore
POMPA DI CALORE
come sorgente fredda di una pompa di calore,
evaporatore
potrebbe dare invece:
Q = 300 x 0,85 - (5 - 0) x 7,5
200 Wm-2
Se invece il collettore fosse di tipo selettivo i
SCAMBIATORI
A TERRENO
suoi parametri potrebbero essere FR(τα)=0,85
e un FRUc=4,5 Wm-2K-1 e nel caso di una
radiazione solare di 200 W/m2 si avrebbe
rispettivamente:
Q = 200 x 0,85 - (35 - 0) x 4,5
0 Wm-2
Q = 200 x 0,85 - (5 - 0) x 4,5
150 Wm-2
aria esterna (una batteria) o il terreno. In
altri termini in questi sistemi dual-source, la
Appare quindi vantaggioso collegare
parte solare termico è finalizzata a sfruttare
l’impianto solare termico alla pompa
l’impianto solare anche in condizioni di
di calore con la possibilità di sfruttare
insufficiente insolazione per un impiego
tutta la radiazione solare al di sotto di
una certa soglia che potrebbe invece
consentire l’impiego diretto dell’energia
raccolta. Questa soglia dipende dal tipo di
FIG. 6.11
I collettori solari alimentano l’evaporatore della
pompa di calore
collettore, dalla temperatura minima utile
per l’impianto e dalla temperatura dell’aria
PAVIMENTO RADIANTE
esterna. Per fissare le idee potrebbe essere
fra i 200 e i 300 Wm -2 incidenti sulla
superficie del collettore.
Dov’è il problema? Nel fatto che in assenza
di radiazione il collettore solare non è un
collettori
solari
condensatore
assorbitore
POMPA DI CALORE
evaporatore
buon captatore di energia atmosferica,
risultando isolato rispetto all’aria esterna.
Risulta quindi essenziale una seconda
sorgente per la pompa di calore, che poi
SCAMBIATORI
A TERRENO
dovrebbe essere la principale, sia questa
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RISCALDAMENTO
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In una recente realizzazione in un polo
FIG. 6.12
scolastico in una località di montagna
Fase estiva: i collettori solari ricaricano il terreno
(Agordo) si è realizzato un impianto del
tipo dual-source, in cui alla sorgente fredda
terreno si sono affiancati 50 m 2 di collettori
PAVIMENTO RADIANTE
solari termici. La dimensione della sezione
solare non è stata dettata da considerazioni
condensatore
assorbitore
collettori
solari
di ottimizzazione, quanto dai vincoli di
budget.
POMPA DI CALORE
I collettori solari possono con livelli
evaporatore
sufficienti di radiazione alimentare
direttamente l’impianto di riscaldamento a
pavimento radiante (fig. 6.10), coadiuvati
SCAMBIATORI
A TERRENO
dalla pompa di calore a terreno, ovvero
alimentare l’evaporatore della pompa di
calore (fig. 6.11).
Durante l’estate i collettori solari forniscono
diretto, con minime riduzioni nelle normali
energia termica per “ricaricare” il terreno
prestazioni dell’impianto solare termico.
(fig. 6.12).
FIG. 6.13
Moduli fotovoltaici alimentano una pompa di calore elettrica
GE
NE
RA
TO
RE
FO
TO
VO
LT
AI
CO
SISTEMA A
TEMPERATURA
T1
L
POMPA DI
CALORE
SISTEMA A
TEMPERATURA
T0
172
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La simulazione su base annua mostra
larga massima per rendersi conto delle
che, nonostante la ridotta superficie di
potenzialità e dei limiti di questi sistemi
captazione ed il clima piuttosto rigido
decentrati a sola energia rinnovabile.
(attorno ai 4000 GG/anno), il contributo
Per un sistema fotovoltaico si immagini di
solare diretto è dell’ordine del 15% del
disporre di 3 kWp dedicati solo alla pompa
totale carico di riscaldamento (circa 50.000
di calore. Si tratta per il clima di Milano
kWh - l’edificio è molto ben isolato), mentre
indicativamente di una superficie di 24 m 2
la pompa di calore lavora per il 75% del
con un costo iniziale fra i 12.000 e i 15.000
tempo con il terreno e per il rimanente
€ che potrebbe mettere a disposizione
25% in collegamento con la sezione solare.
circa 3.500 kWhe/anno, sufficienti tramite
la pompa di calore a riscaldare una villetta,
6.4 LA POMPA DI CALORE COMPLETAMENTE
purché in classe B o C in funzione delle sue
RINNOVABILE
dimensioni.
Un sistema a pompa di calore può essere
È evidente che queste sono solo delle
una fonte completamente rinnovabile?
esercitazioni numeriche. Sarebbero
Sì, basta che la macchina sia alimentata
necessari dei dispositivi dedicati e delle
anche per la parte “nobile” dell’energia da
valutazioni economiche più precise.
fonte rinnovabile. Escludendo il minidro e
Mostrano che dal punto di vista tecnico la
il minieolico, più improbabili in un impiego
pompa di calore potrebbe operare come
dedicato alla pompa di calore, il candidato
sistema su base annua completamente di
ideale appare il fotovoltaico. Esso va
fonte rinnovabile.
collegato con pompe di calore elettriche
(fig. 6.13).
Il possibile interfacciamento con la rete
elettrica è un importante vantaggio. Infatti
permette un rapporto di scambio e quindi
la valorizzazione d’inverno di energia
raccolta in altre stagioni. In altri termini il
bilancio energetico si può realizzare su base
annuale, atteso che nei mesi invernali i
moduli fotovoltaici potranno dare un esiguo
ammontare di energia. Nei mesi estivi il
sistema fotovoltaico può fornire quote
importanti per la climatizzazione, a patto
che i carichi dell’edificio non presentino una
variabilità molto importante.
In questa sede vale la pena proporre
solo qualche valutazione numerica di
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
174
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CAP. 7
Considerazioni sul mercato
delle pompe di calore NEL
riscaldamento residenziale
e nel terziario
7.1 PANORAMICA DEL MERCATO ATTUALE
energetico di 20 TWh/anno. La tabella 7.1
DELLE POMPE DI CALORE
dà conto dei paesi in cui questi impianti
Negli ultimi dieci anni la pompa di calore ha
sono più diffusi con dati relativi al numero
conosciuto una diffusione senza precedenti.
di installazioni e a potenza installata e ad
Proseguendo una linea di sviluppo già
energia annua coinvolta. Essendo un mercato
consolidata negli USA e in Giappone, ha
in forte crescita, valutata al 10% annuo, le
conquistato nuovi ed inaspettati mercati, in
stime al 2009 indicano le pompe di calore
particolare quello cinese.
geotermiche a livello europeo al 44% del
Recenti valutazioni indicano l’esistenza di un
mercato, contro il 37% delle pompe di calore
numero compreso fra 130 e 140 milioni di
aria-acqua, 11% per le pompe di calore che
apparecchi nel mondo con una produzione
operano sull’aria espulsa e 4% per la sola
termica stimata per il 2001 in 1300 TWh/
produzione di acqua calda sanitaria.
anno. L’energia prodotta è utilizzata per il 57%
Attualmente il mercato delle pompe di calore
nel riscaldamento residenziale, per il 27% in
arriva al 4% del complessivo mercato del
applicazioni commerciali e per il rimanente
riscaldamento abitativo.
16% in applicazioni industriali.
Il primo elemento trainante del riscaldamento
Un sottoinsieme in netta crescita di
termodinamico, come viene talvolta definito
queste pompe di calore sono le pompe di
il riscaldamento mediante pompa di calore,
calore geotermiche. Il numero di impianti
è stata la macchina reversibile. Si tratta del
valutati al 2004 era di 1.100.000 con una
climatizzatore estivo con valvola di inversione
capacità installata di 12 GWt ed un impiego
che permette di passare dal funzionamento
Installazioni di pompe
di calore a terreno,
potenza installata
ed energia prodotta
annua in diversi paesi
del mondo al 2004
TABELLA 7.1 INSTALLAZIONI POMPE DI CALORE
Paese
MWt
GWh/anno
Installazioni
Austria
275
370
23000
Canada
435
600
36000
Germania
640
930
46400
Svezia
2300
9200
230000
Svizzera
USA
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525
780
30000
6300
6300
600000
175
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con l’evaporatore interno a quello invernale
Altri settori significativi di sviluppo della
con il condensatore interno.
pompa di calore sono quelli legati al recupero
Questo fu il primo veicolo di promozione
nella ventilazione meccanica degli edifici ed
delle pompe di calore negli anni ’70 negli
alla produzione di acqua calda sanitaria. Né
USA (vennero superate le 100.000 unità
si deve dimenticare la presenza sempre più
installate nel 1972).
importante nel mercato di pompe di calore
Fu poi successivamente l’elemento trainante
del tipo non elettrico, alimentate direttamente
della pompa di calore in Giappone, quando
dal combustibile, sia tramite un motore a
agli inizi degli anni ’90 si vendevano anche
combustione interna (ma recentemente
un milione di apparecchi all’anno. Il leggero
anche a combustione esterna) che ad
sovracosto per avere la pompa di calore,
assorbimento.
anziché il semplice condizionatore, era
La crescita di mercato risulta di particolare
generalmente accettato dall’acquirente,
interesse in Europa, dove in alcuni paesi,
quando ancora in Italia la pompa di calore
come la Germania, l’Austria, la Svizzera o la
era una specie di oggetto misterioso e
Svezia si ha da qualche anno un incremento
considerato probabilmente di scarsa utilità.
annuale a due cifre. Valga un esempio per
Oggigiorno si ha ancora una netta prevalenza
tutti: nel 2004 la Germania ha avuto un
di installazioni residenziali in climi temperati
tasso di incremento del 30% nelle vendite
e abbastanza miti da richiedere da un
di pompe di calore. Altrettanto è cresciuto
lato il raffrescamento estivo e dall’altro da
nel 2007 il mercato delle pompe di calore in
permettere un impiego favorevole dell’aria
Francia.
come sorgente fredda della macchina.
La capacità di queste macchine è la più
FIG. 7.1
COP stagionale (SPF- Seasonal Performance Factor) per pompe di calore ad aria in funzione dell’anno a seconda se nuove,
revisionate o tutte
nuove
3,5
revisionate
tutti
3
2,5
2
1,5
nSPF 2 [-]
1
0,5
0
1994/95
1996
1997
1998
1999
2000
2001
2002
anno
176
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diversa: si va dai pochi kW di una pompa di
impianti sono pompe di calore aria-acqua,
calore per il riscaldamento dell’acqua sanitaria
mentre il rimanente sono pompe di calore
agli oltre 10 MW di pompe di calore installate
acqua-acqua o soluzione antigelo-acqua del
in Svezia per impianti di teleriscaldamento.
tipo a terreno. Il COP medio stagionale è
Interessante osservare che mentre gran parte
risultato pari a 3,4 per le pompe di calore
delle installazioni nel Sud Europa si rivolgono
acqua-acqua e a 2,6 per quelle aria-acqua.
al nuovo, nel Nord Europa molte pompe di
Per le prime questo dato medio è derivato
calore sono impiegate nel retrofitting degli
da una larga dispersione di valori attribuita al
edifici esistente con un mercato potenziale
diverso dimensionamento delle termosonde
enorme.
a terreno. L’osservazione degli impianti
realizzati nel corso del periodo di analisi ha
7.2 LA CUSTOMER SATISFACTION
dimostrato un progressivo perfezionamento
Si vuole concludere con un’interessante
degli apparecchi e degli impianti con un
rassegna relativa a dati raccolti su 237
miglioramento fra il 1995 e il 2003 di circa il
impianti di taglia inferiore ai 20 kW
20% nelle prestazioni sia per gli impianti con
(tipicamente riscaldamento di villette
sorgente aria (fig. 7.1) che per gli impianti a
unifamiliari) nell’ambito di un progetto
terreno o ad acqua di falda (fig.7.2).
finanziato dall’Ufficio Federale Svizzero
Come si sa nelle analisi di mercato risulta di
per l’Energia*. Per questi impianti si sono
grande importanza oggi la soddisfazione del
registrati i guasti, le lamentale degli utenti e
cliente, la customer satisfaction
le prestazioni stagionali nel corso degli anni
(fig. 7.3): lo studio ha rivelato un 78% di
che vanno dal 1995 al 2002. Il 45% degli
utenti molto soddisfatti, 17% di abbastanza
* Hubacher, P., Field
Analysis of Heat Pump
Installations - the FAWA
Project, IEA Heat Pump
Centre Newsletter, 1518, vol. 22, 2, 2004
FIG. 7.2
COP stagionale (SPF- Seasonal Performance Factor) per pompe di calore a terreno o ad acqua di falda in funzione dell’anno a
seconda se nuove, revisionate o tutte
nuove
4,5
revisionate
tutti
4
3,5
3
2,5
2
nSPF 2 [-]
1,5
1
0,5
0
1994/95
1996
1997
1998
1999
2000
2001
2002
anno
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RISCALDAMENTO
RESIDENZIALE <<<
soddisfatti e infine un 5% di poco o per
relazione qui presentata molti impianti sono
nulla soddisfatti (percentuale che sembra
risultati ampiamente sovradimensionati con
fisiologica, essendo anche la minima
intervento praticamente nullo dei sistemi di
ottenibile dall’analisi del benessere). Il tempo
riscaldamento ausiliari.
di funzionamento analizzato nell’indagine è
stato complessivamente di 1.300.000 ore
7.3 CONCLUSIONI
nelle quali il tempo di guasto è risultato pari a
Il riscaldamento termodinamico sta
8500 ore con una disponibilità dell’impianto
espandendosi rapidamente a tutti i mercati
del 99,5%. La durata media del fuori servizio
del Nord Europa e del Nord America con tassi
(dalla segnalazione alla riparazione) è risultata
di crescita a due cifre per tutte le tecnologie.
di appena 6 ore (!) con valori minimi di 2 ore
Le tecnologie hanno avuto tutte nel
e massimi di 3 giorni.
corso degli ultimi vent’anni un’importante
Il rilievo delle prestazioni nel corso degli anni
evoluzione che consente oggi di disporre di
degli impianti non ha mostrato nel corso di 8
macchine di grande affidabilità con prestazioni
anni significative variazioni (fig. 7.4) indicando
di gran lunga superiori a tutti i sistemi
un’ottima stabilità prestazionale.
tradizionali di riscaldamento.
Infine un dato interessante riguarda le
Desta sorpresa (ma fino a un certo punto)
pompe di calore a terreno per le quali la
il ritardo italiano, dove, rispetto ai paesi del
temperatura media del fluido circolante è
Nord Europa, il clima può sfruttare le pompe
risultata di 5°C, valore più alto di quanto
di calore anche nella climatizzazione estiva.
atteso, ma derivante da una grande
Sembra un ritardo legato alla scarsa
dispersione di dati. In effetti secondo la
conoscenza delle grandi potenzialità di queste
FIG. 7.3
Customer satisfaction fra utenti di pompe di calore - osservazione 1997
ABBASTANZA
soddisfatti
17%
molto soddisfatti
78%
QUALCHE RISERVA
3%
insoddisfatti
2%
178
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CLI MATIZ Z A ZION E
INDUSTRIALE <<<
FIG. 7.4
Variazione relativa del COP stagionale a partire dal primo anno di operazioni della pompa di calore
1,20
1,15
1,10
SPF year n / year 1 [-]
1,05
1,00
0,95
0,90
0,85
0,80
2
3
4
5
anno
6
7
8
9
macchine e alla poca attenzione della politica
alle problematiche dell’energia e del risparmio
energetico. È probabile che, di fronte alle
stringenti esigenze legate al mancato rispetto
degli accordi internazionali e delle direttive
europee, il mercato si svegli pur in ritardo,
giovandosi del grande potenziale delle
pompe di calore nei confronti del risparmio
energetico.
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