POMPE di CALORE - ferroli.com · 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

POMPE di CALOREPARTE TEORICA, PARTE APPLICATIVAdi Renato Lazzarin

C L I M A T I Z Z A Z I O N EI N D U S T R I A L E> > >

< < <

R I S C A L D A M E N T OR E S I D E N Z I A L E> > >

< < <

UPPORTO S ECNICOT ROGETTISTIP

INDI

CEPREsENtazIoNE ..................................................................................................................................................... 4

CURRICULUM VItaE ............................................................................................................................................... 6

CaP. 1 I PRESUPPOSTI TEORICI ................................................................................................................................. 7

CaP. 2 I COMPONENTI DELLA POMPA DI CALORE .................................................................................................................. 21

2.1 IL COMPRESSORE .......................................................................................................................................................................................... 212.2 CONDENSATORI ED EVAPORATORI ............................................................................................................................................................ 332.2 L'ORGANO DI LAMINAZIONE ...................................................................................................................................................................... 382.4 IL REFRIGERANTE .......................................................................................................................................................................................... 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 ........................................................................................................................................... 674.2 I TERMINALI DI IMPIANTO .......................................................................................................................................................................... 724.3 LA PRODUZIONE DELL’ACQUA CALDA SANITARIA .................................................................................................................................. 764.4 LA POMPA DI CALORE CONDOMINIALE ................................................................................................................................................... 834.5 IL CALCOLO DEI SOFFITTI RADIANTI PER IL RISCALDAMENTO ............................................................................................................ 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 ................................................................................................................................................................................................. 1235.2 UNA RASSEGNA DELLE SORGENTI ALTERNATIVE ALL'ARIA ................................................................................................................ 1255.3 ACQUE SUPERFICIALI E SOTTERRANEE ................................................................................................................................................... 1265.4 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? .......................................................................................................................... 1636.2 LE SORGENTI DELLA POMPA DI CALORE ............................................................................................................................................... 1656.3 LA POMPA DI CALORE ED IL SOLARE TERMICO ................................................................................................................................... 1706.4 LA POMPA DI CALORE COMPLETAMENTE RINNOVABILE ................................................................................................................... 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 ................................................................................................... 1757.2 LA CUSTOMER SATISFACTION ................................................................................................................................................................. 1777.3 CONCLUSIONI ............................................................................................................................................................................................. 178

NotE ..................................................................................................................................................................... 180

3

4


< < <


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

5

C L I M A T I Z Z A Z I O N E I N D U S T R I A L E> > >

< < <


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

6


< < <


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).

7


< < <


della termodinamica dal momento che

la quantità di calore che arriva al sistema

a più alta temperatura è fornita a spese

del sistema a più bassa temperatura. Non

contrasta neppure (ovviamente!) con il

secondo principio. È vero che il calore tende

a trasferirsi spontaneamente da un corpo più

caldo ad uno più freddo, così come un liquido

scorre dall’alto vero il basso in un campo

La pompa di calore è un dispositivo che

consente di trasferire calore da un sistema

ad una certa temperatura ad un sistema a

temperatura superiore (fig. 1.1). In questo

modo si rende utile per il riscaldamento

l’energia derivante dal raffreddamento di

qualsiasi sistema più freddo di quello da

riscaldare.

Questo non contrasta con il primo principio

CaP. 1I PRESUPPOSTI TEORICI

FIG. 1.1Rappresentazione a blocchi della funzione svolta dalla

pompa di calore. Il sistema che riceve calore si trova ad

una temperatura superiore a quello che lo cede

FIG. 1.2Dell’acqua può essere portata da un serbatoio

più basso ad uno posto più in alto in un campo

gravitazionale attraverso una pompa

POMPA

DISL

IVEL

LO

POMPA DI CALORE T1 > T0

LAVORO

SISTEMA A TEMPERATURA

T1


T0

8


< < <


gravitazionale. È però possibile, fornendo

lavoro, invertire il senso del trasferimento del

calore, dal più freddo verso il più caldo, come

è possibile portare dell’acqua dal basso in alto

attraverso una pompa (fig. 1.2).

Quest’analogia idraulica può essere utile

a comprendere meglio la funzione di una

pompa di calore. Si supponga di avere una

piscina nelle vicinanze di un lago, leggermente

sopraelevata rispetto al livello del lago, diciamo

10 metri al di sopra. Non esista servizio di

acquedotto né rete elettrica e sia necessario

un certo quantitativo d’acqua non solo per

riempirla, ma anche per reintegrare quella

perduta per evaporazione e per ricambio.

L’acqua del lago non può servire, a meno di

non portarla a braccia con secchie. Si abbia,

tuttavia, la possibilità di disporre di un piccolo

bacino, posto su di un’altura al di sopra della

piscina, ad esempio 100 metri sopra il livello

della piscina (fig. 1.3). Il sistema più semplice

per alimentare la piscina è di collegarla con

questo piccolo bacino (fig. 1.4): non è, però,

il sistema più efficiente dal punto di vista

energetico, anche se, fuori di metafora, è

quello quasi universalmente utilizzato. Infatti

l’acqua del bacino sopraelevato possiede

un’energia potenziale superiore a quella della

piscina: nell’operazione prima descritta tale

energia viene sprecata.

Può essere invece trasformata in energia

meccanica mediante una turbinetta, a cui

si può collegare una pompa, la quale porta

l’acqua del lago nella piscina (fig. 1.5):

in questo caso, se il funzionamento delle

macchine è ideale, per ogni litro di acqua

scaricato dal bacino sopraelevato, dieci litri

vengono pompati dal lago ed in totale si

FIG. 1.3Rappresentazione della situazione di fantasia considerata: un lago, una piscina ed

un piccolo bacino sopraelevato su di un’altura

100

m

10 m

LAGO

PISCINA

ALTURA

PICCOLO BACINO

9


< < <


FIG. 1.4Il bacino sopraelevato può essere collegato alla piscina con una tubazione: alla

fine di questa è posta una valvola, perché fluisca la portata desiderata, riducendo

la pressione

100

m

10 m

LAGO

PISCINA

ALTURA

PICCOLO BACINO

FIG. 1.5L’acqua proveniente dal bacino sopraelevato aziona una turbina cui è collegato un

generatore elettrico: esso mette in azione la pompa

100

m

10 m

LAGO

PISCINA

ALTURA

TURBINA con generatore elettrico

CAVO ELETTRICO

POMPA

PICCOLO BACINO

10


< < <


hanno a disposizione undici litri per la piscina.

Anche nell’ipotesi di un funzionamento non

ideale di turbina e pompa, per ogni litro che

scende se ne possono avere cinque o sei

pompati dal lago. Se il bacino sopraelevato

può dare una gittata modesta, quest’ultimo

modo di operare può essere l’unico

consentito.

Si osservi che la quantità d’acqua finale

disponibile per la piscina è la somma delle

quantità prelevate dal lago e dal bacino

sopraelevato; l’acqua proveniente dal lago ha

acquistato dell’energia potenziale (si trova 10

m al di sopra del livello del lago), ma l’acqua

proveniente dal bacino sopraelevato ne ha

perduta.

In questa analogia al lago si può fare

corrispondere qualunque sistema il cui

livello termico non sia utile per riscaldare

quanto c’interessa, ad esempio la nostra

casa. Potrebbe essere l’aria esterna, ovvero

del terreno, dell’acqua di pozzo, di mare e,

perché no?, ancora di lago: le temperature di

questi sistemi sono praticamente sempre al di

sotto di un livello sufficiente al riscaldamento,

anche se l’energia termica ottenibile da un

loro raffreddamento è pressoché illimitata.

Ma, come l’acqua del lago non entra

spontaneamente nella piscina che si trova

più in alto, così il calore non si trasferisce

spontaneamente da un sistema esterno

più freddo alla nostra abitazione più calda.

È necessario il bacino sopraelevato, cioè la

presenza di un sistema a più alta temperatura.

Questo sistema potrebbe essere una

caldaia, che da un lato può provvedere

al riscaldamento diretto della casa, ma è

utilizzabile anche per produrre vapore con

cui muovere una turbina e fornire lavoro

meccanico. E questo lavoro meccanico può

muovere una pompa di calore.

A questo punto è bene chiarire che, come

si può considerare più preziosa dal punto

di vista dell’energia potenziale l’acqua del

bacino sopraelevato, così è più pregiata

l’energia posseduta da un sistema a più alta

temperatura rispetto a quella di un sistema

a più bassa. Si abbia infatti un sistema A ad

una certa temperatura, ad esempio 1000°C

e questo sistema ceda una quantità di calore

Q ad un sistema più bassa temperatura, ad

esempio l’esterno a 0°C per il tramite della

nostra casa a 20°C.

Se nulla è interposto fra i due sistemi, l’energia

interna del sistema A diminuisce di Q e di

altrettanto aumenta l’energia interna dell’altro

sistema. È però possibile interporre una

macchina che trasformi una parte dell’energia

termica ceduta dal sistema A in lavoro, sì

che alla fine l’aria esterna riceve, per il primo

principio, solo la frazione di energia di A non

trasformata in lavoro.

Mentre se l’energia è a 1000°C la frazione

di Q che può essere trasformata in lavoro

supera il 78%, se il sistema si trova ad una

temperatura più bassa, ad esempio a 200°C,

la frazione scende al 42% e a 100°C al 27%.

Quanto più grande è la frazione ottenibile,

tanto migliore la situazione in cui ci si trova:

il lavoro è una forma più pregiata di energia,

che può essere trasformata in un’equivalente

quantità di calore senza limitazioni,

mentre solo limitatamente può avvenire la

trasformazione inversa. Ma quel che più conta,

il lavoro può far funzionare una pompa di

calore, rendendo utilizzabili quantità di calore

11


< < <


ben superiori a quelle ottenibili dalla sua

semplice trasformazione in calore.

Così, ad esempio con l’energia elettrica si

può far funzionare una stufetta, ottenendo 1

kWh termico per ogni kWh elettrico, ma anche

una pompa di calore che, raffreddando l’aria

esterna, consenta di avere un riscaldamento

pari a 2 o anche 3 o 4 kWh termici per ogni

kWh elettrico.

Questo fatto sembra apparentemente in

contrasto con la legge di conservazione

dell’energia. Solo apparentemente.

L’importante è non separare due fatti:

1. la quantità di calore prelevata dal sistema

più freddo è trasferita al più caldo;

2. il lavoro meccanico necessario per attuare

questo trasferimento.

In fondo anche nell’esempio idraulico

facendo scendere 1 litro d’acqua dal bacino

sopraelevato se ne avevano 5,6 fino ad 11

litri nella piscina. Così dei 3 kWh termici

che supponiamo la pompa di calore renda

disponibili, 2 provengono dal raffreddamento

dell’aria esterna: quello rimanente dal kWh

elettrico trasformato integralmente in energia

termica.

L’analogia sembra finire qui. Invece esiste un

parallelo fra l’acqua che scende dal bacino

sopraelevato con la sua energia potenziale

e il kWh elettrico. Quest’ultimo infatti si può

pensare che derivi da una macchina per il cui

funzionamento è necessaria la cessione di

una quantità di calore da un corpo più caldo

ad uno più freddo. È quanto avviene in una

centrale termoelettrica: dalla combustione

di combustibili fossili si ottiene una sorgente

termica con cui viene prodotto il vapore che fa

muovere le turbine e, con esse, gli alternatori

(fig. 1.6).

In fin dei conti per far funzionare la pompa

di calore elettrica è necessaria la cessione

di calore da parte di un sistema a più alta

temperatura, se la produzione dell’elettricità è

termoelettrica.

FIG. 1.6Rappresentazione 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

POMPA

CONDENSATORE

TURBINA

CALORE FORNITO

GENERATORE DI VAPORE ALTERNATORE

LAVORO

CALORE CEDUTO

VAPORE

12


< < <


Questo aspetto si potrebbe descrivere con

precisione mediante il concetto di exergia

od energia utilizzabile. Si tratta della parte

integralmente trasformabile in lavoro

dell’energia posseduta da un sistema. La

pompa di calore riceve tutta energia utilizzabile

od exergia pura. Questo le consente di

trasferire energia dall’ambiente ad exergia

nulla al sistema edificio a più alta temperatura.

La quantità di calore resa disponibile non è

ora più ad exergia nulla: una parte di essa è

energia utilizzabile, nel senso che si potrebbe

ritrasferire calore dall’edificio all’ambiente

esterno attraverso una macchina, ottenendo

del lavoro. Se tutte le macchine impiegate

fossero ideali, tale lavoro sarebbe proprio

pari a quello fornito in partenza alla pompa

di calore. In realtà le macchine non sono

ideali, così che l’exergia resa disponibile dalla

pompa di calore è inferiore a quella fornita

inizialmente. In maniera analoga il litro d’acqua

fatto scendere dal bacino sopraelevato può

pompare dal lago 5 o 6 litri, ma non dieci.

Questo non è un problema, dato che il

riscaldamento di un edificio richiede una

temperatura modesta. Il fatto che l’exergia di

questa quantità di calore sia molto bassa è

del tutto irrilevante: quello che conta è quanti

chilowattora di questa quantità di calore si

possono rendere disponibili con 1 kWh di pura

exergia, quale 1 kWh di energia elettrica.

Si sa che scambiando calore fra sistemi a due

temperature il massimo rendimento si può

ottenere con una macchina di Carnot (fig.

1.7). Per il momento non importa conoscere

come funzioni la macchina di Carnot. Basta

solo sapere che il suo rendimento, vale a

dire il rapporto fra il lavoro utile fornito dalla

macchina e la quantità di calore ceduta dal

sistema a più alta temperatura è funzione

delle sole temperature assolute dei due

sistemi:

Il teorema di Carnot si riferisce ad una

macchina reversibile, intendendo con ciò una

macchina per la quale sia possibile invertire il

senso di tutte le trasformazioni. In altri termini,

se la macchina a ciclo diretto riceve la quantità

di calore Q1 dalla sorgente a temperatura T1

e cede la quantità di calore Q0 alla sorgente

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

FIG. 1.7Rappresentazione 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


T1


T0

macchinadi carnot

LAVORO L

QUANTITà DI CALORE FORNITA

Q1

QUANTITà DI CALORE CEDUTA

Q0

13


< < <


temperatura più alta.

Questo funzionamento si può configurare

come quello di un frigorifero; se tuttavia

si fissa l’attenzione alla sorgente a più alta

temperatura, la macchina reversibile diventa

una pompa di calore. Di questa possibilità

teorica e ci rese conto molto più tardi, e cioè

nel 1852 da parte di William Thompson, alias

Lord Kelvin.

Il comportamento di questa pompa di calore

ideale è caratterizzabile semplicemente come

per la macchina a ciclo diretto. La macchina a

ciclo diretto viene qualificata dal rendimento,

inteso come il rapporto fra la quantità utile

che ci interessa, il lavoro, e ciò che dobbiamo

dare per averla, la quantità di calore a più alta

temperatura. Nel caso della pompa di calore

il risultato che interessa è la quantità di calore

ottenuta dalla sorgente a più alta temperatura;

ciò che dobbiamo dare è il lavoro. Il

comportamento della pompa di calore è allora

qualificato dal coefficiente di effetto utile o

COP (Coefficient Of Performance), definito dal

rapporto:

Questo è proprio l’inverso del rendimento del

ciclo diretto, per cui per una pompa di calore

ideale:

è facile rendersi conto con pochi semplici

calcoli che il COP teorico può risultare molto

elevato. Per una pompa di calore che operi

prelevando calore dall’ambiente esterno a 0°C,

portandolo a 40°C, il COP massimo è dato da:

anche se nella realtà i valori ottenibili sono

pari a circa metà, il risultato è sicuramente

apprezzabile.

La pompa di calore più diffusa è quella

cosiddetta a compressione di vapore. Per

capirne il funzionamento bisogna tenere

presente due fenomeni:

1 quando una sostanza passa dalla fase

liquida alla fase vapore richiede una

quantità di calore: il calore di vaporizzazione.

La vaporizzazione avviene dunque con

sottrazione di calore. Di converso, quando

una sostanza passa dalla fase vapore alla

fase liquida, cioè condensa, cede calore: il

calore di condensazione. La condensazione

avviene dunque con concessione di calore.

2 Per ogni sostanza la vaporizzazione o la

condensazione possono avvenire per

una certa pressione soltanto ad una ben

definita temperatura che resta costante per

tutto il tempo durante il quale ha luogo

il fenomeno. Così, ad esempio, finché in

una pentola a pressione c’è acqua allo

stato liquido si è sicuri che la temperatura

all’interno non supera il valore della

temperatura di evaporazione dell’acqua

alla pressione fissata dalla valvola della

pentola. Quanto più alta è la pressione a

cui avvengono i cambiamenti di fase, tanto

più alta è la temperatura alla quale possono

avvenire. Così, alla pressione atmosferica

l’acqua bolle a 100°C, ma nella pentola a

pressione, dove la pressione è superiore,

l’acqua bolle a temperature più alte.

Il circuito elementare di una pompa di calore

a compressione di vapore è dunque costituito

da un evaporatore, dove un fluido frigorifero

14


< < <


idoneo evapora alla temperatura della

sorgente fredda, da un compressore che porta

il vapore di questo fluido ad una pressione

più alta e da un condensatore dove il vapore

condensa cedendo calore ad una temperatura

più alta. Il condensato ritorna all’evaporatore

attraverso una strozzatura (valvola di

laminazione) che consente il passaggio nella

misura consentita dal compressore (fig. 1.8).

È molto utile riuscire a rappresentare queste

trasformazioni in un diagramma di stato del

fluido frigorifero. Tale diagramma consente

di identificare attraverso due variabili di stato

tutte le altre proprietà che caratterizzano il

fluido in una determinata condizione. Un

diagramma molto diffuso ed utile è basato

sulle due proprietà pressione ed entalpia, p

ed h. Fissato il valore di queste proprietà, si

possono leggere dal diagramma le altre, come,

ad esempio, temperatura, volume specifico,

entropia (fig. 1.9).

È facile a questo punto tracciare su questo

diagramma il ciclo termodinamico visto

prima (fig. 1.10). Si può partire dal liquido

saturo che lascia il condensatore (punto 1):

la laminazione è un processo in cui non si

manifesta variazione di entalpia. Viene quindi

rappresentato dalla linea verticale che dal

FIG. 1.8Schema a blocchi di un ciclo frigorifero o a pompa di

calore: è visibile il senso dei flussi termici

VALVOLA COMPRESSORE

CONDENSATOREtemp. = 30°C press. = 12 atm.

temp. = 10°C press. = 2,5 atm.

EVAPORATORE

Qc

Qe

PQc = Qe + P

FIG. 1.9Diagramma pressione-entalpia per un fluido frigorifero

(ENTALPIA)

(PRE

SSIO

NE)

T =

costa

nte

(tem

pera

tura

)

S = co

stante

(entro

pia)

P

Pc C

h

15


< < <


punto 1 raggiunge la pressione più bassa

dell’evaporatore. Qui a pressione costante

si ha la progressiva evaporazione del fluido

frigorifero fino alle condizioni di vapore saturo

(punto 3). Il processo nel compressore, se

condotto idealmente, è ad entropia costante.

Si segue quindi la curva dell’entropia che

passa per il punto 3 fino a raggiungere la

pressione del condensatore. La condizione

del punto 4 è al di fuori della campana del

vapore umido. È infatti vapore surriscaldato. Si

trova ad una temperatura più alta di quella di

condensazione. Esso viene prima raffreddato

del condensatore (desurriscaldato), poi

condensa a temperatura costante e si ritorna

al punto 1. L’effetto utile è la variazione di

entalpia dal punto 4 al punto 1. Il lavoro

necessario per ottenere questo effetto utile è

la variazione di entalpia dal punto 4 al punto

3. L’energia resa disponibile dalla sorgente

fredda è la variazione di entalpia dal punto 3

al punto 2.

Non si è detto fin qui che cosa sia l’entalpia

e non è importante darne in questa sede

una definizione rigorosa. Basti sapere che

l’entalpia è una proprietà di un sistema dalla

cui variazione si possono valutare le quantità

di calore o lavoro scambiate con l’esterno

del sistema nelle varie trasformazioni. Nel

diagramma considerato la variazione di

entalpia viene data per ogni kg di fluido e

percorre il ciclo.

Le quantità di calore di lavoro scambiate nel

ciclo sono proporzionali, perciò, alle lunghezze

dei segmenti orizzontali del ciclo. Ad esempio

41 può denotare la quantità di calore ceduto

al condensatore per ogni chilogrammo di

fluido che percorre il ciclo, 23 quella sottratta

all’evaporatore, 34' è il lavoro fornito al

compressore.

Si osservi che, nel rispetto del primo principio,

si ha:

FIG. 1.10Ciclo ideale di pompa di calore a compressione su diagramma pressione-entalpia

(PRE

SSIO

NE)

1

2 3 4’

4

P

h1 = h2 h4 = h4’ hh3

16


< < <


41 = 23 + 34’

Qc = Qe + L

Si è segnato su diagramma il ciclo più

semplice; mancano, ad esempio le inevitabili

cadute di pressione attraverso condensatore

ed evaporatore ed anche il processo di

compressione è considerato ideale. Pur

trascurando le cadute di pressione, si

dovrebbe tener conto che in un processo reale

di compressione l’entropia aumenta, quindi

il punto finale si trova più a destra di quanto

indicato.

Si desidera quasi sempre avere un leggero

surriscaldamento all’aspirazione del

compressore. Tale surriscaldamento è teso

ad evitare l’eventuale ingresso di goccioline

di liquido al compressore. Dal momento

che il liquido è praticamente incomprimibile,

tale eventualità potrebbe danneggiare il

compressore o comunque abbreviarne la vita.

Il surriscaldamento viene solitamente realizzato

a spese di un sottoraffreddamento del liquido

all’uscita del condensatore: in altre parole alla

pressione di condensazione il liquido viene

raffreddato al di sotto della temperatura di

saturazione (fig. 1.11). Lo schema a blocchi

del ciclo così rappresentato è illustrato dalla fig.

1.12. All’uscita dell’evaporatore (punto 3) si

suppone di avere vapore saturo: questo viene

surriscaldato in uno scambiatore di calore,

sottraendo calore al liquido che esce dal

condensatore. Si arriva al punto 3’; si ha poi la

compressione fino a 4’. Il vapore surriscaldato

viene raffreddato nel condensatore fino a

condizione di vapore saturo e poi condensato

(punto 1).

Il liquido saturo passa nello scambiatore,

dove viene sottoraffreddato fino ad 1’ e di

lì, infine, attraverso l’organo di laminazione,

fino al punto 2’. La quantità di calore

necessaria a surriscaldare il vapore è fornita

dal sottoraffreddamento del liquido: perciò i

segmenti 11' e 33' sono eguali.

Uno dei vantaggi del sottoraffreddamento

FIG. 1.11Rappresentazione su diagramma pressione-entalpia del ciclo a pompa di calore a compressione con sottoraffreddatore-surriscaldatore

(PRE

SSIO

NE)

2

1

2’

1’

33 3’

4’ 4’’4

P

h

17


< < <


è la possibilità di sottrarre all’evaporatore

una maggiore quantità di calore per ogni kg

di fluido che circola: si noti infatti come il

segmento 2'3 sia più lungo di 23 .

Le prestazioni del compressore sono

caratterizzate dal suo rendimento isentropico,

così definito (fig. 1.11):

ηis =h4’ - h3’

h4’’ - h3’

Si tratta del rapporto fra il lavoro ideale di

compressione (processo isentropico) e quello

reale.

Un rendimento isentropico inferiore ad 1, e

di solito non superiore a 0,8, non è l’unico

motivo per cui il COP è inferiore a quello

del ciclo di Carnot fra le stesse temperature.

Un effetto molto importante è dovuto alle

differenze di temperatura che si devono avere

fra il fluido operativo, il fluido frigorifero, e le

sorgenti calda e fredda perché avvenga lo

scambio di calore.

Come è noto, la trasmissione del calore da

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

di calore trasmessa e quindi la potenza

termica scambiata. Tale potenza termica Q è

proporzionale alla differenza di temperatura T

ed all’area di scambio S:

Q = KSΔT

Quindi se si vuole scambiare una certa

potenza termica con una certa area di

scambio, è necessario prevedere un adatto

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

calore ad esso e la sorgente calda deve

trovarsi a temperatura inferiore a quella del

condensatore per riceverne calore.

La fig. 1.13 rappresenta il ciclo che si avrebbe

avuto con differenze di temperatura nulle e

il ciclo che la pompa di calore deve seguire,

date le differenze di temperatura. Si nota

subito un maggior lavoro del compressore

ed una minore quantità di calore sottratta alla

sorgente fredda.

Vi sono altre numerose ragioni per la

riduzione del COP, comunque tutte meno

importanti di quella appena considerata. Una

è il processo irreversibile che avviene nella

valvola di laminazione con una perdita netta

di energia utilizzabile: l’energia di pressione

posseduta dal fluido viene degradata. Il

processo è accompagnato da una certa

produzione di vapore che riduce l’effetto

frigorifero. Generalmente non si considera

conveniente sfruttare il salto di pressione, data

la complessità dell’espansore ed il modesto

FIG. 1.12Schema a blocchi di pompa di calore a compressione

dotata di sottoraffreddatore-surriscaldatore

COMPRESSORE

SCAMBIATORE DI CALORE

CONDENSATORE

EVAPORATORE

1’ 3

3’

2’

1 4’

18


< < <


lavoro ottenibile. Recenti prototipi di macchine

hanno cominciato a farlo.

Un’altra ragione di riduzione può essere

il lavoro necessario a portare a contatto

evaporatore e condensatore con le sorgenti

termiche. Ad esempio, in una pompa di calore

che lavora con l’aria esterna, l’aria esterna

viene fatta passare attraverso la batteria

dell’evaporatore con un ventilatore.

Questo richiede un lavoro che va a sommarsi

a quello del compressore, riducendo il COP.

Oppure, se la sorgente fredda è un’acqua

sotterranea, bisogna azionare una pompa.

Egualmente, all’interno dell’ambiente sarà

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

quella del calore utile prodotto. Può essere

utile la rappresentazione semplificata di

fig.1.14 In essa, ipotizzata una temperatura

al condensatore di 60°C viene rappresentato

il COP di macchine reali di diversa qualità ed

il valore teorico in funzione della differenza

fra le temperature di condensazione e di

evaporazione. È importante notare come tale

differenza influisca molto fortemente sulle

prestazioni di ogni tipo di macchina. Risulta

quindi di estrema importanza sia la scelta

della sorgente fredda più adatta che della

temperatura di impiego dell’energia termica

prodotta.

(PRE

SSIO

NE)

P

h

Δt CONDENSAZIONE

Δt EVAPORAZIONE

FIG. 1.13Rappresentazione su diagramma pressione-entalpia del ciclo a pompa di calore a compressione con sottoraffreddatore-surriscaldatore

19


< < <


FIG. 1.14COP di pompe di calore di diversa qualità confrontate con il valore teorico per diversi incrementi di temperatura consentiti

(temperatura utile 60°C)

Pom

pe d

i calo

re d

i elev

ate p

resta

zioni

Pom

pe d

i calo

re d

i med

ie pr

estaz

ioni

Pom

pe d

i calo

re d

i vec

chia

conc

ezio

neciclo di Carnot inverso

Tc = 60°C

COP praticamente ottenibili

COP

incremento ditemperatura (°C o K)

20

5

10

15

4030 50 60

20


< < <


21


< < <


I primi sono decisamente quelli maggiormente

impiegati. La compressione viene attuata

sostanzialmente intrappolando un certo

volume di gas alla pressione di aspirazione,

riducendo progressivamente lo spazio a

disposizione ed aumentando quindi la

pressione.

Nei compressori centrifughi l’effetto di

compressione è dovuto alla forza centrifuga

esercitata sul gas da un elemento girante a

velocità relativamente elevata. All’effetto di

spinta centrifuga si aggiunge la trasformazione

2.1 IL COMPRESSORE

Il compressore è il cuore pulsante della pompa

di calore come delle macchine frigorifere che

operano con ciclo a compressione di vapore.

È il compressore che provvede ad aspirare il

vapore di refrigerante a bassa pressione e a

portarlo alla pressione più elevata necessaria

alla condensazione a più alta temperatura.

I compressori sono tradizionalmente classificati

secondo due grandi famiglie:

• Compressori volumetrici (positive displacement)

• Compressori centrifughi

CaP. 2I COMPONENTI DELLA POMPA DI CALORE

FIG. 2.1Sezione di un compressore bicilindrico alternativo a

pistoni. Si nota a sinistra la valvola di mandata aperta,

mentre a destra si è in fase di aspirazione

FIG. 2.2Particolari delle valvole automatiche di aspirazione e di

scarico di un compressore alternativo a pistoni

22


< < <


apertura automatica. Si osservi in fig. 2.1

una sezione di un compressore bicilindrico a

pistoni. Si nota nel cilindro di sinistra l’apertura

della valvola di scarico, mentre in quello di

destra la valvola di scarico è chiusa e si è

aperta la valvola di aspirazione. Le valvole

sono realizzate mediante delle lamine flessibili

(più robusta quella sulla mandata e più

“leggera” quella di aspirazione). Sono valvole

a sviluppo circonferenziale (fig. 2.2) in modo

da garantire la maggiore sezione di flusso

possibile con limitate perdite di carico. Si

deve tener conto che l’aria passa attraverso le

valvole ad elevatissima velocità.

Nella corsa dal punto morto superiore (PMS)

verso il punto morto inferiore (PMI) il pistone

crea una depressione che comporta l’apertura

della valvola di aspirazione e il deflusso del

vapore di refrigerante dall’evaporatore, dove

si trova alla pressione più bassa di ciclo (fig.

2.3). La valvola di aspirazione tuttavia può

aprirsi solo dopo che all’interno del cilindro

a valle della girante dell’energia cinetica

acquistata dal gas in energia di pressione

per progressiva riduzione di velocità in un

elemento diffusore (voluta).

Questi ultimi trovano impiego nelle macchine

di grande potenzialità (ordine di grandezza 1

MW). Se è vero che i compressori volumetrici

vengono utilizzati in una gamma di potenzialità

che va da pochi kW (a volte poche centinaia

di W) fino ad alcune centinaia di kW, bisogna

anche ricordare che le tipologie sono molto

diverse e spesso specializzate in certi intervalli

di potenza.

Il compressore del quale è più agevole

illustrare il funzionamento è senza dubbio

il compressore alternativo a pistoni. In un

cilindro si muove un pistone azionato da

biella e manovella o da un sistema ad

eccentrico con una grande somiglianza con

un motore automobilistico. Ovviamente non

c’è la candela di accensione e le valvole di

aspirazione e di mandata sono valvole ad

FIG. 2.3Schema di funzionamento di un compressore alternativo a pistoni con evidenziati il volume nocivo e il volume generato

VOLUMEGENERATO

ANELLI DI TENUTA DEL PISTONE

BIELLA

ALBERO A GOMITI

MANOVELLA

VOLUME NOCIVO

VALVOLE

23


< < <


come al PMS per garantire le dilatazioni e per

lasciare spazio alle valvole resta comunque

uno spazio fra cielo del pistone e testata. In

tale spazio resta un corrispondente volume di

vapore compresso e di cui si è parlato poco

sopra.

Questo volume dovrebbe essere il più ridotto

possibile, tanto che viene indicato come

volume nocivo. Infatti l’espansione del vapore

lì racchiuso limita l’entità di vapore che può

essere aspirato ad ogni corsa del pistone,

per cui il volume aspirato risulta inferiore

al volume generato (per intenderci quello

spazzato effettivamente dal pistone). Viene

definito il rendimento volumetrico ηv come

il rapporto fra volume aspirato Va e volume

generato Vg

Va

Vg ηv =

Non è difficile dimostrare, applicando alle

trasformazioni riportate in fig. 2.5 la legge dei

gas ideali, considerando sia la compressione

la pressione è scesa al valore più basso,

essendosi completata l’espansione del vapore

che era rimasto intrappolato nello spazio

morto (volume nocivo) compreso fra pistone

e testata al PMS. Il diagramma di indicatore

di fig. 2.4 illustra assai bene la situazione:

la corsa del pistone dal PMS al PMI viene

rappresentata in tale diagramma dalle lettere

dab. Da d ad a si ha l’espansione del vapore

intrappolato nel volume nocivo, mentre da a

a b si ha l’effetto di aspirazione e il volume

spazzato dal pistone in quella fase è tutto

volume aspirato di vapore da comprimere.

Nella corsa dal PMI al PMS il pistone riduce

lo spazio a disposizione del vapore: subito

la valvola di aspirazione sottoposta ad una

pressione si chiude e la corsa dalla lettera

b alla lettera c avviene a valvole chiuse. La

pressione aumenta fino al valore di taratura

della valvola di mandata (pressione p2): a quel

punto si apre la valvola di mandata e il vapore

viene inviato verso il condensatore. Si nota

FIG. 2.4Diagramma di indicatore di un ciclo di compressione

per un compressore alternativo: a-b fase di aspirazione,

b-c compressione a valvole chiuse, c-d mandata del

gas compresso, d-a espansione del gas contenuto nel

volume nocivo

FIG. 2.5Diagramma di indicatore di un ciclo di compressione

con evidenziati il volume generato, Vg, il volume

aspirato Va e il volume nocivo Vn

VOLUME GENERATO

VOLUMEASPIRATO

a b

cd

p

p2

p1

V

a

bc

d

p

p2

p1

vn vg

vaV

24


< < <


che l’espansione a valvole chiuse come

processi adiabatici reversibili che il rendimento

volumetrico dipende sia dall’entità relativa del

volume nocivo Vn che dal rapporto ρ delle

pressioni (k è il rapporto caratteristico per il

gas considerato dei calori specifici a pressione

e a volume costante):

Va

Vg

Vn

Vg ηv = = = 1 - (ρ - 1)

Vg + Vn (1 - ρ ) 1k

Vg

1k

Apparentemente un basso rendimento

volumetrico non danneggia le prestazioni del

ciclo. Infatti il lavoro aggiuntivo necessario a

comprimere il vapore che resterà intrappolato

nel volume nocivo viene restituito nella fase

di espansione. Nella realtà per un basso

rendimento volumetrico un compressore

di data cilindrata dovrà compiere più corse

per comprimere un certo volume di gas. Ne

derivano maggiori perdite per attrito ed una

maggiore dimensione della macchina per una

data potenza. In più è facile rendersi conto

che, all’aumentare del rapporto delle pressioni,

si riduce sempre di più il volume aspirato

fino a portarsi a valori davvero molto bassi e

che suggeriscono in quel caso di attuare la

compressione almeno in due stadi (fig. 2.6).

Il compressore alternativo a pistoni è rimasto

per lunghi anni il compressore in assoluto

più diffuso fra i compressori volumetrici

per la sua semplicità costruttiva e per

l’effetto di “primogenitura” con produzioni di

massa ed effetto scala sui costi. Si trattava

quindi del compressore più economico

e che aveva raggiunto per primo la piena

maturità tecnologica. Le sue posizioni hanno

cominciato a perdere quota con l’avvento

dei compressori a vite. Si può dire che

alcune delle motivazioni che hanno portato

ad una progressiva “marginalizzazione” dei

compressori alternativi a pistoni sono state le

seguenti:

• Per potenze dell’ordine di qualche centinaio

di kW le dimensioni delle macchine erano

piuttosto importanti.

FIG. 2.6Ciclo di compressione con due diverse pressioni di

mandata. Alla pressione più alta si nota una forte

riduzione del rendimento volumetrico a causa

dell’espansione del gas contenuto nel volume nocivo

FIG. 2.7Andamento del flusso di gas compresso alla mandata

in un compressore alternativo a semplice effetto. Nel

primo mezzo giro dell’albero si ha l’aspirazione e la

mandata nel secondo mezzo giro. Si nota come il

flusso sia discontinuo

p

V 360180

0

25


< < <


che può prelevare il gas compresso in una

zona a piacere nel percorso longitudinale fra

ingresso e uscita. Il vapore di refrigerante resta

intrappolato nella tasca che si forma fra le due

viti a partire dalla zona di aspirazione e viene

spinto verso la zona assialmente opposta con

volumi via via più ridotti.

Il funzionamento del compressore garantisce

una buona uniformità nel flusso di gas

compresso, dato che nella rotazione si

alternano al tempo stesso momenti di

aspirazione con momenti in cui il gas ha

completato il suo percorso di compressione

(fig. 2.9). Attualmente il compressore a vite

si impiega largamente per la produzione

dell’aria compressa e per macchine frigorifere

di potenza superiore a 50 kW e si può dire

che nelle potenza da 100 kW fino ad alcune

centinaia di kW non ha rivali, sia per la sua

compattezza che per la sua efficacia.

Nel campo di potenza sotto i 50 kW si sono

sviluppate due tecnologie molto diverse:

• Il compressore a pistoni per la sua intrinseca

natura fornisce un flusso di vapore compresso

discontinuo (si veda in fig. 2.7 come ad ogni

giro dell’albero si abbia il flusso tratteggiato

di vapore compresso). L’inconveniente può

essere limitato da compressori pluricilindrici

ovviamente di maggior costo ed impegno

tecnologico.

• Il compressore a pistoni ha un

funzionamento più “ruvido”, moderato dalla

presenza del volano (come nei motori

automobilistici), ma che comunque richiede

una coppia di spunto alla partenza di un certo

rilievo, anche qualora si possa realizzare a

valvole aperte. Un fenomeno molto comune è

l’abbassamento momentaneo della tensione

di rete per l’assorbimento di potenza all’avvio

della macchina.

Va fatto rilevare che lo sviluppo dei

compressori a vite, così come anche delle

altre macchine che si sono via via diffuse è

legato alla crescita tecnologica nel settore

delle macchine utensili che ha consentito di

sviluppare macchine a controllo numerico con

tolleranze realizzative anche su componenti

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

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

nella parte iniziale e di mandata nel terminale

opposto con un cassetto di distribuzione

FIG. 2.9Schema illustrativo compressione in compressore a vite

FIG. 2.8Viti maschio e femmina di un compressore a vite

ASPIRAZIONE MANDATA

26


< < <


FIG. 2.12Schema del meccanismo di trasmissione del movimento

orbitante alla spirale a partire dal movimento rotativo dell’albero

motore

ALBEROMOTORE

DISASSAMENTO

SPIRALE ORBITANTE

CUSCINETTO

SEDE DELCUSCINETTO

Il compressore scroll o a spirali orbitanti,

sempre più impiegato nel campo di potenze

da qualche kW fino ad alcune decine di kW,

merita alcuni approfondimenti, anche per

l’apparente complessità di funzionamento. La

sua ideazione risale ad un inventore francese,

un certo Léon Creux che lo brevettò nel

lontanissimo 1905. La tolleranza necessaria

alle lavorazioni delle complesse figure delle

spirali ne ritardò l’ingresso sul mercato agli

anni ’80.

L’elemento principale del compressore scroll

sono appunto le spirali: una spirale fissa

ed una orbitante che nel suo movimento

rotola sulla fissa (fig. 2.11). La tenuta è

garantita nel senso del diametro dalla qualità

• Il compressore a palette o rotativo;

• Il compressore scroll o a spirali orbitanti.

Il compressore a palette o rotativo è realizzato

in diverse versioni. Una semplice versione è

illustrata in fig. 2.10. Qui si vede un eccentrico

che lavora entro una carcassa sulla cui

superficie può rotolare realizzando in ogni

istante un punto di contatto che intrappola il

gas da comprimere, delimitato dall’altra parte

da una lama tenuta a contatto dell’eccentrico

da una molla. Benché la gittata di refrigerante

garantita dal compressore descritto non sia

regolare, altre tipologie costruttive con un

maggior numero di palette consentono un

deflusso abbastanza regolare e senza ruvidità

del refrigerante compresso.

FIG. 2.10Sezione di un compressore rotativo ad eccentrico

FIG. 2.11Dettagli delle spirali fissa ed orbitante di un

compressore scroll

MANDATA

LAMA

ASPIRAZIONE

27


< < <


FIG. 2.14Sezione schematica delle due spirali del compressore

scroll con evidenziata una fase di compressione

FIG. 2.13Sezione schematica delle due spirali del compressore

scroll con evidenziata una fase di aspirazione

SPIRALE FISSA

ASPIRAZIONE

realizzativa delle superfici a contatto. Ed inoltre

aiuta molto, come anche in gran parte dei

compressori a vite e a palette, la presenza di

un velo di lubrificante che, oltre ad avere la

funzione di ridurre gli attriti, ha proprio quella

di svolgere una funzione di tenuta. Infatti

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

quella di fornire un movimento orbitante a

partire da un movimento rotatorio (fig. 2.12).

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

uscire compresso dallo spazio in cui era stato

delimitato. Si osservi che, mentre abbiamo

seguito queste fasi di compressione, le due

spirali intanto hanno elaborato altre fasi quasi

in contemporanea di aspirazione e di mandata

(fig. 2.15).

FIG. 2.15Sezione 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

MANDATA

28


< < <


si ha nel processo reale (fig. 2.17). Quanto

migliore è il rendimento isentropico tanto

minore è il lavoro di compressione che si deve

fornire alla macchina a parità di servizio:

Lid

Lr

h2’ - h1

h2 - h1is = =

Inoltre il compressore scroll ha un maggiore

rendimento volumetrico, inteso come il

rapporto fra il volume di gas effettivamente

compresso e il volume dello spazio di

compressione rispetto ad un compressore

alternativo a pistoni di pari capacità. Il

vantaggio è tanto più significativo quanto

maggiore è il rapporto delle pressioni (fig.

2.18).

Dall’esterno il compressore scroll si presenta

quasi sempre come una specie di barilotto a

sviluppo verticale (fig. 2.19). In esso la parte

di compressore vero e proprio si limita ad una

zona di ridotte dimensioni nella parte alta,

dove si possono notare le due spirali. Al di

sotto di queste si vede l’albero motore con

il giunto di Oldham, mentre gran parte del

Quali sono i punti delicati del compressore

scroll? Anzitutto l’accuratezza delle lavorazioni

e della lubrificazione che consenta la tenuta

nel senso del diametro. Vi è poi da garantire

la tenuta nel senso dell’altezza con adatte

guarnizioni che devono resistere nel tempo

all’effetto di strisciamento (in ciò aiutate molto

dalla lubrificazione): infatti si deve avere

un minimo gioco nel senso dell’altezza per

consentire il movimento relativo delle spirali

con il gas che presenta la naturale tendenza

di ritornare dal centro, dove la pressione è più

alta, verso la periferia (fig.2.16).

Il compressore scroll presenta molti vantaggi.

Anzitutto un migliore rendimento isentropico

di compressione dal momento che non

presenta le perdite di carico tipiche nei

compressori alternativi a pistoni dovute

alle valvole. Il rendimento isentropico

della compressione ηis è il rapporto fra il

lavoro ideale che si sarebbe avuto con una

compressione adiabatica reversibile (quindi

senza aumenti di entropia) e quella che invece

FIG. 2.16Dettaglio di una sezione di un compressore scroll con

evidenziate le guarnizioni di tenuta ed i giochi necessari

per il movimento

FIG. 2.17Rappresentazione sul piano temperatura-entropia di

una compressione adiabatica reversibile 12’ e di una

compressione reale con aumento di entropia 12

T

S

P2

P12

2'

1

29


< < <


rend

imen

to v

olum

etric

io

10

32 4 5 6 7 8

30

50

70

90

100

rapporto delle pressioni

temperatura di condensazione 50°C

alternativo

scroll

FIG. 2.18Confronto del rendimento volumetrico di un compressore alternativo a pistoni e di uno scroll in funzione del rapporto

delle pressioni

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

FIG. 2.19Spaccato 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

30


< < <


inverter, vale a dire un dispositivo elettronico

in grado di modificare la frequenza della

corrente elettrica alternata, sia nel senso di

aumentarla rispetto ai 50 Hz della rete, sia di

ridurla. Si ha così modo di avere una velocità

variabile del compressore in una gamma

abbastanza ampia. Non tutta la gamma delle

velocità è disponibile, dal momento che a

velocità decrescenti tendono a prevalere

i ritorni di gas compresso verso la zona

di aspirazione. Ad esempio la frequenza

potrebbe variare da 30 a 75 Hz. A 75 Hz

si ha la massima capacità della pompa di

calore, mentre a 30 Hz si ha la minima. Per

potenze inferiori alla minima si provvede

anche per i sistemi modulanti in continua al

funzionamento in attacca- stacca. I vantaggi

del funzionamento con inverter si possono

così elencare:

• Maggiore benessere degli occupanti dal

momento che istante per istante si fornisce

esattamente il carico richiesto.

• Maggiore rendimento del sistema con valori

di COP ai carichi parziali addirittura migliori

che a carico nominale. Infatti a carico parziale

in questo caso le portate di refrigerante che

devono trarre calore dall’evaporatore e fornirlo

al compressore sono minori e quindi con le

superfici di scambio messe a disposizione le

differenze di temperatura si riducono e il ciclo

diventa più favorevole.

• La partenza della macchina può essere molto

dolce senza sbalzi di tensione perché viene

attuata alla minima velocità di rotazione e poi

il compressore viene accelerato dall’inverter

alla velocità di rotazione richiesta.

point. Questa modalità operativa presenta una

serie di svantaggi.

• I due set point di temperatura devono essere

abbastanza distanziati per evitare un numero

eccessivo di partenze e fermate soprattutto in

presenza di carichi ridotti.

• Maggiore è la distanza fra il valore di set

point di partenza da quello di fermata,

maggiore è l’oscillazione di temperatura

nell’ambiente riscaldato con possibile disagio

per gli occupanti.

• Il funzionamento in attacca-stacca riduce il

valore del COP per le perdite che si realizzano

nella fasi transitorie di fermata e soprattutto di

ripartenza.

• Ogni ripartenza del compressore è un piccolo

trauma per il motore elettrico del compressore

con relativa microincisione sull’avvolgimento e

rischio di guasto precoce.

• Ogni ripartenza della macchina presenta una

coppia di spunto con possibile momentaneo e

fastidioso abbassamento della tensione.

Va rilevato che molti degli inconvenienti

elencati sono stati progressivamente

minimizzati, ma alcuni non vanno sottovalutati,

per cui da sempre si è cercato di modulare la

potenza delle macchine.

In un primo tempo si è fatto ricorso per

i compressori alternativi pluricilindrici alla

cortocircuitazione delle valvole di aspirazione

e mandata di uno o più cilindri, riducendo così

la potenza del compressore, a prezzo delle

perdite per attrito nel funzionamento a vuoto

del cilindro escluso.

La modalità di parzializzazione considerata più

efficace è stata tuttavia la variazione continua

nella velocità di rotazione del compressore.

Questa può essere ottenuta mediante un

31


< < <


Gli svantaggi dell’inverter sono da un lato il

maggiore costo e dall’altro un assorbimento

di potenza dovuto alle trasformazioni sulla

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

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

FIG. 2.20aDettaglio del sistema Digital Scroll© in fase di carico con valvola solenoide chiusa e camera di sovrapressione carica

FIG. 2.21aRappresentazione di un ciclo a vuoto di 18 secondi su

20, capacità del compressore ridotta al 10%

FIG. 2.20BDettaglio del sistema Digital Scroll© a spirali scariche con valvola solenoide aperta e camera di sovrapressione scarica

FIG. 2.21BRappresentazione di un ciclo a vuoto di 10 secondi su

20, capacità del compressore ridotta al 50%

CAMERA DISOVRAPRESSIONE

ALTA PRESSIONE

VALVOLA SOLENOIDE A 2 VIE

FORO CALIBRATO

BASSA PRESSIONE

CAMERA DISOVRAPRESSIONE

ALTA PRESSIONE

VALVOLA SOLENOIDE A 2 VIE

FORO CALIBRATO

BASSA PRESSIONE

32


< < <


secondi si può far funzionare il compressore a

vuoto per intervalli di 18 secondi, ottenendo

in tal modo una potenza al 10% (fig. 2.21a),

oppure per intervalli di 10 secondi ottenendo

una parzializzazione al 50% (fig. 2.21b).

L’operazione di modulazione in questo modo

non è a costo zero, dal momento che il

compressore anche a vuoto richiede energia

che comunque è dell’ordine del 7% rispetto

al funzionamento a regime e quindi si tratta di

una modalità assai conveniente almeno in un

range ragionevole di parzializzazione.

Infine si deve notare che sia nei compressori a

vite che in alcuni modelli di compressore scroll

è possibile realizzare un’iniezione di liquido o

di vapore di refrigerante a ridotta temperatura

nella fase intermedia di compressione. Questa

iniezione consente tramite la successiva

evaporazione di refrigerante di attuare un

raffreddamento intermedio che riduce in

modo apprezzabile il lavoro di compressione,

in particolare quando il compressore per valori

la spirale fissa con quella orbitante per periodi

di tempo preordinati. Questo produce un

innalzamento di circa 1 mm della spirale fissa

e si arresta il flusso di gas alla mandata (le

spirali girano a vuoto.

Si osservi in fig. 2.20a la posizione delle

spirali nella sezione longitudinale del

compressore mentre lavorano: la stessa

pressione prodotta spinge verso il basso

la spirale fissa e la mantiene a contatto

con la spirale orbitante. La figura illustra la

possibilità tramite un collegamento della

camera di sovrapressione di scaricare la stessa

consentendo un passaggio di gas attraverso la

valvola solenoidale nella zona di aspirazione.

L’attivazione del solenoide riesce così a

scaricare la spirale fissa che viene innalzata

dalla molla di circa 1 mm (fig. 2.20b). Questo

fa sì che il compressore lavori a vuoto fino

a che il solenoide non venga disattivato.

L’operazione può avvenire ad intervalli

prefissati. Ad esempio in un ciclo di 20

FIG. 2.22Ciclo 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

4 3

2

1

6

7

5

EVAP

ORAT

ORE

SEPA

RATO

RECO

NDEN

SATO

RE

LAM. 2

pc

pi

peLAM. 1

33


< < <


FIG. 2.23Rappresentazione sul piano pressione-entalpia degli stati caratteristici del refrigerante indicati nello schema a blocchi della figura precedente

p

h

pc

pi

pe

1

3

4 5

6

7

2

di funzionamento dell’evaporatore rispetto a

quella del condensatore.

Infine si deve notare che, se è vero che

la grande maggioranza dei compressori

è azionata da motore elettrico, esiste la

possibilità che siano azionati anche da un

motore a combustione interna, tipicamente

un motore alternativo a pistoni, realizzando

una tipologia di pompa di calore con motore

(di solito a gas). Il grande vantaggio di questa

tecnologia è di disporre anche del calore di

recupero del motore (dal raffreddamento della

camicia dei cilindri, dell’olio lubrificante e dei

fumi di scarico) con valori molto elevati del

REP (Rapporto di Energia Primaria). I problemi

sono legati oltre che al costo iniziale molto più

elevato, alle problematiche di manutenzione

e gestione (cambio dell’olio e revisioni

periodiche) e di rumorosità.

2.2 CONDENSATORI ED EVAPORATORI

Condensatori ed evaporatori sono gli elementi

di temperatura di evaporazione molto bassa

deve operare con elevati rapporti di pressione.

La fig. 2.22 mostra quanto avviene in un

compressore a vite: al compressore arriva

del vapore ad una pressione intermedia

la cui temperatura è ridotta rispetto a

quella del vapore compresso fino a quella

pressione dal compressore a vite. Infatti

dal condensatore il refrigerante ha subìto

una prima laminazione con riduzione di

temperatura da 1 a 2 (fig. 2.23). Ne deriva

una temperatura più ridotta per la successiva

compressione fino al valore finale con un

più limitato valore complessivo del lavoro di

compressione. Questa operazione, indicata

come ciclo economizzatore, si può realizzare

facilmente anche nei compressori centrifughi

che presentano sempre almeno due stadi di

compressione. Recentemente si può effettuare

vantaggiosamente anche nei compressori

scroll (fig.2.24) con vantaggi tanto più

significativi quanto più bassa è la temperatura

34


< < <


FIG. 2.25Schema a blocchi di una pompa di calore aria-aria nel funzionamento estivo

COMPRESSORE

BATTERIA ESTERNA BATTERIA

INTERNA

BOTTIGLIA ANTICOLPO

DI LIQUIDO

FIG. 2.24Ciclo economizzatore per un compressore scroll

VALVOLA DI INVERSIONE

DIREZIONE DEL REFRIGERANTE

FLUSSO DEL REFRIGERANTE

VALVOLA DI INIEZIONE LIQUIDO

COMPRESSORE SCROLL

VALVOLA DI LAMINAZIONE

ENTALPIA

PRES

SION

E

BATT

ERIA

INTE

RNA

BATT

ERIA

EST

ERNA

RISCALDAMENTO

ASPIRAZIONEGs

Gs

Ginj

Ginj + Gs

Ginj INIEZIONE DI LIQUIDO

RAFFREDDAMENTO

35


< < <


FIG. 2.26Schema a blocchi di una pompa di calore aria-aria nel funzionamento invernale

COMPRESSORE

VAPORE FREDDO

BATTERIA INTERNA

BOTTIGLIA ANTICOLPO

DI LIQUIDO

BATTERIA ESTERNA

LIQUIDOFREDDO

VALVOLA DILAMINAZIONE

FIG. 2.27Andamento delle temperature del refrigerante e dell’aria in fase di riscaldamento nel condensatore

superficie progressiva del condensatore

desurriscaldamento

condensazionesottoraffreddamento

aria

refrigerante

tempe

ratu

ra (°

C)

0,20

45

40

35

55

50

0,60,4 0,8 1,0

di scambio termico vuoi con l’ambiente

interno vuoi con la sorgente o il pozzo termico.

Nelle macchine a ciclo invertibile vengono

scambiati i ruoli fra il funzionamento estivo e

quello invernale.

D’estate la macchina opera come

condizionatore e in una versione molto

diffusa lavora ad espansione diretta su due

batterie ad aria, una interna ed una esterna

(fig. 2.25). Nella figura si nota la valvola a 4

36


< < <


incentivazioni dello scambio termico consente

da un lato una riduzione di dimensioni e

dall’altro una limitata rumorosità.

Per la batteria esterna invece risultano

essenziali sia una progettazione con

incentivazioni dello scambio termico, ad

esempio ricorrendo ad alette corrugate od

intagliate, dall’altro un’adeguata spaziatura

fra le alette che consenta il drenaggio delle

condense ed un flusso accettabile quando vi

sia brinamento incipiente.

La fig. 2.27 rappresenta l’andamento

dello scambio termico in un condensatore

raffreddato ad aria. Si nota come il refrigerante

prima venga surriscaldato con discesa rilevante

di temperatura, quindi condensi a temperatura

costante e poi venga parzialmente

sottoraffreddato. D’altro lato l’aria subisce un

progressivo riscaldamento nell’attraversare la

batteria.

La pompa di calore appena descritta viene

indicata come pompa di calore aria-aria. Si

possono avere anche pompe di calore aria-

acqua per le quali l’aria è la sorgente fredda

FIG. 2.28Condensatore a fascio tubiero

vie che indirizza il vapore compresso in uscita

dal compressore alla batteria esterna, dove

condensa e poi passa alla batteria interna

per il tramite della valvola di laminazione

per produrre l’effetto frigorifero. D’inverno

la valvola a 4 vie indirizza il flusso dal

compressore verso la batteria interna dove

il refrigerante viene desurriscaldato e poi

condensa con effetto termico utile (fig. 2.26).

Il successivo passaggio attraverso la valvola

di laminazione porta il refrigerante alla più

bassa pressione dove evaporerà nella batteria

esterna, sottraendo calore all’aria esterna.

Nelle figure viene anche rappresentato il

cosiddetto accumulatore o bottiglia anticolpo

di liquido la cui finalità è di fornire al

compressore vapore almeno saturo, evitando

che in ogni caso non gli arrivino gocce di

liquido che, come si sa, è praticamente

incomprimibile e quindi potrebbe

danneggiarlo.

Non vi sono particolari commenti da fare

per la batteria interna, salvo che un’accurata

progettazione che tenga conto delle possibili

VAPORE DI REFRIGERANTE DAL COMPRESSORE

PIASTRA DIDISTRIBUZIONE

TESTATA

VERSO LA VALVOLA DI LAMINAZIONE

ACQUA ALL’INGRESSO

ACQUAALL’USCITA

37


< < <


FIG. 2.29Evaporatore a fascio tubiero

esterna e la pompa di calore cede calore

al vettore acqua che distribuirà l’energia

termica all’ambiente riscaldato, ad esempio

per il tramite di un pavimento radiante o di

un fan coil. Ovvero si possono avere pompe

di calore acqua-aria dove la sorgente fredda

della pompa di calore è un fluido che deriva

da scambio termico con acque sotterranee

o superficiali ovvero con il terreno, mentre

la pompa di calore riscalda direttamente

l’aria dell’ambiente interno. Infine l’ultima

combinazione è la pompa di calore acqua-

acqua: lo scambio con l’esterno avviene con

acque superficiali o sotterranee o il terreno

e la pompa di calore riscalda acqua che poi

distribuirà energia termica nel riscaldamento

ambientale.

Si incontrano quindi nelle pompe di calore sia

evaporatori che raffreddano un liquido che

condensatori raffreddati a liquido.

Per le taglie più grandi i condensatori o gli

evaporatori a liquido sono del tipo a fascio

tubiero (fig. 2.28). Nei condensatori il vapore

entra nella parte centrale e condensa nel

fasciame tubiero, mentre nei tubi circola

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.

RITORNO DELL’OLIO

ASPIRAZIONE DEL COMPRESSORE REFRIGERANTE ChE

EVAPORA NEL FASCIAME

ACQUA RAFFREDDATA NEI TUBI


FIG. 2.30Condensatore o evaporatore a piastre per pompa di

calore con sorgente fredda o scambiatore lato carico a

liquido

38


< < <


di elaborare, di mantenere il dislivello di

pressione. In altri termini la strozzatura deve

lasciar passare la quantità di refrigerante che

il compressore sta elaborando a fronte della

caduta di pressione fra alta e bassa del ciclo.

In passato si è fatto spesso ricorso ad una

strozzatura vera e propria, del tutto passiva

come un capillare, vale a dire un tubo di

piccolo diametro sufficientemente lungo

da fornire la perdita di carico indicata. Un

sistema del genere non è in grado di adattarsi

a condizioni variabili del carico e da molto

tempo è stato sostituito in tutte le macchine

superiori alle dimensioni di un frigorifero

da una valvola termostatica. Si tratta di un

sistema in cui il passaggio del refrigerante

incontra una valvola che può avere gradi

diversi di apertura in funzione di un segnale

di comando, fornito di solito dal grado di

surriscaldamento all’uscita dell’evaporatore.

Nella fig. 2.31 si vede appunto la valvola che

può muoversi in direzione verticale verso

l’alto o il basso, lasciando passare una minore

o una maggiore quantità di refrigerante a

FIG. 2.31Schema relativo ad una valvola di laminazione termostatica. Il sensore di temperatura avverte la temperatura di surriscaldamento

all’uscita dell’evaporatore

Nelle macchine di minore potenza sia

condensatore ed evaporatore a liquido sono

del tipo a piastre saldo brasate (fig. 2.30).

Delle piastre piane corrugate formano un

sandwich dove passa alternativamente da

una parte il refrigerante e dall’altra il liquido

da riscaldare o da raffreddare. Lo scambio

termico avviene con grande efficienza ed in un

sistema caratterizzato da elevata compattezza.

Di solito l’evaporatore opera, come si dice,

ad espansione secca, dove le regolazioni

richiedono un certo grado di surriscaldamento

(alcuni °C) prima dell’aspirazione del

compressore. Questa regolazione sarà imposta

dalla valvola termostatica.

2.3 L’ORGANO DI LAMINAZIONE

Nel funzionamento della macchina frigorifera

o della pompa di calore a compressione

risulta indispensabile che il collegamento

fra condensatore a più alta pressione e

l’evaporatore a più bassa sia inserita una

strozzatura che consenta, data la portata

volumetrica che il compressore è in grado

VITE DI REGOLAZIONE

VALVOLA E SEDE DELLA VALVOLA

PRESSIONE DERIVANTE DA SURRISCALDAMENTO

PRESSIONE DI EVAPORAZIONE

PRESSIONE DELLA MOLLA

EVAPORATORESENSORE DI

TEMPERATURA

39


< < <


FIG. 2.32Schema a blocchi della pompa di calore ad aria immaginata da Lord Kelvin

seconda della pressione del gas contenuto

nel soffietto superiore, pressione determinata

dalla temperatura all’uscita dell’evaporatore,

dalla pressione di taratura di una molla di

regolazione e dalla pressione di evaporazione.

Qualora il grado di surriscaldamento tenda

a crescere viene esercitata una maggiore

pressione sul soffietto che fa scendere la

valvola e consente l’ingresso di una maggiore

quantità di refrigerante. Questo fa scendere il

grado di surriscaldamento.

Qualora invece il grado di surriscaldamento

scenda rispetto al valore prefissato, vi sarà

una minore pressione sul soffietto e di

conseguenza la valvola tenderà a chiudere.

In questo modo una minore quantità di

refrigerante passerà nell’evaporatore e il grado

di surriscaldamento risalirà.

La valvola termostatica di laminazione non

è la soluzione ideale dato che riesce ad

adattarsi ad un campo di temperatura al di

fuori del quale le sue prestazioni non sono

ottimali. Questo vale soprattutto quando

i dislivelli di temperatura (e quindi di

pressione) fra condensatore ed evaporatore

diventino piuttosto ridotti. In tal caso la valvola

termostatica non riesce ad operare in modo

soddisfacente e si è costretti a lavorare ad un

dislivello di pressione sufficientemente elevato

anche quando le condizioni ambientali ne

consentano uno più favorevole.

Per ovviare a queste limitazioni si è ricorsi

recentemente alle valvole di laminazione di

tipo elettronico (EEV, Electronic Expansion

Valve) nelle quali la posizione della valvola

è comandata da un microprocessore con

un motorino passo passo. Il deflusso di

refrigerante viene regolato in funzione di una

serie di parametri, il più importante dei quali

potrebbe essere il grado di surriscaldamento

che in questo caso si può fissare a valori molto

ridotti. L’impiego di queste valvole risulta molto

utile negli impianti frigoriferi, consentendo di

migliorare fortemente le prestazioni invernali a

ALL’AMBIENTE RISCALDATO

CILINDRO DI USCITA

AZIONAMENTO CON MACChINA A

VAPORE

CILINDRO DI INGRESSO

ARIA ESTERNA

SCAMBIATORE DI CALORE

40


< < <


prelevata dall’esterno viene fatta espandere:

così facendo si raffredda ben al di sotto

della temperatura dell’aria esterna. In

tal modo può ricevere spontaneamente

energia termica dall’esterno mediante un

semplice scambiatore di calore. La successiva

compressione porta l’aria ad una temperatura

più alta di quella dell’ambiente da riscaldare.

Qualche tempo dopo aver formulato questa

idea, Lord Kelvin aggiungeva la seguente nota

al suo lavoro: “Il metodo di riscaldare l’aria

descritto nell’articolo non è stato ad oggi

realizzato. Quando le cascate del Niagara

verranno poste al lavoro a beneficio del Nord

America attraverso dei conduttori elettrici,

non c’è dubbio che verranno largamente

impiegate per il riscaldamento abitativo in

una parte rilevante di Canada e Stati Uniti.

Ma è possibile che troveranno applicazione

anche se meno ampia in altri paesi freddi

per moltiplicare il calore del carbone e di

altri combustibili e per utilizzare il vento e le

cadute d’acqua per riscaldare le case”.

La prima pompa di calore in assoluto era

FIG. 2.33Refrigeranti sintetici derivati dalla molecola del metano,

CH4. Per ogni coppia di numeri, identificativa del

refrigerante R, si ritrovano gli atomi di H, Cl e F che

compongono con C la molecola del refrigerante

fronte di temperature di condensazione molto

ridotte. Data la progressiva riduzione di costo

delle EEV è possibile un loro impiego in un

prossimo futuro anche nelle pompe di calore.

2.4 IL REFRIGERANTE

Componente fondamentale della macchina

è il fluido frigorifero o frigorigeno che dir si

voglia.

In effetti proprio la mancanza di adeguati

refrigeranti ha molto ritardato l’impiego

generalizzato sia delle macchine frigorifere che

delle pompe di calore.

La possibilità di realizzare una pompa di

calore era già stata preconizzata da William

Thompson, il famoso Lord Kelvin, che

pubblicò la memoria “On the economy of the

heating and cooling of buildings by means

of currents of air” nei Proceedings of the

Royal Philosophical Society di Glasgow. Lo

scritto è del 1852 e si raccomanda anche

per l’interessante proposta tecnologica di

realizzare una macchina impiegante l’aria

come fluido operativo (fig. 2.32). L’aria

FIG. 2.34Refrigeranti sintetici derivati dalla molecola dell’etano,

C2H6. Per ogni terna di numeri, identificativa del

refrigerante R, si ritrovano gli atomi di H, Cl e F che

compongono con C2 la molecola del refrigerante

41


< < <


FIG. 2.35Caratteristiche sgradite dei refrigeranti sintetici derivati dal metano

realizzata nel 1855 dall’austriaco Peter Ritter

von Rittinger che la installava presso le miniere

di sale di Ebensee. Si trattava di una pompa

di calore a ciclo aperto a ricompressione

meccanica di vapore d’acqua azionata da una

caduta idrica. Il compressore aspirava il vapore

prodotto nei concentratori della soluzione

acquosa di sale a 117°C e alla pressione di

170 kPa, comprimendolo a 300 kPa, pressione

alla quale la temperatura di condensazione

è di 138°C. In tal modo la condensazione

del vapore permetteva di produrne una

quantità equivalente con un COP superiore

a 10. Il condensato prima di essere scaricato

preriscaldava la soluzione salina diluita in

ingresso ai concentratori. Come si vede, il

problema del fluido operativo era risolto

ricorrendo direttamente al vapor d’acqua.

Nei decenni successivi si ricorreva a sostanze

diverse. Di queste solo l’ammoniaca ha

mantenuto un ruolo importante anche nelle

macchine moderne per le sue eccellenti

proprietà termodinamiche. La tossicità e

l’infiammabilità ne hanno tuttavia limitato l’uso

ad impieghi industriali o con collocazioni in

centrale remota nel terziario. La rivoluzione nel

campo dei refrigeranti si ebbe a partire dagli

anni ’30 del secolo scorso con l’introduzione

da parte della Dupont di refrigeranti

sintetici, che vennero chiamati con il nome

commerciale di freon.

Si tratta di sostanze derivate dai primi

idrocarburi della serie paraffinica satura, vale

a dire da metano CH4 e etano C2H6 per

sostituzione parziale o totale degli atomi di

idrogeno con gli alogeni Cloro e Fluoro. Per

questo vengono indicati come cloro-fluoro-

(idro) carburi.

Nella tecnica vengono identificati da una R

seguita da un numero di 2 cifre per i derivati

da CH4: il primo numero dà H+1, mentre il

secondo dà F (Cl si ricava per differenza) e da

3 cifre per i derivati da C2H6 (la prima cifra dà

C-1). Ad esempio R22 = CHClF2.

+++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++

++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++

+++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++

++++++++++++++++++++++++++

°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°

°°°°°°°°°°°CLORO FLUORO

IDROGENO

INFIAMMABILE

R142b

R141b

R123R22

R12 R113 R114 R11 R115

R134a

R152a

R143a

TOSSICO

LUNGA PERMANENZA IN ATMOSFERA

42


< < <


lungo periodo di decadimento (dissociazione)

in atmosfera. Stessa indicazione riporta la

fig. 2.36 nei confronti del triangolo relativo ai

derivati dall’etano.

Com’è noto la distruzione dell’ozono

stratosferico e l’effetto serra antropogenico

hanno indotto a limitare o vietare l’uso di molti

refrigeranti organici. Prima sono stati messi al

bando R-11 e R-12. Successivamente è stato

eliminato anche lo R-22.

Non è stato facile trovare dei fluidi sostitutivi

in particolare per macchine progettate

per funzionare con i fluidi tradizionali. Per

quanto riguarda l’utilizzo degli HFC (Idro-

Fluoro- Carburi, in pratica gli unici consentiti

e caratterizzati dal fatto che non tutti gli

atomi di H sono sostituiti e non risulta

presente il Cl) uno dei problemi è sorto per

la ridottissima solubilità con gli oli minerali

che è una caratteristica gradita per poter far

ritornare al compressore l’olio trascinato dal

refrigerante nel circuito; per questo motivo si

è dovuto ricorrere agli oli poliesteri, limitando

fortemente i possibili retrofitting.

FIG. 2.36Caratteristiche sgradite dei refrigeranti sintetici derivati dall’etano con identificati i fluidi adatti per la sostituzione di CFC e di HCFC

Lo schema di fig. 2.33 mostra chiaramente le

possibili composizioni dei derivati da CH4: ad

esempio il refrigerante in passato più diffuso in

assoluto, lo R12 si trova con nessun atomo di

H e rispettivamente 2 di Cl e 2 di F (CCl2F2).

I derivati dall’etano sono più numerosi e

sono indicate in fig. 2.34 le diverse possibili

composizioni. Ad esempio lo R125, che si

incontrerà fra poco, presenta 2 atomi di C,

1 di H, nessuno di Cl e 5 di F (C2HF5). I

derivati dell’etano e del propano ammettono

isomeri, vale a dire composti con la medesima

composizione chimica ma differenti proprietà

chimico fisiche per la diversa aggregazione

degli atomi nella molecola. Si distingue allora

l’uno dall’altro con l’aggiunta della lettera a

che designa il composto meno simmetrico del

primo, ad esempio R134 e R134a.

Benché tutte le combinazioni siano

fisicamente ottenibili, non tutte si adattano

ad ottenere un buon refrigerante. La fig. 2.35

riporta il triangolo di fig. 2.33 indicando che

alcuni composti sono poco adatti perché

tossici ovvero infiammabili oppure hanno un

+++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++

++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++

+++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++++

++++++++++++++++++++++++++

°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°

CLORO FLUORO

IDROGENO

INFIAMMABILE

TOSSICO

COMPLETAMENTE ALOGENATI (PRIVI DI h) POTENZIALMENTE DANNOSI PER L’AMBIENTE

FLUIDI ADATTI PER LA SOSTITUZIONE DEI CFC ED hCFC

43


< < <


FIG. 2.37Linea di bolla e linea di rugiada a due diverse pressioni per una miscela di due refrigeranti A e B

Attualmente i fluidi maggiormente impiegati

nelle pompe di calore sono le miscele

pluricomponente della serie R-400. Si

tratta di miscele zeotropiche (si chiarirà

fra poco il significato del termine) in cui il

numero è caratteristico dei componenti la

miscela, mentre diverse composizioni degli

stessi componenti sono distinte con lettere

maiuscole successive. Ad esempio R-407C

è una miscela zeotropica di R-32, R-125

e R-134a e questo è indicato dal numero

407. La C indica una percentuale di massa

rispettivamente del 23%, 25 e 52%. L'R410A

è una miscela HFC quasi azeotropa. Essa è

composta da R32 e R125, ciascuno al 50% in

peso.

In una miscela non tutti i componenti sono

caratterizzati da eguale volatilità. Si prenda in

esame una miscela di due componenti, uno

meno volatile (A) ed uno più volatile (B). Ad

ogni pressione si può tracciare linea di bolla e

linea di rugiada che caratterizzano il passaggio

da fase liquida a fase vapore della miscela

(fig. 2.37). Si vede che ad ogni pressione può

esistere una zona dove il comportamento

della miscela è azeotropo: in parole povere si

comporta come una sostanza pura. Dalle altre

parti il comportamento è invece zeotropo. Si

analizzi in fig. 2.38 il progressivo riscaldamento

di una miscela zeotropica delle due sostanze

pure C e D con una concentrazione di

partenza ym. Al riscaldamento corrisponde

inizialmente solo un incremento di

temperatura (trasformazione 0-1). In 1 viene

toccata la linea di bolla, dove la miscela

comincia a vaporizzare. La composizione

del vapore è però diversa da quella iniziale,

essendo più ricco nel componente più volatile:

la sua concentrazione è yv1. Di conseguenza si

modifica anche la composizione della miscela

liquida rimasta che si sposta progressivamente

a concentrazioni maggiori nel componente

composizione yB(frazione di massa di B)

1B

0A

tempe

ratu

ra (°

C)

p = p1

p = p2 p2 > p1

Liquido

Composizioni azeotropiche

Liquido a p2Vapore a p1

Tsat d

i A

Tsat d

i b

Vapore

Linea di bolla

Linea di bolla

Linea di rugiada

Linea d

i rugia

da

44


< < <


di condensazione della miscela. È rilevante

osservare che per una miscela zeotropa il

cambiamento di fase non avviene ad una

certa pressione a temperatura costante,

bensì con una differenza di temperatura

(glide) che può essere di alcuni gradi. Questa

caratteristica può costituire un vantaggio dal

meno volatile. Ad un certo istante della

vaporizzazione ci si trova, ad esempio, con

la concentrazione del liquido yl e del vapore

yv. Arrivati alla temperatura T2 tutta la miscela

sarà passata alla fase vapore e si ritorna alla

concentrazione di partenza. Andamento

analogo si riscontra a ritroso nel processo

FIG. 2.38Processo di vaporizzazione ad una data pressione di una miscela zeotropa di due refrigeranti, C e D, il secondo più volatile del

primo

FIG. 2.39Ciclo di Lorenz consentito da miscele zeotrope con andamento parallelo delle temperature dei fluidi esterni che si riscaldano nel

condensatore e si raffreddano nell’evaporatore

composizione yD(frazione di massa di D)

p = costante

liquido

Vapore3

1

2

yl

yvT2

T1

yl2

yl2

yv1

yv1

1D

0C

tempe

ratu

ra (°

C)

Tsat di D

Tsat di C

Linea di bolla

Bifase

Linea di rugiada

entropia

1

2

2’

54’

4’A

3A

5A

3

tempe

ratu

ra (°

C)

45


< < <


momento che nello scambio termico sia al

condensatore che all’evaporatore nei confronti

di un fluido monofase (aria od acqua) le due

temperature possono procedere di pari passo.

Gli andamenti dei fluidi esterni sono quelli

tratteggiati in fig. 2.39 e il ciclo termodinamico

(ciclo di Lorenz) consentirebbe delle

prestazioni più elevate.

Lo svantaggio delle miscele zeotrope è dovuto

al fatto che un’eventuale perdita di refrigerante

ha luogo con composizione prevalente nel

componente più volatile e quindi risulta

alterata la proporzione originaria, anche

quando la carica viene ripristinata. Risulta

quindi necessario sostituire l’intera carica.

Questo è uno dei motivi, assieme a un indice

di prestazione energetica eguale o superiore

a quello del R22, che ha portato ad impiegare

largamente nelle pompe di calore lo R410A

che è una miscela HFC, come si è detto,

quasi azeotropa, vale a dire che si comporta

praticamente come una sostanza pura,

mostrando un glide di appena 0,1 °C.

La fig. 2.40 illustra un tipico ciclo di pompa di

calore nel diagramma pressione entalpia dello

R-410A fra le temperature di condensazione

di 40°C e di evaporazione di -2°C. Si noti che

all’uscita del compressore la temperatura del

refrigerante raggiunge gli 80°C.

È il caso infine di ricordare il recente interesse

nei confronti di un fluido frigorifero naturale:

l’anidride carbonica (CO2). I problemi più

cospicui sono quelli legati alla relativamente

elevata pressione critica (circa 74 bar) e alla

bassa temperatura critica (31°C). Queste

caratteristiche impongono il ricorso ad un ciclo

transcritico in cui non vi è condensazione del

vapore, ma si opera sempre al di sopra della

pressione critica tramite un “gas cooler”, uno

scambiatore che raffredda il vapore prima della

laminazione, con problematiche impiantistiche

di non piccola entità.

FIG. 2.40Ciclo di una pompa di calore fra le temperature di 40°C e -2°C sul diagramma pressione-entalpia della miscela R 410A

46


< < <


47


< < <


di refrigerante. Questo vale generalmente

anche per un aumento della temperatura

di condensazione, dato che il rendimento

volumetrico del compressore tende a

diminuire.

Le prestazioni istantanee possono essere

rappresentate come nel diagramma di fig.

3.1 dove in funzione della temperatura di

evaporazione e per diverse temperature

di condensazione si leggono sulla scala

di sinistra le capacità della macchina e

su quella di destra i COP. La figura non

specifica la tipologia della sorgente fredda

della macchina. Qualora si trattasse di aria

esterna si noterebbero delle riduzioni di

COP e di capacità dovute agli sbrinamenti

della macchina. A questo fenomeno si farà

riferimento nel capitolo 5, relativo alle sorgenti

della pompa di calore.

Il COP, come è stato definito, è un indice

adimensionale, dato che si può interpretare

come il rapporto fra la potenza termica fornita

dalla macchina (espressa in W) e la potenza

elettrica da fornire al compressore (anch’essa

espressa in W).

Negli USA si fa largo impiego dello HPF

(Heating Performance Factor) che è il

rapporto fra la potenza termica espressa in

Btu/h e la potenza fornita al compressore

Le prestazioni di una pompa di calore sono

descritte principalmente dal COP e dalla

sua capacità o potenza termica disponibile.

Del COP si è detto come dipenda dalle

temperature del ciclo per ogni macchina.

È interessante conoscere il suo valore

stagionale che dipende dall’andamento delle

temperature della sorgente fredda e di quelle

del calore prodotto nel corso della stagione

di riscaldamento. Tale valore dipende anche

dal grado di parzializzazione della macchina

e quindi dal suo dimensionamento rispetto

al carico di progetto e, per le pompe di

calore che operano usando l’aria esterna

come sorgente, dall’umidità dell’aria. In

funzione di questa (e della temperatura

che contemporaneamente si manifesta)

si possono avere cicli di sbrinamento con

penalizzazione della macchina. Anche la

capacità della macchina dipende, a parità

di velocità di rotazione del compressore

dalle temperature. Infatti il compressore è

normalmente una macchina volumetrica che,

ad una certa velocità di rotazione, elabora

una portata volumetrica fissata di refrigerante.

Qualora si abbia un abbassamento nella

temperatura di evaporazione, la portata di

massa di conseguenza diminuisce, dato

il maggiore volume specifico del vapore

CaP. 3INDICI DI PRESTAZIONE DELLE POMPE DI CALORE

48


< < <


grande pratica utilità dal momento che le

temperature di funzionamento della macchina

sono molto diverse in inverno e in estate.

L’EER è il rapporto fra l’effetto frigorifero e

il lavoro necessario a produrlo. Qualora le

due quantità siano espresse nella stessa

unità di misura si tratta di un rapporto

adimensionale. Purtroppo negli USA è

invalsa l’abitudine di esprimerlo ponendo

al numeratore l’effetto frigorifero in Btu/h e

al denominatore la potenza in W. Ne esce

un rapporto dimensionale con dei valori

evidentemente non direttamente confrontabili

con i precedenti. Il rapporto dimensionale va

moltiplicato ancora per 0,293 Wh/Btu per

poter istituire il confronto. Spesso negli USA

si fa riferimento al SEER (valore stagionale

dell’indice).

Per arrivare alla valutazione del coefficiente

stagionale negli USA vengono impiegati gli ARI

Standards 210/240 (ARI = Air-Conditioning

(espressa questa in W). Si tratta quindi di

un rapporto dimensionale (Btu/Wh) che va

moltiplicato per 0,293 Wh/Btu per poter

istituire un confronto con il COP così come

l’abbiamo definito. Viene utilizzato anche

il valore stagionale del rapporto (SHPF -

Seasonal Heating Performance Factor).

Frequentemente la pompa di calore è di tipo

“invertibile” (si possono scambiare i ruoli di

evaporatore e condensatore) e in tal caso

risulta utile conoscere le sue prestazioni nel

funzionamento frigorifero, specificate dall’EER

(Energy Efficiency Ratio) spesso indicato

anche come ε. Per un ciclo di Carnot inverso

vale la relazione:

COP =ε+1 (3.1)

Questo vale in maniera approssimata anche

per le macchine reali, dal momento che

l’energia fornita al compressore si ritrova

in buona parte come energia termica al

condensatore. Di fatto la relazione non è di

FIG. 3.1Prestazioni tipiche di una pompa di calore al variare delle temperature di condensazione e di evaporazione

capa

cità (

kW)

70

60

50

40

30

20

10

temperatura di evaporazione °C

COP

-10 -5 0 5 10

50°C

40°C

30°C

50°C

40°C

30°C

temperat

ura di co

ndensazione

temperatura di condensazione

2

3

4

5

6

7

8

49


< < <


temperatura fissata per l’ambiente e la

temperatura esterna:

BLj = x C x Qprogetto 18 - Tj

18 - Tprogetto (3.2)

La temperatura di 18°C (per la verità 65°F)

viene scelta anziché di 20°C per tenere

conto degli apporti gratuiti (illuminazione,

elettrodomestici, ecc.). Negli ultimi anni gli

apporti gratuiti sono molto aumentati e si

sono visti dipendere dal numero di gradi

giorno per cui viene usato un coefficiente C

di ulteriore riduzione del carico, valutabile

con il grafico di fig. 3.2. Si nota che il grado di

incertezza del fattore, indicato dalla varianza σ,

è piuttosto rilevante. La temperatura dell’aria

esterna di progetto è ovviamente la Tprogetto e

a questa temperatura corrisponde il carico di

progetto Qprogetto.

Lo HSPF è valutato come la somma

dell’energia termica fornita dall’impianto che

va divisa per il consumo elettrico richiesto.

La relazione considerata è la seguente e

merita alcuni commenti:

and Refrigeration Institute). Questi si

applicano a pompe di calore del tipo aria-aria

con potenzialità in riscaldamento inferiore a

19 kW, arrivando alla determinazione dello

HSPF.

Le prestazioni di una pompa di calore aria-

aria dipendono dalla temperatura ed umidità

dell’aria esterna, dalla temperatura interna

degli ambienti riscaldati e dal carico termico.

Mentre negli standard ARI 210/240 le

condizioni interne sono considerate costanti,

la temperatura esterna ed i carichi vengono

variati. Per quanto riguarda la curva di carico,

essa è basata sulla temperatura esterna

espressa dalla curva di frequenza, vale a dire

dalla durata di ogni intervallo di temperatura

(nj, ad esempio in ore/anno). In altre parole il

campo di temperature dell’aria esterna viene

suddiviso in un certo numero di intervalli (di

1 o 2 °C ciascuno) e si considera per ognuno

di essi la frequenza media (bin method).

Ad ogni temperatura dell’aria esterna Tj si fa

corrispondere un carico BLj (Building Load). Il

carico si considera in prima approssimazione

dipendere solo dalla differenza fra una

FIG. 3.2Fattore di correzione per gli apporti interni gratuiti

fatto

re C

D

gradi giorno

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1000 2000 3000 4000

CD

+σ

-σ

50


< < <


FIG. 3.3Curva cumulativa della temperatura durante la stagione invernale per Venezia

FIG. 3.4Determinazione del tempo per il quale la temperatura risulta inferiore rispettivamente a 0 °C e a 5 °C

T0 (°C)

frequenza per cui T < T0

0-5

25

0

50

75

100%

105 15 20

T0 (°C)


0-5

25

0

50

75

100%

105 15 20

51


< < <


FIG. 3.5Curva cumulativa del fabbisogno di riscaldamento durante la stagione invernale a Venezia

FIG. 3.6Determinazione della quota di fabbisogno per temperatura inferiore a 0 °C

T0 (°C)


0-5

25

0

50

75

100%

105 15 20

T0 (°C)


0-5

25

0

50

75

100%

105 15 20

52


< < <


è necessario rielaborare la curva di fig. 3.3

in modo che la cumulativa rappresenti il

fabbisogno. La curva cumulativa di fabbisogno

risulta più ripida nella prima parte della

precedente curva cumulativa di temperatura,

dal momento che il fabbisogno si considera

legato alla differenza fra temperatura interna

ed esterna, come si vede dalla fig. 3.5. Nelle

condizioni di progetto tuttavia la quota di

fabbisogno risulta inferiore al 5% del totale

e se si sceglie una temperatura di 0 °C per

il dimensionamento della pompa di calore

si soddisfa più del 75% del fabbisogno

complessivo (fig. 3.6). La quota mancante del

fabbisogno viene soddisfatta da un dispositivo

ausiliario: se c’è l’allacciamento gas da una

caldaia ausiliaria di piccola potenzialità.

Negli USA si ricorre a resistenze elettriche.

La valutazione va fatta caso per caso. Ad

esempio si non si ha l’allacciamento gas

conviene scegliere decisamente una pompa

di calore a giri variabili, la cui capacità al

massimo numero di giri sia prossima al carico

di progetto, tenuto conto che l’elevata inerzia

termica di molti sistemi di riscaldamento

a bassa temperatura (ad esempio un

pavimento radiante) riduce la probabilità di

avere condizioni di disagio anche qualora

il dimensionamento sia un po’ inferiore al

carico di progetto. La temperatura scelta per

la capacità della pompa di calore suddivide il

campo di temperature esterne tramite il punto

di incontro della linea di carico dell’edificio

con quella di capacità della pompa di calore.

Tale punto di incontro prende il nome di

balance point.

Vale la pena insistere ancora su questo

aspetto. Il fabbisogno di riscaldamento

HSPF = ∑BLj (Tj) xj

nj

N

j

( BLj (Tj)

COP (Tj’ Xj)+ RH (Tj) ) x∑( nj

N

(3.3)

Xj è il rapporto fra il carico istantaneo

dell’edificio e la capacità nominale della

pompa di calore. Esso va specificato

dal momento che il COP dipende dalla

temperatura ma anche dal grado di

parzializzazione della macchina. nj è il numero

di ore nell’intervallo di temperatura con Tj al

centro rapportato al numero totale di ore N di

riscaldamento. Infine RH è il contributo delle

resistenze scaldanti di integrazione (nullo per

tutti i valori di temperatura esterna superiori al

balance point).

Di che si tratta? La descrizione del balance

point (punto di equilibrio) consente

importanti precisazioni sul funzionamento

delle pompe di calore ad aria.

Il carico di progetto ha una frequenza

abbastanza limitata. Si consideri la curva

cumulativa delle temperature per Venezia,

rappresentata in fig. 3.3. La temperatura

di progetto è -5°C. Per meno del 20% del

tempo la temperatura è inferiore agli 0°C,

mentre per il 50% del tempo è inferiore a

5°C (fig. 3.4). Se si sceglie di dimensionare

la capacità della pompa di calore sulla

temperatura di progetto, essa lavorerà

sistematicamente parzializzata, con eventuali

penalizzazioni sul COP e con un costo iniziale

legato alla maggiore potenzialità. Si ritiene

quindi spesso conveniente dimensionare

la macchina su di una temperatura più alta

di quella di progetto, ad esempio per 0°C.

Se si vuole allora stimare la percentuale di

fabbisogno soddisfatta dalla pompa di calore,

53


< < <


momento che il compressore è normalmente

di tipo volumetrico, vale a dire elabora un

definito volume di gas ad una certa velocità di

rotazione, ne consegue che al diminuire della

temperatura diminuisce la portata di massa

di refrigerante, dato che la portata di massa è

il prodotto della portata volumetrica V per il

volume specifico v:

m = Vv (3.4)

Dalla portata di massa di refrigerante

dipende la potenza di riscaldamento della

macchina che deriva dal desurriscaldamento

a valle del compressore e soprattutto dalla

condensazione del refrigerante.

Una curva orientativa della capacità della

macchina in funzione della temperatura

esterna potrebbe essere quella rappresentata

in fig. 3.8.

Il punto di incontro delle due curve è appunto

il balance point (fig. 3.9). Come indicato nella

dell’edificio spesso si considera linearmente

dipendente dalla temperatura dell’aria esterna.

La curva di carico parte da una temperatura

dell’aria esterna al di sopra della quale non vi

è fabbisogno dal momento che le dispersioni

sono compensate dagli apporti gratuiti: la

radiazione solare, l’energia assorbita dagli

elettrodomestici, l’illuminazione. L’altro punto

caratteristico della curva di carico è quello del

fabbisogno in condizioni di progetto (fig. 3.7).

La capacità della pompa di calore ad aria ha

un andamento in controtendenza rispetto

a quello appena esaminato. Infatti la sua

capacità diminuisce con la temperatura. Al

diminuire della temperatura dell’aria esterna

(sorgente fredda in questo caso della pompa

di calore) diminuisce anche la temperatura

di evaporazione del refrigerante. A questa

diminuzione fa riscontro un aumento del

volume specifico del refrigerante. Dal

FIG. 3.7Curva di carico di riscaldamento di un edificio in funzione della temperatura dell’aria esterna

temperatura esterna

fabbisogno dell’edificio

kW

0-5-10 105 15 20

54


< < <


FIG. 3.8Curva di capacità di riscaldamento di una pompa di calore ad aria in funzione della temperatura dell’aria esterna

temperatura esterna

capacità pompa di cal

ore

kW

0-5-10 105 15 20

FIG. 3.9Balance 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

temperatura esterna

kW

0-5-10 1053 15 20

capacitàfabbisogno

capacitàinsufficiente

capacitàesuberante

55


< < <


un’area alla quale è proporzionale l’entità

dell’energia fornita dal sistema ausiliario. Il

problema non si pone d’estate dal momento

che la macchina riesce a soddisfare sempre

il carico frigorifero e lavora parzializzata per

valori inferiori di temperatura dell’aria esterna.

Nel grafico si vedono tratteggiate le curve di

potenza elettrica all’ingresso della macchina. A

fronte di una minore capacità della macchina

si ha anche una minore potenza elettrica

assorbita, salvo che il COP diminuisce al

diminuire della temperatura della sorgente

fredda (o all’aumentare della temperatura

del pozzo termico). Ne consegue che la

capacità offerta dalla macchina aumenta più

rapidamente di quanto aumenti la potenza

assorbita dal compressore: il COP aumenta,

appunto.

Tornando alla relazione (3.3) vanno espresse

le prestazioni delle pompe di calore. Lo

figura, al di sotto del balance point la capacità

è insufficiente e quindi va opportunamente

integrata con un sistema ausiliario, mentre

al di sopra la capacità è esuberante e la

macchina deve funzionare parzializzata.

La situazione viene descritta in modo più

esauriente nella sua complessità dalla

fig. 3.10. Si nota anzitutto la curva di

carico dell’edificio che si annulla per una

temperatura di 18°C dell’aria esterna e che

cresce linearmente fino ad una temperatura di

progetto di -10°C (zona molto fredda). Nella

parte di destra del grafico viene rappresentato

il carico frigorifero estivo che sale da un valore

nullo alla temperatura di 26°C fino al valore

di progetto per una temperatura esterna di

38°C. La curva di prestazione della pompa di

calore incontra la curva di carico dell’edificio

ad una temperatura appena al di sotto di 0

°C (balance point). Viene segnata tratteggiata

FIG. 3.10Curve di potenza termica,

frigorifera ed assorbita, di

COP invernale ed estivo e di

fabbisogno in funzione della

temperatura dell’aria esterna

175

150

125

100

75

50

25

0-15 -10 -5 0 5 10 15 28 33 38

2

3

4

(cop

)

temperatura della sorgente fredda

BALANCE POINT

carico dell’edificio

potenza in ingresso

potenza in ingresso

carico frigorifero

COP (b)COP (a)

td

potenza frigoriferapotenza termica

riscaldamento ausiliario

valu

tazio

ne p

erce

ntua

le de

lla ca

pacit

à dell

a pom

pa d

i calo

re e

delle

pot

enze

all’in

gres

so

temperatura del pozzo termico

condizionamentoestivo

riscaldamento

56


< < <


viene aggiunto fino alla concorrenza del

carico richiesto.

3) La pompa di calore viene fermata a

temperature esterne molto basse e si

opera solo con il riscaldamento ausiliario.

Una variante più evoluta della pompa di

calore a capacità fissa è quella a doppia

velocità. In questo caso si devono rilevare 6

punti di misura per tracciare le due curve alla

velocità minore e maggiore del compressore.

Il punto cruciale qui si ha quando il carico

si trova ad un livello intermedio fra le due

capacità. Alla velocità maggiore la capacità

della pompa è esuberante e si deve

provvedere alla parzializzazione; alla velocità

più bassa si deve intervenire con sorgente

ausiliaria. In entrambi i casi vanno computate

le prestazioni, anche se verosimilmente si

sceglierà la prima delle due possibilità.

Infine le pompe di calore possono essere

dotate di inverter e funzionare a giri variabili.

Alla frequenza minima si eseguono prove solo

a temperature relativamente elevate, 8,3°C

e 13,3°C. Alla frequenza massima le prove si

eseguono alle temperature di -8,3°C e 8,3°C.

La frequenza intermedia viene testata solo a

2,8°C e valutata con la seguente relazione:

Si è fatto cenno prima al problema

dell’intervallo di brinamento.

Com’è noto l’aria può contenere una quantità

più o meno grande di vapore acqueo: la

quantità che può essere contenuta è tanto più

grande, quanto più alta è la temperatura. Ecco

che se l’aria ha un determinato contenuto

di vapore d’acqua ad una certa temperatura,

se questa diminuisce, il contenuto può

standard ARI definisce a questo scopo sei

zone climatiche per gli USA. Il costruttore

deve comunque specificare nei valori

nominali lo HSPF nella zona IV per la quale

la curva di carico dell’edificio è appunto una

relazione lineare che parte da carico nullo ad

una temperatura dell’aria esterna di 18,3 °C

(65 °F).

La misura in laboratorio delle prestazioni della

pompa di calore va svolta nei vari punti di

carico secondo la curva di carico per i diversi

intervalli j di temperatura.

Per una macchina a capacità fissa, al di fuori

dell’intervallo di brinamento (di cui si dirà fra

poco), capacità e potenza assorbita vengono

stimati variare linearmente con la temperatura

dell’aria esterna. I due punti di misura sono

realizzati per temperature esterne di 8,3°C e

-8,3°C. All’interno della zona di brinamento

(da 8,3°C a 2,8°C), capacità e potenza

assorbita sono fatte variare linearmente fra

-8,3 e 2,8 °C. In ultima analisi sono necessari

tre punti di misura.

Si possono trovare tre situazioni diverse:

1) se la capacità della macchina supera il

carico richiesto, l’unità lavora in attacca-

stacca. I costruttori possono realizzare

un test supplementare per misurare la

penalità in questa modalità operativa,

indicando un fattore Cd di penalizzazione

oppure utilizzare un valore di default

di 0,25 che significa che il COP della

macchina risulta ridotto del 25% a carico

nullo mentre non viene modificato a pieno

carico (100%).

2) Il carico termico risulta più elevato della

capacità disponibile dalla pompa di calore.

In questo caso un riscaldamento elettrico

57


< < <


la resistenza termica fra fluido evaporante

ed aria: inoltre il ghiaccio occupa lo spazio

di passaggio dell’aria, che può attraversare la

batteria in minore quantità. È una condizione

di funzionamento molto sfavorevole e che

può condurre alla fermata della pompa

di calore. Contrariamente a quanto si può

credere, le condizioni per il brinamento non si

hanno a temperature molto basse dell’aria, dal

momento che a tali temperature il contenuto

di vapore d’acqua è molto basso. Viceversa

il brinamento può risultare frequente per

temperature dell’aria fra -5 °C e 5 °C quando

l’umidità relativa superi il 60%. Nei nostri

climi è una condizione frequentissima in tutta

la stagione invernale.

Ben prima che si blocchi la batteria esterna è

necessario effettuare lo sbrinamento. L’azione

di sbrinamento deve essere automatica

e lo sbrinamento deve attuarsi in breve

tempo, affinché la pompa di calore possa

riprendere subito il suo funzionamento. La

necessità di sbrinamento viene identificata,

rilevando variazioni di proprietà imputabili

alla presenza di uno strato di ghiaccio. Ad

esempio, si è visto che, quando la batteria

è brinata, lo spazio di passaggio dell’aria si

riduce: ciò significa che aumentano le perdite

di carico attraverso la batteria. Vi è una

maggiore differenza di pressione: un semplice

manometro differenziale può attivare quindi

il ciclo di sbrinamento, quando si raggiunga

un certo valore. Oppure, se la batteria è

brinata, aumenta la resistenza termica:

aumenta così la differenza di temperatura

fra fluido evaporante ed aria. In questo caso

una misura di differenza di temperatura può

attivare il ciclo di sbrinamento. Oppure, più

diventare eccessivo per la nuova temperatura

raggiunta: l’aria non è in grado di contenere

tanto vapore acqueo e la quantità eccedente

tende a separarsi, condensando sulle

superfici più fredde disponibili. Ecco perché

il freezer del nostro frigorifero si ricopre

in tempi abbastanza brevi di una crosta di

ghiaccio: a parte l’essiccazione di eventuali

derrate introdotte, ad ogni apertura chiusura

dello sportello entra l’aria della cucina con

maggiore contenuto di vapore d’acqua. Alla

bassa temperatura interna del frigorifero l’aria

può contenere un quantitativo limitatissimo

di vapore acqueo: allora la parte eccedente

condensa e successivamente solidifica sulle

più fredde pareti del freezer. Si sarà osservato

che lo strato di ghiaccio si ispessisce più

rapidamente d’estate, quando, almeno nel

nostro clima, l’aria è più calda e con un

contenuto di vapore più alto. Lo strato di

ghiaccio aumenta la resistenza termica fra

fluido evaporante nei serpentini del freezer e

l’aria interna del frigorifero. In corrispondenza

il funzionamento è meno favorevole.

Nella batteria esterna della pompa di calore

il processo seguito non è molto diverso. Le

pareti della batteria sono più fredde di alcuni

gradi rispetto all’aria esterna: se la differenza

di temperatura è abbastanza grande (per

la precisione la temperatura della parete

deve essere inferiore alla temperatura di

rugiada dell’aria), parte del vapore condensa

e l’aria esce dalla batteria con un minore

contenuto di vapore, come si dice di solito,

deumidificata. Se le pareti della batteria

hanno una temperatura inferiore a 0° C,

l’acqua condensata solidifica proprio come nel

freezer in strati sempre più spessi. Aumenta

58


< < <


FIG. 3.11Schema di circuito con valvola per iniezione di gas caldo alla batteria esterna

per evitare sgradevoli sensazioni di freddo,

durante il ciclo di sbrinamento viene fornita

all’interno una certa potenza termica.

Secondo un’altra possibilità si provvede

ad effettuare un’iniezione di gas caldo

proveniente dal compressore verso la batteria

esterna (fig. 3.11).

Questa modalità provoca minori disagi nel

locale riscaldato (non vi è effetto frigorifero

nel locale riscaldato, ma manca comunque

una quota della potenza del riscaldamento).

Si hanno tempi più lunghi di sbrinamento e

costi energetici più elevati. Lo sbrinamento

comporta un costo energetico che può

superare anche il 10% di quanto fornito

dalla macchina con un andamento molto

dipendente dalla situazione climatica.

L’operazione risulta penalizzante dal punto

di vista del rendimento della pompa di

calore, tanto che se si rappresenta il COP

in funzione della temperatura esterna si

incontra un tipico punto di flesso della curva

semplicemente, si può attivarlo con una certa

periodicità, ad esempio una volta ogni ora,

quando la temperatura dell’aria esterna e la

sua umidità siano tali da rendere probabile il

brinamento.

Con il ciclo di sbrinamento si scioglie tutto il

ghiaccio che copre la batteria: il sistema più

semplice e di aumentarne la temperatura

delle pareti. Il metodo più comune nelle

pompe di calore cosiddette invertibili è quello

di invertire il ciclo, facendole funzionare

per alcuni minuti nel ciclo estivo. Come

si ricorderà, ciò può essere ottenuto con

l’azionamento della ben nota valvola di

inversione a quattro vie. Lo scambiatore

interno funge da evaporatore e la batteria

esterna da condensatore. La potenza termica

disponibile alla batteria elimina rapidamente

il ghiaccio. L’inconveniente più grave di

questa metodologia è che durante il ciclo

di sbrinamento una certa quantità di calore

viene sottratta all’interno dell’edificio. Talvolta,

VALVOLA DILAMINAZIONE

VALVOLA DISBRINAMENTO

COMP.

EVAP

ORAT

ORE

COND

IZIO

NATO

RE

59


< < <


del 60% e diventa molto grande per una

temperatura di 4 °C ed un’umidità relativa

del 90%. Ecco che risulta fondamentale

l’identificazione precisa del momento

per il quale risulta necessario avviare lo

in corrispondenza delle condizioni per le quali

esiste l’esigenza dello sbrinamento (fig. 3.12).

Il brusco calo di COP dovuto alla necessità di

attuare lo sbrinamento si nota a partire dalla

temperatura di 6 °C con un’umidità relativa

FIG. 3.12Andamento del COP di una pompa di calore ad aria in funzione della temperatura dell’aria esterna per tre diverse umidità relative

COP

(% V

ALOR

E NO

MIN

ALE)

T EMPERATURA (°C)

-5-10

80%

60%

100%

120%

110%

90%

70%

50 10 15

UR = 70%

UR < 50%

UR = 90%

FIG. 3.13Intervallo di tempo in minuti ottimale fra due sbrinamenti in funzione della temperatura dell’aria esterna per umidità

relative variabili fra 60% e 100%

T EMPERATURA DELL’ARIA ESTERNA (°C)

70%

80%90%

100%

TEM

PO O

TTIM

ALE

FRA

2 SB

RINA

MEN

TI (M

INUT

I)

-15

200

400

600

500

300

100

0-10 +5 +10-5

60


< < <


FIG. 3.14Percentuale della complessiva energia elettrica richiesta da pompa di calore a seconda che lo sbrinamento sia realizzato con iniezione

di gas caldi (HG) o con inversione di ciclo (PR) - A2/W35 temperatura dell’aria 2°C e dell’acqua 35°C

ciclo.

Si vede che in media circa il 10% dell’energia

viene richiesta dallo sbrinamento con

prestazioni peggiori con la modalità di

iniezione di gas caldi. Si nota poi come la

temperatura più penalizzante sia quella di 2°C

con punte del 15%.

È interessante a questo punto analizzare

anche il tempo richiesto per lo sbrinamento.

La fig. 3.15 riporta delle valutazioni secondo

le quali ancora una volta il tempo è

funzione delle condizioni dell’aria esterna

e in alcuni casi supera il 10% del tempo di

funzionamento della macchina. Nel caso

del sistema a inversione di ciclo il rettangolo

superiore mostra la quota di tempo necessaria

a rimettere a regime il condensatore,

divenuto freddo per il suo funzionamento da

evaporatore.

La valutazione della penalità dovuta al

brinamento, in assenza di dati specifici del

costruttore, si valuta con diagrammi come

sbrinamento e di quando questo si può

considerare terminato. La problematica è della

massima importanza nel nostro clima della

pianura padana, dal momento che è proprio

nel campo di temperature esterne da 5°C

fino a 0°C che risulta massima la formazione

di brina. Questo fatto risulta confermato dal

diagramma di fig. 3.13 nel quale in funzione

della temperatura dell’aria esterna vengono

indicati i tempi ottimali fra due sbrinamenti

consecutivi per umidità relative variabili dal

60% al 100%.

Oltre alla riduzione del COP l’energia richiesta

per operare lo sbrinamento è tutt’altro che

trascurabile. Il diagramma di fig. 3.14 illustra

la percentuale di energia richiesta dallo

sbrinamento rapportata alla complessiva

energia richiesta dalla pompa di calore per

diverse condizioni operative rispettivamente

dell’aria esterna e dell’acqua calda prodotta.

Lo sbrinamento può avvenire per iniezione di

gas caldi all’evaporatore o per inversione di

% D

I ENE

RGIA

UTI

LIZZ

ATA

PER

SBRI

NAM

ENTO

A-7/W35 A-7/W50 A2/W35 A2/W50 A7/W35 A7/W50

16

14

12

10

8

6

4

2

0

hG PR hG PR hG PR hG PR hG PR hG PR

61


< < <


detrazioni fiscali per spese di riqualificazione

energetica fissa dei limiti inferiori sia per il

COP a regime delle macchine che per l’EER,

fissando i valori di prova e i limiti a seconda

della tipologia delle macchine distinguendo

quello di fig. 3.16 che mostrano l’andamento

di un coefficiente correttivo C1 del COP di

una pompa di calore ad aria in funzione della

temperatura esterna per varie umidità relative.

Il recente decreto 7/4/08 relativo alle

FIG. 3.15Percentuale del tempo complessivamente utilizzato per lo sbrinamento sul totale delle ore di funzionamento della pompa di calore

FIG. 3.16Andamento di un coefficiente correttivo C1 del COP di una pompa di calore ad aria in funzione della temperatura esterna

per varie umidità relative

18

% D

EL T

EMPO

UTI

LIZZ

ATO

PER

SBRI

NAM

ENTO

A-7/W35 A-7/W50 A2/W35 A2/W50 A7/W35 A7/W50

16

14

12

10

8

6

4

2

0hG PR hG PR hG PR hG PR hG PR hG PR

C1 =

(COP

) σ/ (

COP)

σ =

50%

0,6-25 -20 -15 -10 -5 0 5 10 15

0,7

0,8

0,9

1,0σ ≤ 50%

σ = 60%

85%

95%

100%

T0 (°C)

62


< < <


taBELLa 3.1 vALORI LIMITE DM 7/4/08

i fluidi trattati dalle macchine sia verso la

sorgente esterna che verso l’interno. I valori

limite sono riportati nella Tabella 3.1.

Come si vede la tabella non fa riferimento a

valori stagionali, specificando le temperature a

bulbo secco e a bulbo umido dell’aria esterna.

In prospettiva tuttavia è previsto a

livello europeo che si faccia riferimento

rispettivamente ad uno SCOP (COP

stagionale) e ad uno SEER (Energy Efficiency

Ratio stagionale). Secondo i documenti

preliminari il riferimento sarà al clima di

Strasburgo, che viene considerato freddo per

una pompa di calore aria-aria, soprattutto

rispetto al Sud Europa, ma che si considera

consenta un confronto comune fra i vari

sistemi di riscaldamento. Il costruttore

dovrà fornire la capacità della macchina

per una temperatura di progetto di -10°C

con l’opzione di indicare una capacità di

riscaldamento fra -7 °C e 2 °C. La curva di

carico viene tracciata linearmente a partire

dalle condizioni di progetto con zero carico

alla temperatura di 16 °C. Vanno valutati COP

e rapporti di carico per le temperature esterne

di -7,2,7 e 12 °C per una temperatura interna

di 20 °C. La somma dei prodotti dei carichi

termici ad ogni intervallo di temperatura per il

numero di ore degli intervalli viene divisa per

il prodotto della potenza elettrica assorbita

per le ore dei vari intervalli. In questo modo si

ottiene lo SCOP. Verrà introdotta una funzione

di etichettatura di qualità delle macchine

in funzione dello SCOP. Per fornire dei dati

orientativi, entro i primi due anni dell’entrata

in vigore della Direttiva il valore minimo di

SCOP dovrà essere di almeno 3,2 (e di SEER

di almeno 3,6) mentre entro 4 anni i valori

dovranno salire ad almeno 3,5 (4,3 per lo

SEER).

Per fornire dei valori di confronto i valori

minimi per ottenere la qualificazione energy

star negli USA sono di un HSPF di almeno

2,4 e di SEER di 4,1 con valori simili sia per

sistemi split che per apparecchi centralizzati.

Se si volesse valutare a tavolino la prestazione

stagionale di una pompa di calore ad aria

è indispensabile conoscere da un lato la

distribuzione di temperatura e di umidità

dell’aria esterna nel corso della stagione

invernale e dall’altro la penalizzazione dovuta

al funzionamento ai carichi parziali. In assenza

di dati forniti dal costruttore può valere come

indicazione orientativa una relazione del tipo:

C2 = 0,36 x PAR + 0,64 (3.5)

nella quale C2 è il coefficiente di riduzione

del COP e PAR è il rapporto fra il carico

nell’intervallo di temperatura considerato e

la capacità della pompa di calore a quella

temperatura.

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

salamoia/aria ti: 0 tbsi: 20 tbui: 15 4,3 ti: 30 tu: 35 tbsi: 27 tbui: 19 4,4

salamoia/acqua ti: 0 ti: 30 tu: 35 4,3 ti: 30 tu: 35 ti: 23 tu: 18 4,4

acqua/aria ti: 15 tu: 12 tbsi: 20 tbui: 15 4,7 ti: 30 tu: 35 tbsi: 27 tbui: 19 4,4

acqua/acqua ti: 10 ti: 30 tu: 35 5,1 ti: 30 tu: 35 ti: 23 tu: 18 5,1

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

63


< < <


Il procedimento di calcolo si articola nelle fasi

seguenti:

1 In base alla macchina prescelta si valuta

per ogni intervallo di temperatura il COP e

la capacità, attraverso diagrammi o tabelle

con le informazioni di Figura 3.1.

2. Nota la trasmittanza dell'edificio si calcolano

le dispersioni medie relative ad ogni

intervallo di temperatura dal prodotto

della trasmittanza per la differenza fra 18°

C e la temperatura media dell'intervallo

considerato. La scelta di 18° C, anziché del

valore di 20° C al quale si vuole mantenere

l'ambiente, cerca di tener conto in maniera

approssimativa degli apporti gratuiti.

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

utilizzo della macchina in quell'intervallo di

temperatura.

4. Si corregge il COP calcolato al punto (1)

con il fattore correttivo CI, dovuto all'umidità

relativa, e con il fattore C2, dovuto al

funzionamento a carico parziale, fattori

desumibili eventualmente da tabelle e

grafici.

5. Le dispersioni medie dell'edificio calcolate

in (2) moltiplicate per il numero di

ore relativo ad un certo intervallo di

temperatura forniscono il fabbisogno

complessivo di energia che compete nel

mese a tale intervallo.

6. La capacità calcolata in (1) moltiplicata per

il numero di ore relativo all'intervallo di

temperatura e, quando il rapporto in (3)

sia inferiore all'unità, per la percentuale

di utilizzo della macchina porge l'energia

disponibile al condensatore della pompa di

calore in quell'intervallo di temperatura.

7. Il rapporto fra l'energia fornita al

condensatore, calcolata in (6), e il COP,

calcolato in (4), dà l'energia meccanica

impiegata al compressore relativa

all'intervallo di temperatura.

8. La differenza fra il fabbisogno energetico

in (5) e l'energia fornita al condensatore

calcolata in (6) dà l'energia ausiliaria

necessaria relativa ad un certo intervallo di

temperatura.

Le somme per tutti gli intervalli di temperatura

delle quantità calcolate in (5), (6), (7), (8)

danno rispettivamente:

1. i fabbisogni energetici complessivi mensili

dell'edificio;

2. l'energia complessivamente fornita dalla

pompa di calore;

3. l'energia meccanica mensile richiesta;

4. l'energia ausiliaria mensile.

Esempio numerico 3.1

Un edificio monofamiliare ubicato a Venezia

viene riscaldato con una pompa di calore

ad aria. L’edificio presenta una trasmittanza

complessiva di 400 W/K. Si impiega una

pompa di calore della potenza nominale di 5

kW.

La sua capacità in funzione della temperatura

dell’aria esterna è rappresentata con la retta:

Qc = 4,2 + kWtE

10

L’andamento del COP si può approssimare

con la retta:

COP = 2,5 + 0,05 x tE

Si devono introdurre al COP due coefficienti

correttivi, uno dovuto al brinamento che va

64


< < <


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

INTERVALLO DI TEMPERATURA

VALORE CENTRALE n (h) UR (%) COP x C2 C1 COP DISPERSIONI (Mj) QC (Mj) W (Mj) Qaux (Mj)

17 0 2,23

15 0 2,33

13 0 2,43

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

MPF = 2,29 SOMMA 16230 13554 5912 2677

taBELLa 3.3 vALUTAZIONE DEL COP MEDIO MENSILE

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 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

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

taBELLa 3.1 vALUTAZIONE DEL COP CORRETTO PER LA PARZIALIZZAZIONE DELLA POMPA DI CALORE

65


< < <


valutato con il grafico di fig. 3.16, Il secondo

coefficiente è dovuto al funzionamento a

carico parziale ed è valutabile con la relazione

(3.5).

Si costruisce anzitutto una matrice con i valori

degli intervalli di temperatura considerati,

con la stima dei carichi, della capacità della

macchina, del COP e della penalizzazione

dovuta al funzionamento parzializzato, come

in Tabella 3.2.

Si prende poi un mese, ad esempio gennaio

e si riportano le ore e le umidità relative più

probabili, valutando il coefficiente correttivo

per il brinamento della batteria, il COP corretto

per lo sbrinamento e le altre grandezze di

interesse come in tabella 3.3.

Si è così trovato un valore medio mensile del

COP pari a 2,29.

L’operazione va ripetuta mese per mese per

trovare lo SCOP (o SHPF).

66


< < <


67


< < <


FIG. 4.1COP (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

4.1 CONSIDERAZIONI DI CARATTERE GENERALE

Nel prendere in considerazione il possibile

impiego di una pompa di calore in un

qualsiasi impianto, si dovrebbe sempre

tenere presente la rilevante sensibilità delle

sue prestazioni alle temperature massima

e minima del ciclo o, più sinteticamente,

all'incremento di temperatura che la pompa di

calore garantisce rispetto alla sorgente fredda.

Con prestazioni si intendono sia COP della

macchina che capacità. Per quanto riguarda

il COP è già molto significativo l'andamento

suggerito dal ciclo di Carnot inverso:

COP =Tc

Tc -Te

Si veda l'intervallo entro cui può variare il

COP in fig. 4.1 in funzione dell'incremento

di temperatura consentito dalla pompa di

calore. La fascia più in alto dei valori compete

alle macchine di piccola taglia e di limitata

qualità. I valori intermedi competono a

macchine moderne, mentre i COP più alti

sono quelli relativi alle macchine di grossa

taglia. L'andamento della capacità risulta

CaP. 4APPLICAZIONE DELLE POMPE DI CALORE NEL RISCALDAMENTO RESIDENZIALE E NEL TERZIARIO

Ex/Q

0,6

50100 0 50 150100 200

0,1

0,2

0,3

0,5

incremento di temperatura (K)

2

3

4

5

10

2050

COP

refrigerazione riscaldamento

hP

macchine reali

°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°

°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°

68


< < <


altrettanto penalizzante al crescere del divario

di temperatura.

Questo dato di partenza fondamentale

fornisce un primo importante suggerimento.

Prima di compiere qualsiasi sforzo per

ricercare sorgenti termiche a livelli di

temperatura più convenienti, è consigliabile

selezionare con cura i sistemi di

riscaldamento, in modo da abbassare la

temperatura di fornitura dell'energia termica.

È privo di senso rivolgersi a sistemi che

utilizzano la massima temperatura consentita

dalla macchina (di solito fra 50 e 60°C),

quando ci si può rivolgere a sistemi che,

adeguatamente dimensionati, consentono di

lavorare a temperature non superiori a 35°C:

basti pensare a pavimenti o soffitti radianti,

ovvero a sistemi ad aria calda.

Questo non preclude il possibile impiego

di terminali di impianto a radiatori, così

diffusi nell’edilizia esistente. È vero che i

radiatori sono di solito dimensionati su di una

temperatura di progetto di arrivo dell’acqua

a 70-80°C che è al di sopra dei valori di

impiego ordinario di una pompa di calore.

Di solito, però, nel retrofitting dell’esistente

si opera anche un intervento di isolamento

termico che riduce il carico di progetto

dell’edificio: rispetto ad un edificio non isolato

non è difficile pervenire ad una riduzione del

50% nel carico di progetto. Come si vedrà,

una simile riduzione consente di mantenere

i radiatori esistenti alle nuove temperature

della pompa di calore, senza dover neppure

maggiorarli.

Altri problemi con cui ci si deve confrontare

nei sistemi con pompa di calore sono dovuti a

diverse temperature richieste dall’impianto sia

per terminali di impianto differenti nel caso

di pompa di calore al servizio di un edificio

con svariate utenze diverse oppure, più

comunemente, per la richiesta di acqua calda

sanitaria con valori attorno a 50-55°C e relativi

scaldasalviette dei bagni.

FIG. 4.2COP 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

69


< < <


E ancora un’altra questione da affrontare è

quella relativa all’integrazione con sorgenti

termiche diverse, dal solare termico

e fotovoltaico, ovvero alla presenza di

funzionamento estate-inverno con acqua

calda sanitaria.

Conviene essere puntualmente precisi sulla

prestazione delle macchine a seconda della

temperatura dell’energia termica prodotta.

Come si ricorderà dal capitolo precedente,

vi è una forte influenza della temperatura

della sorgente fredda sia su capacità che

COP (entrambi aumentano al crescere

di tale temperatura). Influenza altrettanto

forte è data dalla temperatura lato caldo.

Si consideri anzitutto una pompa di calore

aria-acqua (sorgente fredda aria esterna con

riscaldamento di acqua). La fig. 4.2 mostra gli

andamenti di COP per una temperatura utile

di 35°C (grafico di sinistra) e di 55°C (grafico

di destra) in funzione della temperatura a

bulbo umido dell’aria esterna (sorgente fredda

della pompa di calore) per diversi modelli di

pompa di calore. Si nota in entrambi i casi il

flesso tipico delle curve attorno agli 0°C per i

cicli di sbrinamento.

Le curve si prolungano fino ad una

temperatura esterna di -20°C con un COP

al livello non disprezzabile di 2 (dislivello di

55°C fra caldo prodotto e sorgente fredda)

quando la mandata è a 35°C. Viceversa se la

mandata è a 55°C il precedente valore di COP

si raggiunge a -5°C (sostanzialmente stesso

dislivello di prima).

Si osservi come ad una temperatura della

sorgente fredda di 5°C a bulbo umido (valore

tipico stagionale del Nord Italia) il COP sia

orientativamente fra 4 e 4,5 per la mandata

a bassa temperatura e di 2,5-3,0 per la

temperatura di mandata più alta.

Un comportamento analogo si ritrova in

termini di capacità della macchina (fig. 4.3).

La differenza è molto meno marcata che per

il COP, in parte anche per questo. Il più basso

FIG. 4.3Capacità 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

70


< < <


COP per temperature di mandata più elevate

implica infatti una maggiore potenza assorbita

al compressore, potenza che si ritrova quasi

tutta al condensatore, in aggiunta all’energia

che la macchina è riuscita a valorizzare

dall’evaporatore.

Un altro elemento da considerare con cura

è il grande incremento di capacità della

macchina al crescere della temperatura della

sorgente fredda: passando da 5°C a 20°C la

capacità della macchina più grande aumenta

da 33 a 45 kW. Si dirà che a 20°C non è

necessario più il riscaldamento. Ma resta

comunque il riscaldamento dell’acqua calda

sanitaria, carico ben più ridotto di quello del

riscaldamento ambientale e che deve essere

in grado di scambiare energia termica con

la macchina a potenzialità confrontabili con

quelle appena viste.

Considerazioni non dissimili e, in qualche

caso, ancora più marcate si possono ritrovare

analizzando le prestazioni di pompe di

calore acqua-acqua. La fig. 4.4 analizza il

campo tipico in cui la sorgente fredda è

acqua superficiale o sotterranea. Per una

temperatura tipica della sorgente fredda di

10°C il COP supera per bassa temperatura

di mandata il valore 5, mentre resta a 3

per 55°C di mandata. Per gli andamenti

di capacità di fig. 4.5 si ripetono le

considerazioni viste prima.

Infine vale la pena esaminare per macchine

reali quanto può avvenire per impianti a

pompa di calore a terreno (fig. 4.6), in

cui, in funzione del dimensionamento

delle termosonde e del tipo di terreno, le

temperature si collocano normalmente fra

-5°C e 5°C: al valore caratteristico di 0°C

il COP è circa 4 per la mandata a 35°C ed

appena 2,4 per 55°C. Vale la pena osservare

che con sorgente aria a parità di temperatura

il COP sarebbe stato di oltre il 10% inferiore

per le peggiori qualità di scambio termico fra

aria e liquido con l’evaporatore della pompa

FIG. 4.4COP 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

71


< < <


di calore.

Il quadro si completa in fig. 4.7 dove si

riportano i valori di capacità per pompe di

calore a terreno.

Un ultimo punto che conviene tenere

presente in questo contesto è che nel

riscaldamento dell’acqua sanitaria ci si

confronta con valori prevalenti rappresentati

dai grafici di destra, quindi con COP

mediamente più bassi. Valutando il COP

FIG. 4.6COP 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

FIG. 4.5Capacità 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


< < <


stagionale della pompa di calore non solo vi

è una dipendenza dalla temperatura scelta

per i terminali di riscaldamento, ma anche dal

peso che il riscaldamento dell’acqua sanitaria

ha sul totale. Dal momento che all’aumentare

delle caratteristiche di isolamento degli edifici

i carichi di riscaldamento si riducono in

modo significativo, la tendenza è a un peso

crescente del carico dovuto all’acqua sanitaria

con conseguenze non trascurabili sul COP

stagionale della pompa di calore nell’impianto.

4.2 I TERMINALI DI IMPIANTO

I terminali di impianto sono in Europa

generalmente di tipo idronico: si va dai classici

radiatori ai fan coil (ventilconvettori) per

terminare con i sempre più diffusi sistemi

radianti a pavimento o a soffitto ovvero a

pannello a parete.

Il terminale di impianto più diffuso nel

riscaldamento è un corpo scaldante statico

indicato comunemente come radiatore,

piastra radiante o termosifone.

In realtà l’energia termica scambiata è

prevalentemente per convezione (70-80%):

l’aria ambiente a contatto con la parete calda

dell’elemento si riscalda e sale verso l’alto per

la minore densità attivando un movimento

convettivo più o meno intenso a seconda

della forma del corpo scaldante.

La resa dei corpi scaldanti viene calcolata per

una temperatura media dell’acqua di 70°C

(75-65°C).

Nota l’emissione per un certo Δt calcolato

rispetto alla temperatura dell’ambiente

riscaldato, l’emissione per una differenza di

temperatura diversa Δt’ si calcola da:

PΔt'= PΔt ( )nΔt'

Δt

Il valore dell’esponente n per un radiatore

può variare da 1,28 a 1,33 e si può porre

tipicamente a 1,3 (norma UNI 10347).

La differenza di temperatura si calcola

fra la temperatura media fra ingresso

FIG. 4.7Capacità 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

73


< < <


e uscita del radiatore e la temperatura

dell’aria dell’ambiente riscaldato. Un

dimensionamento tipico in condizioni di

progetto è del tipo 80-60 con temperatura di

ingresso al corpo scaldante di 80°C e uscita

a 60°C. Per una pompa di calore operante a

temperatura massima di 55°C, la portata è

tale che il ritorno è a 50°C. Nel primo caso

il Δt è di 50°C e nel secondo è di 32,5°C. È

facile calcolare che rispetto ad un radiatore

normalmente dimensionato, lo stesso

radiatore operante con la pompa di calore è

in grado di scambiare il 57% della potenza.

In realtà si è visto che in condizioni di

progetto assai spesso l’energia è fornita di

un sistema ausiliario (una piccola caldaia) o

coadiuvato da resistenze elettriche. Capita

così che quasi sempre il radiatore è in

grado di scambiare la potenza termica nella

situazione del balance point. A temperature

poco sopra gli 0°C le regolazioni con retta

climatica danno temperature di ingresso

dell’acqua nei radiatori attorno appunto

a 60°C. Se poi si sono fatti interventi di

riduzione delle dispersioni (vetrocamera,

controparete isolante, isolamento a cappotto),

la potenza messa a disposizione dal radiatore

può diventare addirittura esuberante rispetto

alle necessità anche con temperature di

alimentazione di 50°C.

Indubbiamente il terminale di impianto che

più si adatta alla pompa di calore è il sistema

radiante a bassa temperatura. Esso si realizza

comunemente nel residenziale con il sistema

a pavimento radiante, mentre nel terziario si

usa spesso il soffitto radiante.

Il pavimento radiante è un sistema che,

dopo alterne fortune nelle sue prime

applicazioni negli anni ’50 del secolo scorso,

riscuote ora una grande popolarità, avendo

risolto i suoi problemi originari. In origine

le tubazioni erano realizzate in metallo e

si confrontavano con i carichi termici di

edifici per nulla isolati. Di conseguenza le

temperature di alimentazione per riuscire a

fornire la potenza termica necessaria erano

relativamente elevate (dell’ordine di 50°C) e

di conseguenza la superficie del pavimento

risultava sgradevolmente calda. Inoltre

capitava che il metallo soffrisse di effetti

corrosivi che arrivavano anche alla foratura del

sistema con esiti facilmente immaginabili.

Il migliore isolamento degli edifici odierni

ha consentito una drastica riduzione della

temperatura di alimentazione che si può

tranquillamente ridurre a 30-35°C. Di

conseguenza la temperatura superficiale

del pavimento è di poco superiore alla

temperatura ambiente e il riscaldamento

risultante è uniforme e confortevole con

ridottissima movimentazione delle polveri

ed una distribuzione di temperature

nell’ambiente assai più uniforme e gradevole

che in un sistema a radiatore. Si vedano

due esempi di mappatura delle temperature

nel locale riscaldato da un radiatore e dello

stesso locale riscaldato da un pavimento

radiante (fig. 4.8). Si nota che la temperatura

a livello della testa delle persone è

confortevolmente più bassa della temperatura

media dell’ambiente e che le disuniformità

sono molto limitate. Inoltre le temperature

che governano le dispersioni, ad esempio

in corrispondenza della parete esterna con

finestra sono di alcuni gradi più basse che nei

sistemi a radiatori.

74


< < <


La seconda importante innovazione dei

nuovi pavimenti radianti è il ricorso per le

tubazioni al polietilene reticolato (PE-X)

o al polipropilene (PP). Questi materiali

garantiscono lunghissime durate, valutate

in molte decine di anni di attività. Le

tubazioni vengono annegate nel massetto

su cui poi verrà posato il rivestimento finale

(piastrelle, parquet, marmo). Se le unità

abitative sono diverse si pone uno strato

FIG. 4.9Disposizione del sistema di tubazioni in un pavimento radiante in un ambiente dalla pianta di complessa geometria (doc. Giacomini)

FIG. 4.8Distribuzione 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

75


< < <


isolante fra il massetto ed il solaio. Talvolta si

aumenta lo strato di massetto con l’intento

di incrementare la capacità termica del

sistema riscaldato dal pavimento in modo

da avere un’elevata inerzia nel sistema

di riscaldamento. La posa in opera delle

tubazioni è facilitata da pannelli isolanti

preformati, realizzati con brevetti diversi, che

consentono agevolmente l’installazione anche

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.

L’avvertenza principale è il controllo della

temperatura superficiale che deve risultare

superiore alla temperatura di rugiada dell’aria

ambiente per evitare condensazioni sul

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

di alluminio cui sono aggraffate le tubazioni

in cui si può fare circolare sia acqua calda

(sempre a temperature moderate) che

acqua fredda nel periodo estivo (fig. 4.11).

FIG. 4.10Sezione di un sistema a soffitto radiante annegato nel solaio

°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°°laterizio serpentinafondello intonaco

ferro di armatura

FIG. 4.11Vista schematica di un soffitto radiante prefabbricato

elemento di supporto

graffe di fissaggio

FIG. 4.12Ambiente riscaldato da un soffitto radiante (doc. Frenger)

76


< < <


Oltre al vantaggio di ottenere una soluzione

esteticamente molto valida (fig. 4.12), il

sistema presenta un’inerzia ridotta che può

essere vantaggiosa per occupazione limitata

nel tempo dei locali. È una situazione tipica

del terziario, dove i locali sono occupati per

una frazione della giornata e spesso sono

chiusi nel corso del fine settimana. Il soffitto,

con la bassa capacità termica della struttura

metallica (superiormente isolata), si porta

rapidamente alla temperatura superficiale di

regime, raffreddandosi poi rapidamente allo

spegnimento dell’impianto.

L’inerzia risulta utile nelle applicazioni

residenziali per stabilizzare le temperature

sia nei confronti dei carichi variabili che nei

periodi di preparazione dell’acqua calda

sanitaria. Infatti in quel caso di solito la

pompa di calore si dedica con priorità alla

preparazione dell’acqua calda sanitaria, non

alimentando l’impianto per periodi alcune

decine di minuti.

Questa esigenza non c’è normalmente nelle

applicazioni del terziario, dove la presenza di

apporti termici dovuti alle apparecchiature in

funzione (computer, stampanti, fotocopiatrici,

ecc) e all’illuminazione riduce le esigenze di

riscaldamento e comporta normalmente un

maggiore impegno nel raffrescamento, cui il

soffitto radiante è meglio vocato.

Le potenze termiche che il soffitto radiante

può scambiare in raffrescamento sono infatti

a parità di altre condizioni più significative

rispetto al pavimento radiante. Anche per il

soffitto radiante in raffrescamento è di grande

importanza il controllo della temperatura

superficiale. Il sistema più razionale è

comunque in questo caso un sistema

misto con aria primaria e soffitto radiante,

ovvero con fan coil di deumidificazione

e soffitto radiante. Spesso la circolazione

dell’acqua fredda in uscita dai fan coil di

deumidificazione, in cui può entrare attorno

a 10°C e uscire a 15°C per poi alimentare

in serie il soffitto radiante, è una garanzia

sufficiente per evitare la condensazione a

soffitto.

In ogni caso è possibile un calcolo piuttosto

accurato dei sistemi sia a soffitto che a

pavimento radiante secondo una procedura

sviluppata dall’ASHRAE (American Society of

Heating Refrigerating and Air-conditioning

Engineers inc.) che verrà illustrato

nell’Appendice alla fine del presente capitolo.

Tale metodo non solo consente, a partire dalle

caratteristiche di progetto del sistema radiante

e della sua temperatura di alimentazione, di

stabilire quale sia il flusso termico specifico

sia in riscaldamento che in raffrescamento,

ma consente anche di determinare le

temperature superficiali.

4.3 LA PRODUZIONE DELL’ACQUA CALDA

SANITARIA

Il fabbisogno individuale di acqua sanitaria è

cresciuto di pari passo alla diminuzione della

richiesta di riscaldamento degli ambienti per

i migliori isolamenti adottati. In un edificio

ben isolato l’acqua sanitaria può richiedere

fino ad 1/3 del fabbisogno complessivo di

riscaldamento.

La caratteristica saliente della richiesta di

acqua sanitaria sta nella sua concentrazione.

Si immagini una doccia con una portata

d’acqua di 10 litri/min e della durata di 5

minuti con acqua a 40°C ed acqua di rete a

77


< < <


15°C. L’energia complessiva per riscaldare i 50

litri così consumati è evidentemente di:

Q = 50 (40 - 15) = 1250 kcal (1,45 kWh)

Il dato più interessante è la potenza termica

richiesta nei 5’ nel caso si volesse produrre

istantaneamente l’acqua calda:

60

5q = 50 (40 - 15) = 15000 kcal (17,5 kW)

Se poi si vuole evitare che l’apertura

contemporanea di un rubinetto di un

altro utente non produca altrettanto

istantaneamente uno sgradevole effetto di

abbassamento della temperatura si arriva

facilmente ai classici 24 kW delle caldaie

autonome.

Finalmente da qualche tempo questa scelta,

potenzialmente molto inefficiente, trova la

concorrenza di caldaie di più piccola potenza

(anche meno di 10 kW), risolvendo tramite

un idoneo accumulo le problematiche sopra

presentate. La scelta di installare un accumulo

di acqua calda diventa essenziale quando si

voglia integrare nell’impianto il solare termico.

Un accumulo di idonea capacità diventa

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

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

dimensione di questo accumulo.

Si deve anzitutto stimare quale sia il consumo

giornaliero di acqua calda e quale sia il suo

grado di concentrazione. Tanto maggiori

questi due valori, tanto più grande dovrà

essere selezionato l’accumulo. Si dovrà poi

scegliere un set point compatibile con il

funzionamento della pompa di calore. Se

la pompa di calore ha una mandata alla

massima temperatura di 55°C, fissare il set

point dell’accumulo in un intorno di tale

temperatura rischia di far lavorare la macchina

per delle ore con funzionamento brutalmente

parzializzato, dato che lo scambio termico

dipende dalla differenza di temperatura.

Atteso un valore minimo di almeno 5°C nella

differenza di temperatura, sarà importante

la dimensione e la qualità della superficie di

scambio termico. Una soluzione largamente

adottata è un boiler con uno scambiatore

incorporato a serpentino immerso (fig. 4.13).

Questo sistema è stato molto migliorato nel

corso degli anni, con il ricorso a superfici

alettate nella parte esterna del serpentino,

FIG. 4.13Serbatoio di accumulo con scambiatore a serpentino

immerso incorporato

78


< < <


caratterizzata da bassi coefficienti di scambio

termico, ampliando al tempo stesso la

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.

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. 4.14Accumulo con scambiatore esterno a piastre

FIG. 4.15Andamento del rendimento volumetrico di un compressore scroll al variare del rapporto delle pressioni per diverse velocità di rotazione

rend

imen

to v

olum

etric

io

65%

70%

60%32 4 5 6 7

75%

80%

85%

90%

95%

100%

rapporto delle pressioni

90 Hz 100% numero di giri60 Hz 66% numero di giri

50 Hz 55% numero di giri



AF

79


< < <


di pompa di calore come la HXA 18.1 che

alla temperatura di riferimento di 7°C alla

sorgente fredda rende 18 kW, quando l’aria

esterna è di 35°C rende ben 28 kW. Se si

usa un boiler normale da accoppiare ad una

caldaia autonoma di pari potenza dovrebbe

essere in grado di scambiare in continua fra

20 e 30 kW con una temperatura in ingresso

di 80°C e una differenza di temperatura di

20°C. La pompa di calore lo dovrà fare con la

differenza di temperatura di 5°C: ciò significa

che la sua capacità di scambio si riduce di

almeno 4 volte. Se la pompa di calore rende

28 kW ed è in grado scambiarne, diciamo

6, la macchina dovrà lavorare fortemente

parzializzata con frequente ricorso ad attacca

stacca. Anche l’inverter in questo caso

può essere una soluzione non del tutto

soddisfacente, sia perché la riduzione del

numero dei giri del compressore non va

sotto 1/3 del valore massimo (tipicamente

la frequenza da 90 Hz passa a 30Hz), sia

perché la riduzione di potenza non va di pari

passo con il numero di giri del compressore.

Infatti la riduzione di portata di refrigerante

riduce anche le perdite di carico all’ingresso

e all’uscita del compressore e gli attriti. Di

conseguenza la densità del refrigerante risulta

più alta del previsto sì che una riduzione

della portata del 50% può comportare una

riduzione della potenza non del 50%, come

ci si potrebbe aspettare, ma del 30%. Questo

effetto è in parte temperato da una riduzione

di rendimento volumetrico che si riduce

con la velocità di rotazione del compressore

(e con il rapporto delle pressioni) come si

vede dalla fig. 4.15. Nel contempo, tuttavia,

si nota che all’aumentare della temperatura

di evaporazione il rapporto delle pressioni

diminuisce, stabilizzando alla fin fine il

rendimento volumetrico.

Un accoppiamento del genere andrebbe

assai male anche d’inverno. Infatti a fronte

della capacità della macchina di un 15 kW,

FIG. 4.16Integrazione in un accumulo di una pompa di calore per il riscaldamento e un sistema solare termico

80


< < <


una capacità di scambio di 6 kW costringe

la macchina a dedicarsi al riscaldamento del

sanitario per un tempo 2,5 volte superiore

a quello che la sua potenza renderebbe

necessario.

Qual è allora la soluzione? Uno scambiatore

ampiamente dimensionato su di un accumulo

corrispondentemente ampio. Se ad esempio

si sceglie un sistema di accumulo in grado di

scambiare 100 kW con la classica differenza

FIG. 4.18Crescita delle colonie di legionella in funzione delle temperature dell’acqua

FIG. 4.17Integrazione di pompa di calore per il riscaldamento, solare termico e caldaia a biomasse

81


< < <


di temperatura di caldaia di 20 °C, ecco che

riesce a scambiare in continua 25 kW con

un Δt di 5°C, risolvendo i problemi prima

considerati.

La scelta di un accumulo di ampie dimensioni

risulta favorevole anche nei confronti di un

sistema integrato pompa di calore-solare

termico, come rappresentato in fig. 4.16.

Un sistema del genere può trovare ulteriori

integrazioni oltre che con il solare termico con

una caldaia a biomasse o con entrambe le

soluzioni (fig. 4.17).

La produzione dell’acqua calda sanitaria

merita ancora alcune osservazioni e

considerazioni.

La prima riguarda il problema della legionella

che, come si sa, è un batterio ubiquitario

che si sviluppa con grande rapidità in caso di

condizioni ambientali favorevoli. Il campo di

crescita ottimale è proprio ad una temperatura

fra i 30 e i 50°C (fig. 4.18). Per cautelarsi

da questo sgraditissimo ospite un sistema

molto impiegato è di portare l’accumulo

periodicamente (di solito una volta alla

settimana) ad una temperatura di almeno

70°C per un intervallo di tempo prefissato.

In assenza di sistema ausiliario a gas, che

potrebbe farsi carico senza problemi di queste

temperature si ricorre di solito ad una batteria

di resistenze elettriche.

Esiste tuttavia un’alternativa più interessante

sul piano operativo, vale a dire di inserire

un serpentino o uno scambiatore di

calore istantaneo in modo da preparare

direttamente l’acqua sanitaria di consumo a

partire da un accumulo in circuito chiuso (fig.

4.19). Questo sistema risulta interessante

anche nei confronti di impianti solari termici.

Infatti la presenza di legionella è praticamente

assente dall’acqua di rete e l’impiego

sufficientemente continuativo della stessa ne

impedisce la proliferazione.

Una seconda osservazione riguarda il

possibile impiego del desurriscaldamento

nella preparazione dell’acqua sanitaria. Se

si considera un ciclo a pompa di calore

con R-410 A con una temperatura di

condensazione di 50°C e di evaporazione di

0°C è facile rendersi conto (fig. 4.20) che la

temperatura di fine compressione è di circa

80°C e il desurriscaldamento fino a 50°C

mette a disposizione circa 45 kJ/kg rispetto

FIG. 4.19Schema 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

82


< < <


FIG. 4.20Rappresentazione 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

condensatore, quindi circa 1/5 della potenza

della pompa di calore può essere dedicata

alla preparazione dell’acqua sanitaria senza

penalizzare eccessivamente il funzionamento

a bassa temperatura della macchina.

Infine un’ultimissima osservazione in

proposito. L’acqua di rete viene reintegrata

ad una temperatura relativamente

bassa, orientativamente a 15°C. Un

impiego intelligente è di sfruttarla in un

sottoraffreddatore che sfrutta il refrigerante

FIG. 4.21Possibile 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

EVAPORATORE

COMPRESSORE

TERMOSTATICA VAPORE 0°C

VAPORE 80°C

VAPORE 55°C

40°C

40°C

15°C

MISCELA 0°C

60°C

LIQUIDO 20°C

SCAMBIATORE

DESSURISCALDATORE

LIQUIDO 50°C

ACQUA DI RETE

83


< < <


liquido proveniente dal condensatore ed

aumenta la produttività dell’evaporatore. In

questo modo l’acqua può ricevere circa 60

kJ/kg, come si può constatare dalla lettura

sul ciclo dello R-410A di fig. 4.20. L’acqua

può poi completare la sua preparazione nel

desurriscaldatore, come visto prima, arrivando

con ottimi valori di COP complessivi della

pompa di calore a temperature relativamente

elevate (fig. 4.21).

4.4 LA POMPA DI CALORE CONDOMINIALE

Gran parte delle applicazioni delle pompe

di calore nel residenziale si rivolgono ad

applicazioni unifamiliari, sia perché negli

edifici di tipo condominiale il costruttore di

solito sceglie la soluzione di più basso costo

disponibile sul mercato per la centrale termica

che per problematiche non del tutto risolte

dal punto di vista tariffario.

Tuttavia vale la pena svolgere alcune

considerazioni sul possibile ricorso ad una

pompa di calore nella ristrutturazione di

un edificio condominiale (fig. 4.22). Infatti

disporre di una pompa di calore centralizzata

dà già in partenza una serie di vantaggi non

trascurabili:

• Importanti economie di scala. Il costo

unitario del kW installato diminuisce con la

taglia della macchina.

• Data l’improbabile contemporaneità dei

carichi sull’acqua sanitaria, le possibili

problematiche relative alla preparazione

dell’acqua sanitaria si risolvono con un

accumulo centrale di generose dimensioni,

dotato magari di un temporizzatore per

caricarlo nelle ore notturne, con temperature

magari meno favorevoli della sorgente

fredda aria, ma con tariffe molto più basse.

• L’impianto può fornire anche il servizio

estivo di condizionamento.

• Le macchine di taglia maggiore guadagnano

qualche punto percentuale nel COP (cfr. fig.

4.2).

• La potenza complessivamente impegnata

è inferiore a quella che si otterrebbe dalla

somma delle potenze di tante pompe di

calore individuali per ogni appartamento.

Il sistema converrà sia dotato di

contabilizzazione del calore per ogni singola

unità abitativa. Ovviamente il possibile

distacco o parzializzazione di un’utenza non

consentirà il collegamento diretto fra il circuito

dell’acqua calda che attraversa il condensatore

e il carico, dal momento che verso il carico ci

si aspetta una portata variabile.

Sarà necessario inserire un disgiuntore o

separatore idraulico dal momento che il

condensatore deve ricevere una portata

d’acqua costante.

FIG. 4.22Applicazione di una pompa di calore per riscaldamento

centralizzato di un edificio condominiale

RMA RgA RLA

84


< < <


Si dovrà provvedere quindi ad una pompa sul

circuito primario che interessa il condensatore

ed una sul circuito secondario che serve i

carichi. È fondamentale in questa scelta fare

in modo che la portata sviluppata nel circuito

secondario risulti inferiore in ogni condizione

a quella del circuito primario. In caso contrario

si avrebbe una miscelazione dell’acqua

di ritorno dall’impianto di riscaldamento a

temperatura più bassa di quella che arriva dal

condensatore della pompa di calore.

Non è difficile dimostrarlo. Supponiamo che

la pompa del primario porti 2 m3/h a 50°C e

quella del secondario 3 m3/h con un ritorno

a 40°C. Evidentemente il disgiuntore di fig.

4.23 verrà attraversato dal basso verso l’alto

dalla portata di 1 m3/h di acqua a 40°C che,

miscelandosi con quella in arrivo dalla pompa

di calore, fornirà una temperatura verso il

carico non di 50°C, ma di meno di 47°C. Se

invece le proporzioni delle portate si invertono

si avrà che il disgiuntore viene attraversato

dall’alto verso il basso con l’effetto di

aumentare di un po’ la temperatura di ritorno

dell’acqua verso il condensatore (che sarà

di circa 43°C anziché di 40°C) ma senza la

perdita exergetica vista prima: di fatto se si

volesse acqua verso il carico effettivamente

a 50°C si dovrebbe far lavorare la pompa

di calore a 55°C. Un fenomeno simile

avverrebbe anche nel funzionamento estivo:

se la temperatura prodotta all’evaporatore

della pompa di calore è di 7°C e il ritorno

dall’impianto è a 12°C, l’impostazione errata

del disgiuntore fornirebbe all’impianto

acqua fredda non a 7°C ma a quasi 9°C.

Per avere acqua fredda a 7°C l’evaporatore

dovrebbe prepararla a 4,5°C. Per questi

motivi il progettista dovrà prestare la massima

attenzione quando voglia fare del disgiuntore

un volano termico, aumentando la capacità

termica del circuito e stabilizzandone quindi

la temperatura. Al di là del fatto che anche in

questo caso il primario dovrà avere sempre

la maggiore delle due portate, il rischio è

che nell’accumulo si abbia comunque una

miscelazione fra acqua di mandata del

primario e di ritorno del secondario, con effetti

indesiderati simili a quelli prima considerati. Si

possono limitare solo realizzando serbatoi di

disgiunzione caratterizzati da forte verticalità

che rendono più difficoltosa la miscelazione.

Per suffragare l’ipotesi di buona convenienza

di un sistema condominiale di pompa di

calore si può considerare pur in modo rapido

ed approssimativo una possibile situazione

applicativa, valutando le grandezze in gioco.

Si consideri un edificio con 10 appartamenti

situato nel Nord Italia con fabbisogno

complessivo nella stagione invernale di

150.000 kWht. Considerando unità abitative

di circa 100 m2 ciascuna, si vede che

verosimilmente l’edificio non è isolato in

maniera particolarmente spinta (diciamo a

livello legge 10). Con una normale caldaia e

una discreta regolazione il consumo di gas

naturale si può stimare in circa 20.000 m3/

anno con una spesa valutabile in 12.000 €/

anno.

Qualora la pompa di calore abbia un COP

stagionale di 3 (valore piuttosto cautelativo

alla luce di quanto fin qui visto), il consumo

di energia elettrica sarebbe di 50.000 kWh/

anno. Si tratta ora di valutare il costo di questa

energia elettrica, dipendente in maniera

assolutamente stringente dal sistema tariffario.

85


< < <


Si deve ipotizzare anzitutto la potenza

impegnata. Questa dipende, oltre che dalla

pompa di calore, dall’entità del carico di punta

e dalle scelte progettuali. Un valore sensato

potrebbe essere 14 kW. Si potrebbe ricadere

nella BTA5 (10 kW < x < 15 kW) - tariffa per

usi diversi in bassa tensione. Questa tariffa

comprende un corrispettivo di potenza di 30

€/kW impegnato/anno + 69 € di quota fissa.

È possibile disporre in questa tariffa di una

rilevazione per fasce orarie come anche non

disporne. Per semplicità in questo caso si

suppone una tariffa invariata che, ad oggi,

è di 10,251 c€/kWh. Risultato: la spesa

complessiva nella stagione di riscaldamento

è meno di 6000 €/anno. Il risparmio

annuo, valutabile quindi in circa 6000 €,

può consentire un tempo di ritorno rapido

dell’investimento. Anche nell’eventualità di

confrontarsi con una caldaia a condensazione

ottimamente installata il risparmio sarebbe di

circa 4000 €/anno, senza considerare che il

COP stagionale sopra considerato è davvero

piuttosto cautelativo. Inoltre si dispone ora

anche del servizio di condizionamento estivo.

A fronte di questi dati di fatto ci si può

domandare quali siano i motivi che non

consentono una rapida diffusione di un

sistema così conveniente. Al di là della difficile

convergenza nelle scelte di un condominio,

soprattutto quando riguardino un esborso

immediato di un certo rilievo, il problema più

grosso è oggi la certezza tariffaria. Proprio

il recente andamento ondivago delle tariffe

scoraggia scelte che non poco tempo fa sono

state pesantemente penalizzate da decisioni

tariffarie del tutto slegate dall’andamento

economico del mercato energetico. Sarebbe

necessario disporre di contratti pluriennali,

eventualmente ancorati a parametri oggettivi

del mercato energetico che diano all’utente

delle sicurezze nei confronti del suo

investimento.

86


< < <


87


< < <


4.5.1 IN ChE COSA DIFFERISCE IL CALCOLO DI

UN IMPIANTO DI RISCALDAMENTO A SOFFITTO

RADIANTE DA QUELLO DI UN IMPIANTO

TRADIZIONALE?

Bisogna ricordare per sommi capi la

procedura di dimensionamento di un

impianto tradizionale almeno per quel che

riguarda la valutazione dei carichi

termici. L'ipotesi di partenza è che la variabile

da controllare sia la temperatura dell'aria

all'interno dell'ambiente riscaldato. Si tratta dei

famosi 20°C, divenuti ormai quasi ovunque

nell'edilizia abitativa 21°C.

Si impone nelle condizioni di progetto

il mantenimento di quella temperatura:

l'impianto di riscaldamento deve sopperire,

con una serie di più complesse limitazioni

dettate dalla legge 10, al carico termico

risultante dalle dispersioni termiche e dal

ricambio d'aria. Si tratta di valutare lo scambio

termico che globalmente interviene attraverso

le pareti perimetrali verso l'esterno o verso

ambienti a temperatura sistematicamente

diversa. Qualora il ricambio d'aria sia

forzato, si deve stimare il carico dovuto al

riscaldamento dell'aria esterna, eventualmente

ridotto per la presenza di dispositivi di

recupero termico. Quando invece non vi

sia una ventilazione forzata, è necessario

stimare l'entità delle infiltrazioni e dei

ricambi indotti dall'apertura delle finestre,

arrivando per questa via alla valutazione

dell'energia necessaria per riscaldare l'aria.

Concettualmente il procedimento è molto

semplice.

Sia te la temperatura di progetto esterna e Kj il

coefficiente globale di scambio termico per il

singolo elemento dell'involucro. Le dispersioni

termiche attraverso le pareti sono valutate da:

∑ ki Si (21- te) (4.1)

Indicato con n il numero di ricambi orari

in volumi dell'ambiente per ora e con V

il volume dell'ambiente, il carico termico

imputabile al ricambio è dato da:

n V ρ cp (21- te) (4.2)

dove ρ è la densità dell'aria, assunta pari a 1,2

kg/m3 e cp il suo calore specifico (1005 J/kg

K).

Spesso si trova la (4.2) espressa in potenza

per unità di volume e per grado di differenza

di temperatura (W/m3K):

(21- te)

3600n x 1,22 x 1005 x = 0,34 n (21- te) [W/m3K]

Per fissare le idee, il numero di ricambi orari

per edifici di abitazione viene spesso fissato

in 0,5, cioè si ipotizza un ricambio completo

d'aria ogni 2 ore.

Il calcolo completo richiede, come si ricordava,

aLLEGato 4.5IL CALCOLO DEI SOffITTI RADIANTI PER IL RISCALDAMENTO

88


< < <


ta (°

C)

21

0,4 0,6 0,8 1 1,2 1,4 1,6 1,8 2

22

23

24

25

Km (W/m2 K)

più dettagli, ad esempio la valutazione dei

ponti termici, ma sostanzialmente la parte

principale del calcolo è quella esposta.

Le dispersioni termiche complessive sono

valutabili grosso modo da:

qD = ∑ ki Si (21- te) + n V ρ cp (21- te) =

(21- te) (∑ ki Si + 0,34 n V) [W] (4.3)

avendo indicato con qD le dispersioni

calcolate con il procedimento standard. La

scelta dei 21°C discende indirettamente da

valutazioni di teoria del benessere. Come

tale, essa dovrebbe essere più correttamente

una temperatura operante e quindi il

procedimento pone implicitamente delle

ipotesi sulla temperatura media radiante

che dovrebbe essere molto prossima alla

temperatura dell'aria. Questo non è possibile

quando l'ambiente presenti molte pareti

perimetrali, in particolare di ridotta resistenza

termica, come è il caso delle superfici vetrate.

In questo caso la temperatura media radiante

tmr può differire anche sensibilmente dalla

temperatura dell'aria. Non è difficile valutare

di quanto.

Si indichi con Km il coefficiente globale medio

di scambio termico dell'ambiente:

∑ ki Si

∑ Si

∑ ki Si

StKm = =

(4.4)

Le dispersioni si possono calcolare dalla

conoscenza della temperatura superficiale

delle pareti tri:

q = ∑αin Si (ta- tri) = αin St (ta- tr) (4.5)

dove tr è la media ponderale delle

temperature superficiali interne delle pareti

e αin è il coefficiente di convezione all'interno:

q

αin Sttr = ta -

Valutando q da (4.1) e (4.4):

Km

αintr = ta - (ta - te)

(4.6)

Se si identifica la tr con la temperatura media

radiante (grossolana approssimazione,

ma spesso accettabile) e si definisce la

temperatura operante come la media

FIG. 4.24Temperatura 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

89


< < <


aritmetica della temperatura dell'aria e della

temperatura media radiante, si ha che:

ta +tmr

2

Km (ta - te)

2αinto = = ta -

Se ora si vuole che la temperatura operante

assuma il valore di 21°C che dovrebbe

effettivamente consentire condizioni di

benessere, la temperatura dell'aria deve

essere più alta di 21°C, precisamente:

Km

2αin1 -

Km te

2αinta =

21 -

Fissando per αin un valore medio di 8 W/

m2K e per la temperatura di progetto te un

valore di -5°C, si consideri nella fig. 4.24

l'andamento di ta in funzione di Km.

È facile verificare che soltanto in locali con

un buon isolamento termico (e con poche

superfici vetrate) il valore di temperatura

di benessere dell'aria si avvicina ai 21°C

scelti. Non appena si abbiano trasmittanze

medie superiori a 0,6-0,7 W/m2K, andrebbe

innalzata la temperatura dell'aria ambiente ed

il calcolo dei carichi termici dovrebbe trovare

adeguata maggiorazione.

Si dovrebbe poi tener conto anche della

probabile stratificazione dell'aria, soprattutto in

locali di altezza superiore ai 3 metri. L'entità

di questa stratificazione dipende molto

dal sistema di riscaldamento scelto e può

assumere tipicamente valori compresi fra 1

e 4 K/m. Ne deriva un aumento significativo

delle dispersioni in locali di grande altezza,

quando il soffitto confini con l'esterno.

È importante rilevare la necessità di stimare

la temperatura media radiante e di lì la

temperatura operante anche negli impianti

tradizionali per pervenire ad effettive

condizioni di benessere. Questo avvicina

molto le modalità di calcolo di un impianto di

riscaldamento a soffitto radiante con quelle di

un impianto tradizionale. Vi è infatti l'esigenza

di pervenire a condizioni di benessere,

scegliendo che una zona del soffitto si porti

a temperature sensibilmente più alte di

quelle dell'aria ambiente. Così facendo, come

si ricorderà dalla teoria del benessere, è

possibile mantenere una temperatura dell'aria

più ridotta che con un impianto tradizionale.

Questa riduzione di temperatura può influire

positivamente sulle dispersioni termiche,

riducendole per la minore differenza di

temperatura interno-esterno. La riduzione

può essere temperata dalla radiazione diretta

dal soffitto verso le pareti perimetrali fino

ad annullare il potenziale vantaggio. Una

minore temperatura dell'aria interna limita

anche il carico termico dovuto al ricambio

d'aria, in maniera tanto più incisiva quanto più

abbondante è il ricambio stesso.

4.5.2 COME SI ATTUA IL CALCOLO DEL CARICO

TERMICO DI PROGETTO E QUALI SONO LE

DIFFERENZE QUANTITATIVE CON I METODI

TRADIZIONALI?

In linea di principio i metodi tradizionali di

calcolo non si possono utilizzare.

La temperatura dell'aria all'interno del locale

è verosimilmente più bassa che non in un

ambiente riscaldato con sistemi tradizionali.

Esiste un rilevante scambio termico per

radiazione fra il soffitto e tutte le superfici

dell'ambiente.

Si tratta di verificare che, nelle condizioni di

progetto, i pannelli radianti assicurino

90


< < <


il benessere, soddisfacendo ai carichi termici

dovuti alle dispersioni attraverso l'involucro ed

al ricambio d'aria.

Ogni superficie dell'ambiente presenta uno

scambio per radiazione con le altre ed uno

per convezione con l'aria. Per ogni superficie

si può imporre un bilancio del tipo:

qr + qcv + qcd = 0 (4.7)

dove qr è lo scambio netto per radiazione,

qcv è quello per convezione e qcd quello

per conduzione. Per quanto riguarda gli

scambi per radiazione si può tener conto che

l'emissività delle superfici è generalmente

elevata e superiore a 0,9, per cui si può

trascurare in prima approssimazione l'effetto

della riflessione.

Lo scambio netto per radiazione è valutabile da:

qri = εi Si σ Ti4- ∑ εj σ Tj4 Fji Sj (4.8)

Le temperature non sono note: si devono

ipotizzare dei valori di partenza che andranno

modificati fino a rispettare i vari bilanci termici.

Lo scambio convettivo avviene come di

consueto con l'appropriato coefficiente di

convezione

qcvi = αin Si ( Ti - Ta) (4.9)

La valutazione dello scambio conduttivo

parte dalla conoscenza della temperatura

superficiale, della temperatura esterna e

della trasmittanza Kj della superficie. Questa,

depurata del coefficiente di convezione dal

lato interno, fornisce la conduttanza fra la

superficie interna e la temperatura dell'aria

esterna:

1

Ci

1

Ki

1

αin= -

(4.10)

per cui:

qcdi = Ci Si ( Ti - Te) (4.11)

Il rispetto delle i equazioni di bilancio (4.7)

in numero di i (quante le superfici che

costituiscono l'involucro dell'ambiente)

lascerebbe indeterminata la temperatura

dell'aria che discende da un bilancio globale

dell'ambiente secondo il quale a regime si ha

l'eguaglianza fra gli ingressi termici e le uscite.

Gli ingressi sono dovuti allo scambio termico

del pannello radiante, cui andrebbero aggiunti

gli apporti gratuiti, dovuti ad esempio alle

persone o all'impianto di illuminazione.

Data l'aleatorietà di questi apporti, essi

vengono trascurati nel calcolo di progetto. Le

uscite termiche sono dovute alle dispersioni

per conduzione attraverso l'involucro ed al

ricambio d'aria. Esistono infinite disposizioni,

estensioni e temperature dei pannelli in

grado di soddisfare i bilanci indicati. Per

selezionare una condizione accettabile

bisogna verificare l'esistenza di condizioni

di benessere. Selezionata una disposizione

ed estensione del pannello radiante, si fissa

una temperatura media del pannello, da

cui discende una condizione di equilibrio

che fornisce temperature superficiali delle

pareti e temperatura dell'aria. A questo

punto si analizza quale possa essere il

voto medio previsto nelle posizioni più

significative della stanza. Esso, com'è noto,

dipende, oltre che dai parametri soggettivi

delle persone presenti, quali livello di attività

e tipo di vestiario, che bisognerà essere

in grado di ipotizzare, dalla temperatura

dell'aria e dalla temperatura media radiante.

Un altro parametro potrebbe essere la

velocità dell'aria, che può assumere valori

significativi solo in presenza di un impianto di

ventilazione forzata.

Altrimenti la velocità dell'aria si può porre a

91


< < <


valori inferiori a 0,1 m/s.

L'influenza dell'umidità relativa è

generalmente abbastanza ridotta ed è un

parametro che si può controllare solo con

sistemi appropriati di umidificazione.

Qualora il voto medio previsto (PMV) non

risulti soddisfacente, è necessario modificare

temperatura, disposizione e/o estensione

dei pannelli radianti, ottenendo delle

dispersioni generalmente diverse da quelle

precedentemente calcolate.

Appropriati codici di calcolo consentono una

rapida verifica di differenti scelte progettuali.

È in ogni caso utile cercare di apprezzare

le differenze quantitative che si possono

incontrare rispetto alle valutazioni dei carichi

eseguite con i metodi tradizionali. Questo

permette di rimarcare le differenze dei

parametri più significativi.

A questo proposito vale la pena riassumere

gli esiti di un'analisi accurata proposta da

due studiosi americani (R.H. Howell, S.

Suryanarayana, Sizing of radiant heating

systems: Part I Ceilings Panels, ASHRAE

Trans., 96 (I), 652-665, 1990).

Il punto di partenza dell'analisi è stato

un piccolo locale di pianta quadrata delle

dimensioni 9x9 m2 con un'altezza di 2,7 m.

Le pareti si sono ipotizzate tutte confinanti con

l'esterno, così come soffitto e pavimento. Tre

pareti sono state ipotizzate completamente

in muratura con una trasmittanza media pari

a 0,6 W/m2K, la rimanente si è considerata

parzialmente vetrata, per metà con un vetro

di trasmittanza 3,3 W/m2K e per metà in

muratura come le precedenti.

Infine soffitto e pavimento sono stati

considerati con trasmittanza pari a 0,4 W/

m2K. L'emissività di tutte le pareti è stata

posta al valore di 0,9. Il ricambio d'aria è stato

fissato in 0,5 vol/h.

Alcune successive ipotesi riflettono

caratteristiche di progetto assai diverse da

quelle europee ed in particolare italiane.

La temperatura di progetto esterna è stata

posta a ben -16°C, coerentemente con i rigidi

inverni del Nord America.

Mentre l'attività metabolica di 1,5 met è ad un

livello ragionevole, il grado di vestiario di solo

0,75 clo è decisamente al di sotto di quanto

ci si potrebbe aspettare d'inverno in Europa.

Ulteriori ipotesi concernono la velocità relativa

dell'aria di 0,15 m/s e l'umidità relativa del

30%.

Il sistema di riscaldamento tradizionale

selezionato è un sistema a sola aria con una

portata specifica d'aria di 13,7 m3/h per m2 di

pavimento (circa 5 vol/h).

La prima analisi è stata sviluppata sul sistema

tradizionale, anzitutto con una valutazione dei

carichi basata sul classico metodo ASHRAE,

descritto precedentemente, a fronte di una

temperatura di progetto interna di circa 24°C,

ben più alta dei 21°C prima suggeriti, ma

coerente con il limitato grado di vestiario

ipotizzato.

Il carico così calcolato è risultato pari a 7,8

kW. Tuttavia, come si è fatto rilevare, la

presenza di superfici disperdenti implica una

temperatura media radiante più bassa dei

24°C fissati per l'aria. Si è trovata infatti una

temperatura di 17°C, sì che per raggiungere

condizioni di benessere si è dovuta

aumentare la temperatura dell'aria a 25,5°C.

Questo porterebbe a prevedere secondo la

(4.3) delle dispersioni più alte di circa il 4%,

92


< < <


vale a dire incrementate di un fattore pari

al rapporto fra il nuovo salto di temperatura

interno-esterno (25,5 + 16) ed il precedente

(24 + 16). La nuova valutazione porge infatti

8,1 kW. Il calcolo più accurato degli scambi

per radiazione fra le varie superfici, degli

scambi per convezione e per conduzione

attraverso l'involucro, oltre che a quelli dovuti

al ricambio d'aria, fornisce un dato diverso e

minore di quello derivato con la procedura

canonica di progetto. Si ottiene infatti il valore

di 7,2 kW che suggerisce che la procedura

standard sovrastima i carichi reali del 7%

circa.

I due studiosi si sono proposti di valutare

come varia la diversa stima in funzione dei

possibili parametri sia su impianti tradizionali

che su sistemi di riscaldamento per radiazione.

La prima analisi parametrica è stata condotta

su di un sistema tradizionale al variare

dell'altezza del locale. L'altezza del locale

interviene in primo luogo sulle dispersioni che

risultano accresciute, perchè aumenta l'area

delle superfici disperdenti ed in particolare

della zona vetrata. In secondo luogo si

accentua un fenomeno di stratificazione che

accresce le dispersioni sia per conduzione

che per infiltrazione, perchè l'aria tende ad

uscire nella parte alta del locale, dove si

trova a temperatura più alta. La Tabella 4-1,

nell'ipotesi di una stratificazione pari a 1,4

K/m, riporta i seguenti valori significativi:

- altezza del locale;

- dispersioni valutate alla temperatura

dell'aria;

- dispersioni valutate con il bilancio di tutte le

superfici;

- idem in presenza di stratificazione;

- differenza percentuale fra quest'ultimo

termine ed il valore standard;

- temperatura superficiale del pavimento;

- temperatura dell'aria;

- temperatura media radiante;

- temperatura operante.

La Tabella mostra come l'aumento delle

superfici disperdenti, oltre ad aumentare

com'è ovvio, il carico termico del locale, riduca

la temperatura media radiante, obbligando

ad un aumento della temperatura dell'aria

per pervenire egualmente a condizioni di

benessere. La procedura standard, che non

tiene conto di questi effetti, fornisce una

sovrastima via via decrescente con l'altezza

del locale rispetto ai valori valutati con

procedimenti più accurati. La sovrastima,

passa da circa il 7% al 3% per il locale di

altezza pari a 7,5 m.

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) 17 16,8 16,6 16,4 16,1 15,6 15,2

9 Temperatura operante (°C) 20,7 20,6 20,8 20,6 20,4 20,3 20,2

taBELLa 4.1 ANALISI DI UN LOCALE RISCALDATO CON SISTEMA AD ARIA

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

93


< < <


È interessante a questo punto analizzare

il comportamento dell'impianto a soffitto

radiante nei confronti del caso base con

altezza del locale di 2,7 m (Tabella 4-2).

Il parametro di partenza è la temperatura

superficiale del pannello radiante che viene

considerata variabile da un valore minimo

di 49°C fino ad un valore massimo di 82°C.

In corrispondenza varia l'area di soffitto

interessata dal pannello radiante da un valore

massimo di 41 m2 (si ricorda che il locale

presenta una pianta di 81 m2) ad un valore

minimo di 16 m2 (a rigore per l'altezza del

soffitto indicata la temperatura del pannello

non dovrebbe superare i 55°C). Il pannello

viene disposto nella zona centrale del soffitto.

La scelta congiunta di temperatura ed area del

pannello è tesa ad ottenere una temperatura

operante di 22,5°C, derivante da una

temperatura media radiante di 25°C e da una

temperatura dell'aria di poco più di 19°C. La

temperatura dell'aria, decisamente più bassa

rispetto al caso di un impianto tradizionale,

potrebbe suggerire una drastica riduzione

delle dispersioni. Quest'effetto è temperato

dall'incremento di scambio radiante con le

superfici disperdenti, com'è confermato dalla

temperatura del pavimento, che passa dal

precedente valore di circa 16°C al valore nel

caso di soffitto radiante di quasi 24°C. Questo

vale anche per le pareti, pur se in forma

meno marcata.

Ne risultano nel complesso dispersioni molto

vicine a quelle prima calcolate: nel caso il

valore di 7,5 kW differisce meno del 4%

rispetto al valore precedente.

L'indicazione interessante è che la

semplicissima procedura standard dà una

sovrastima dei carichi di un sistema di

riscaldamento a soffitto radiante di appena

il 4% e quindi sembrerebbe appropriata per

una valutazione di prima approssimazione.

Gran parte dell'analisi degli studiosi americani

qui riassunta per sommi capi è tesa ad

identificare sotto quali condizioni si possa

considerare accettabile tale stima di massima.

Un primo approfondimento è stato condotto

nei confronti delle proprietà ottiche

dell'involucro dell'ambiente. In primo luogo

si è considerata l'emissività del pannello

radiante. Essa è generalmente su valori

piuttosto elevati ed i costruttori indicano

frequentemente un valore di 0,9.

Per questo motivo il campo analizzato è stato

VOCI

1 Temperatura del pannello (°C) 48,9 54,4 60 65,6 71,1 76,7 82,2

2 Area richiesta (m2) 41 33 28 24 21 18 16



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


10 Temperatura media radiante (°C) 25,0 25,0 25,0 25,0 25,0 25,0 25,0


taBELLa 4.2 ANALISI DEL CASO bASE CON SOffITTO RADIANTE

Analisi del caso base del locale riscaldato con un soffitto radiante in funzione della temperatura superficiale del pannello

94


< < <


fra 0,88 e 0,94.

Al crescere dell'emissività si è rilevata

un'apprezzabile riduzione dell'area radiante

richiesta, maggiore percentualmente che non

l'aumento di emissività.

Ad un aumento dell'emissività del 7% ha

corrisposto una variazione dell'area interessata

dai pannelli radianti da 29,4 m2 a 25,6 m2,

vale a dire quasi del 15% (la temperatura

superficiale del pannello è stata fissata a

60°C). Ne è derivato un aumento degli

scambi con tutte le superfici del locale.

Si veda in Tabella 4-3 l'incremento della

temperatura del pavimento. Questo effetto

ha comportato un leggero aumento delle

dispersioni che sono passate da 7,5 a 7,6

kW. È stato modificato quindi di molto poco

l'errore di sovrastima del metodo canonico

(dal 4,1 al 3,4%). Risultati non molto diversi

si ottengono variando le emissività anche

della rimanente parte dell'involucro, pur con

variazioni significative da 0,80 a 0,95 (Tabella

4-4). Risulta aumentato con l'emissività lo

scambio termico per radiazione delle diverse

superfici. La temperatura superficiale del

pavimento passa da 22,2°C per un'emissività

media di 0,80 a 24,4°C per 0,94.

A pari temperatura operante si ha un leggero

incremento della temperatura media radiante

ed un corrispondente leggero decremento

della temperatura dell'aria. Il risultato

complessivo è una piccola riduzione dei

VOCI

1 Emissività del pannello 0,88 0,9 0,92 0,94

2 Area richiesta (m2) 29 28 27 26

3 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

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

taBELLa 4.3 ANALISI DEL CASO bASE PER DIvERSE EMISSIvITà DEL PANNELLO RADIANTE

taBELLa 4.4 ANALISI DEL CASO bASE PER DIvERSE EMISSIvITà DELL'INvOLUCRO

Analisi del caso base per una temperatura superficiale del pannello di 60°C infunzione dell'emissività del pannello

Analisi del caso base per una temperatura superficiale del pannello di 60°C alvariare dell'emissività di tutto l'involucro

95


< < <


carichi termici all'aumentare dell'emissività.

La sovrastima del metodo canonico resta pur

sempre entro margini modestissimi

(dall'1,7 al 5,4%).

Un altro elemento di incertezza nelle

valutazioni, oltre all'emissività delle superfici,

è la valutazione del coefficiente di convezione

del pannello radiante.

È stato considerato l'effetto di un incremento

del coefficiente di convezione del pannello

di ben 5 volte. I risultati sono presentati al

variare della temperatura superficiale del

pannello nella Tabella 4-5. Un confronto

utile è quello con i valori di Tabella 4-2 a

pari temperatura superficiale del pannello.

L'ingente aumento del coefficiente di

convezione modifica apprezzabilmente l'area

di pannello necessaria. Per la temperatura

superficiale di 49°C si scende da un'area

di 41 a 34 m2, dal momento che il pannello

scambia una maggiore potenza termica. La

temperatura operante varia di pochissimo,

ma differiscono i valori della temperatura

media radiante e della temperatura dell'aria.

In compenso non si assiste ad alcun

apprezzabile variazione dei carichi termici. In

altri termini, anche a fronte di un improbabile

aumento di ben 5 volte nel coefficiente di

convezione, non si hanno effetti sui carichi.

Un raddoppio del coefficiente non darebbe

luogo ad alcuna significativa variazione.

Un'altra variabile presa in esame è stata

l'entità dei ricambi d'aria con una variazione

da 0,5 vol/h fino a 4 vol/h. Si tenga conto

che, in presenza di ventilazione forzata e per

esigenze particolari dei locali (presenza di

persone, fumo, ecc.), non è raro trovare livelli

di ventilazione prossimi se non superiori ai

valori più alti considerati.

I ricambi d'aria influiscono in maniera rilevante

sul carico termico, sia esso computato con

il metodo tradizionale che con le valutazioni

degli scambi radianti.

Questo comporta, a parità di temperatura

superficiale dei pannelli, un aumento

considerevole della superficie di scambio.

Nell'ipotesi di una temperatura superficiale

del pannello di 54°C, si passa da un'area di

33 m2 per 0,5 vol/h a 74 m2 per 4 vol/h. La

prima conseguenza è un aumento consistente

della temperatura media radiante che passa

da 25°C a 32,5°C, come si può rilevare in

Tabella 4-6. In corrispondenza si riduce la

temperatura dell'aria da 19°C ad

VOCI

1 Temperatura del pannello (°C) 48,9 54,4 60 65,6 71,1 76,7 82,2

2 Area richiesta (m2) 34 28 24 20 18 16 14



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




taBELLa 4.5 ANALISI PARAMETRICA TAb. 4.2 PER COEffICIENTE DI CONvEZIONE 5 vOLTE MAggIORE

Analisi parametrica della Tabella 4-2 condotta per un coefficiente di convezionedel pannello 5 volte più alto

96


< < <


appena 13°C con un'apprezzabile limitazione

dei carichi termici legati alla temperatura

dell'aria interna, in particolare quello di

ventilazione che non risente, come invece

quello delle perdite per conduzione, del

maggiore effetto radiante.

Il risultato è una ragguardevole riduzione delle

dispersioni complessive rispetto al valore

stimato con i metodi canonici.

La sovrastima passa da qualche percento

per piccole infiltrazioni, come visto

precedentemente, ad oltre il 15% per i

maggiori ricambi d'aria considerati. È l'effetto

più tangibile fra quelli dei vari parametri presi

in esame, tanto da suggerire una riduzione

percentuale dei valori di carico stimati con il

metodo canonico secondo quanto suggerito

dal diagramma di fig. 4.25, nel quale si

rappresenta l'entità della riduzione consigliata

in funzione dei ricambi d'aria. La figura

mostra come questo effetto sia abbastanza

indipendente dal sistema radiante selezionato,

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



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





taBELLa 4.6 ANALISI DELL'EffETTO DI RICAMbI D'ARIA CRESCENTI

Analisi degli effetti della variazione dell'entità del ricambio d'aria (temperaturasuperficiale del pannello 54°C)

% d

i rid

uzio

ne ri

spet

to a

l met

odo

stan

dard

2

1 2 3 4

6

10

14

ricambi d'aria (vol/h)

FIG. 4.25Riduzione 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

0

4

8

12

18

16

20

sistemi radianti ad alta temperatura

tubi radianti a gas

pannello radiante a 55-65-75°C

97


< < <


quand'anche si trattasse di sistemi a media ed

alta intensità.

Può nascere il sospetto che i risultati

siano legati alla temperatura molto rigida

selezionata per le condizioni esterne. Certo

questo si riflette sul rapido incremento

delle dispersioni. Tuttavia un pari effetto si

riscontra nei confronti delle perdite termiche

per conduzione che si manifestano con

temperature altrettanto basse. L'effetto

complessivo dovrebbe essere lo stesso in

termini relativi nel caso di temperature esterne

di progetto più moderate. Un'altra possibilità

da valutare è che i risultati siano collegati

alle caratteristiche (forma, dimensioni,

isolamento) dell'ambiente analizzato. Per

questo motivo sono state studiate significative

variazioni nelle caratteristiche stesse. In primo

luogo si è studiata una diversa presenza di

superfici vetrate. I risultati sono presentati

in Tabella 4-7 con valori di vetrata crescenti

da zero (nessuna vetrata, caso 1), al valore

selezionato per il caso tipo (caso 2), ad

un'intera parete vetrata (caso 3), ad una

parete vetrata e mezzo (caso 4) fino ad

arrivare a due pareti in vetro (caso 5). Dato

l'elevato valore della trasmittanza del vetro, le

dispersioni vanno aumentando di pari passo

con le superfici vetrate.

Di qui sorge l'esigenza di aumentare l'area

di pannello radiante. Questo a sua volta fa

aumentare la temperatura media radiante

con una corrispondente riduzione nella

temperatura dell'aria.

Le minori dispersioni dovute a questo effetto

sono più che bilanciate da un maggiore

scambio per radiazione, in particolare

attraverso le superfici vetrate.

Ciò è suggerito dall'incremento di temperatura

superficiale del pavimento riportato nella

Tabella.

Il risultato complessivo è che la sovrastima

del metodo di calcolo tradizionale si riduce da

un valore attorno al 4% a poco più del 2%

all'aumentare delle superfici vetrate.

Un'altra variazione considerata nell'ambiente

studiato è stata una rilevante variazione nelle

trasmittanze delle pareti dell'ambiente con un

raddoppio dei valori per le pareti laterali (da

0,6 a 1,2 W/m2K) con un quasi raddoppio

per le superfici vetrate (da 3,3 a 5,7 W/m2K)

e con un incremento più modesto per soffitto e

pavimento, per i quali è maggiore il valore delle

resistenze liminari (da 0,4 a 0,6 W/m2K).

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

taBELLa 4.7 ANALISI DELL'EffETTO DI SUPERfICI vETRATE CRESCENTI

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

98


< < <


I risultati sono riportati in Tabella 4-8 per

una temperatura superficiale del pannello

di 54°C, di 66°C e 77°C. La prima colonna

riporta i valori precedentemente calcolati per

le trasmittanze selezionate, mentre la seconda

colonna si riferisce ai valori meno favorevoli

di isolamento termico appena elencati. L'esito

è abbastanza simile a quello visto prima per

le superfici vetrate. La maggiore trasmittanza

influisce sulle dispersioni che, a loro volta,

impongono una maggiore superficie di

pannelli radianti. Questo influisce sulla

temperatura media radiante che aumenta.

La minore temperatura dell'aria non riesce

a bilanciare l'effetto radiante sulle superfici

disperdenti, per cui il grado di sovrastima del

metodo di calcolo del metodo tradizionale

si riduce leggermente all'aumentare delle

dispersioni dal 4% a poco più del 2%.

L'ultima serie di parametri variati nello

studio è stata quella relativa alla geometria

dell'ambiente.

La Tabella 4-9 riporta gli esiti relativi

a variazioni nelle dimensioni lineari

dell'ambiente con pianta quadrata via via più

ampia e due forme rettangolari.

Le dispersioni crescono al crescere delle

dimensioni del locale, perchè aumenta l'area

delle superfici disperdenti. L'aumento della

superficie richiesta di pannello radiante non si

riflette, però, in questo caso in un incremento

della temperatura media radiante. Infatti

l'aumento di superficie di pannello è meno

che proporzionale rispetto all'aumento di

area dell'ambiente. Ne derivano più limitati

fattori di vista con le pareti perimetrali. Di

conseguenza all'aumentare delle dimensioni

dell'ambiente il grado di sovrastima tende

leggermente ad aumentare con un'influenza

limitata della forma (si considerino le due

piante rettangolari).

La Tabella 4.10 si riferisce ad un'altezza del

locale via via crescente da un valore minimo

di 2,4 a 7,6 m. L'incremento di altezza

comporta un aumento delle superfici laterali

disperdenti e quindi delle dispersioni. Ne

deriva la richiesta di una maggiore area di

pannelli radianti. Questo dovrebbe condurre

VOCI

1 Caso trattato delle dispersioni preced nuovo preced nuovo preced. nuovo

2 Temperarura del pannello 54,4 54,4 65,6 65,6 76,7 76,7

3 Area di pannello richiesta (m2) 33 51 24 37 18 28

4 Dispersioni secondo ASHRAE (W) 7842 12171 7842 12171 7842 12171

5 Dispersioni con il bilancio (W) 7491 11880 7515 11839 7515 11831

6 Differ. % fra 4 e 5 -4,1 -2,4 -4,2 -2,7 -4,2 -28

7 % di soffitto coperto da pannello 40 60,7 28,7 44,1 22 33,9

8 Emissione specifica del pannello (W/m2) 210,4 214,2 298,4 300,9 394,3 397,1

9 Temperatura superf. del pavimento (°C) 23,7 24,2 23,8 24,7 23,8 24,8

10 Temperarura dell'aria (°C) 19,3 18,2 19,3 18,2 19,3 18,2

11 Temperatura media radiante (°C) 25 26,4 25 26,3 25 264

12 Temperarura operante (°C) 22,4 22,7 22,4 22,7 22,4 227

13 Superficie muro l muro 2 muro 3 muro 4 pavimento soffitto

14 Trasmittanza precedente (W/m2K) 1,93 0,57 0,57 0,57 0,4 0,4

15 Trasmittanza nuova (W/m2K) 3,41 1,14 1,14 1,14 0,57 0,57

taBELLa 4.8 ANALISI COMPARATIvA DEL CASO bASE E DEL CASO bASE CON TRASMITTANZA DOPPIA

Analisi comparativa del caso base e del caso con trasmittanza doppia di tuttol'involucro per tre temperature superficiali del pannello

99


< < <


ad un incremento corrispondente della

temperatura media radiante, senonchè la

maggiore altezza porta ad un aumento dei

fattori di vista fra pannello radiante e pareti

verticali con un conseguente aumento delle

dispersioni.

Quest'effetto è indirettamente confermato da

un incremento solo leggero della temperatura

superficiale del pavimento, benchè l'area

dei pannelli aumenti più del doppio: il

fattore di vista del pavimento va riducendosi

all'aumentare dell'altezza del locale. Le

conseguenze complessive di questi effetti

non sono particolarmente drammatiche. La

crescita nelle dispersioni del sistema

radiante all'aumentare dell'altezza del locale si

riflette in una sempre minore sovrastima del

metodo tradizionale di calcolo che passa dal

5,1 allo 0,4%, restando sempre entro margini

ampiamente al di sotto di altri probabili errori

di valutazione (ad esempio sui coefficienti

liminari esterni).

Le conclusioni di questo studio, presentato

non a caso con tanta ampiezza, sono di

grande importanza pratica. La semplice

procedura di valutazione dei carichi termici

adottata sulla base di una temperatura di

progetto dell'aria fornisce una stima molto

vicina e leggermente in eccesso dei carichi

termici che ci si deve aspettare da

sistemi di riscaldamento a soffitto radiante.

Questo avviene in una gamma assai ampia

VOCI

1 Lunghezza x Larghezza dell'ambiente (m x m) 6x6 9x9 12x12 12x6 9x4,5

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

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



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


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


taBELLa 4.9 ANALISI DELL'EffETTO DI DIMENSIONI E fORMA DIvERSA DELL'AMbIENTE CONSIDERATO

taBELLa 4.10 ANALISI DELL'EffETTO DI UNA vARIAZIONE DI ALTEZZA DEL LOCALE

6-IX Analisi degli effetti di dimensioni e forme diverse nella pianta dell'ambienteconsiderato

Analisi degli effetti di una variazione di altezza del locale (temperatura superficiale del pannello 60°C)

100


< < <


di tutti i possibili valori dei diversi parametri.

Viene da dire che il metodo è impiegabile in

ogni circostanza, fatto salvo il caso in cui si

abbia un rilevante ricambio d'aria: in questo

caso la sovrastima dei carichi condurrebbe ad

un sovradimensionamento non accettabile

dell'impianto, per cui è opportuno applicare

la riduzione percentuale dei carichi calcolati

con i metodi tradizionali suggerita

dalla fig. 4.25.

La conoscenza del carico termico

dell'ambiente da riscaldare, cioè della

potenza che i pannelli radianti devono

cedere all'ambiente, è il punto di partenza

del progetto dell'impianto di riscaldamento

radiante, che richiede di precisare l'entità

dell'area di pannello radiante, la temperatura

e la portata d'acqua calda che alimenta i

pannelli e di verificare l'esistenza di condizioni

di benessere.

4.5.3 CON QUALI MODALITà SI PROCEDE AL

PROGETTO DI MASSIMA DELL'IMPIANTO DI

RISCALDAMENTO A SOFFITTO RADIANTE?

Come si ricordava prima, il dimensionamento

dell'impianto di riscaldamento a soffitto

radiante richiede la determinazione

dell'estensione dei pannelli radianti e della

temperatura e della portata dell'acqua calda

ai pannelli. I due elementi, estensione dei

pannelli e temperatura dell'acqua, sono

collegati, nel senso che, a parità di carico

termico, quanto più estesi saranno i pannelli,

tanto minore potrà essere la temperatura

dell'acqua. Ovvero, tanto maggiore sarà la

temperatura dell'acqua, tanto più ridotta potrà

essere la superficie dei pannelli.

Nel progetto di massima si può adottare

a questo punto una prima scelta. Dal

momento che il costo dei pannelli radianti

presenta una componente importante

proporzionale alla loro estensione, si può

scegliere una temperatura elevata dell'acqua

alte

zza

rispe

tto a

l pav

imen

to (m

)

3

020 40 60 80 100 120 140 160 180

6

9

12

15

temperatura superficiale del pannello (°C)

FIG. 4.26Temperatura 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)

101


< < <


di alimentazione con il vincolo di poter

realizzare condizioni di benessere. La fig. 4.26

si può utilizzare come guida, dal momento

che indica i valori massimi consentiti per

la temperatura superficiale del pannello in

funzione dell'altezza di montaggio. Com'era

intuitivo, una maggiore altezza di montaggio

è compatibile con più alte temperature per la

riduzione del fattore di vista. Si vedrà tra poco

che la temperatura superficiale del pannello

è correlabile con la temperatura dell'acqua in

funzione delle caratteristiche del pannello.

Ecco che un primo criterio di partenza

potrebbe essere quello di selezionare una

temperatura un po' al di sotto del valore

limite, pervenendo successivamente al

dimensionamento del soffitto radiante. Ad

esempio, per un montaggio a 3 m di altezza

si può selezionare una temperatura di 45°C

come punto di partenza.

Questa procedura dà per scontato che

l'acqua calda è prodotta per il tramite di

un processo di combustione, per cui la

scelta di una temperatura più o meno alta è

pressochè in influente sulla resa del processo.

Non è sempre così: esistono apparecchi di

combustione che sfruttano parte del calore

latente dei fumi di combustione (caldaie a

condensazione), per i quali una temperatura

più bassa scelta per l'acqua calda implica più

elevate rese. Ovvero

l'impianto può essere alimentato, come

considerato in questo libro, con una pompa

di calore, anch'essa più efficiente a minori

temperature di riscaldamento ed addirittura

incompatibile con temperature troppo alte,

dove troppo alto può voler dire anche 60°C.

Ed ancora si potrebbe pensare ad un impianto

di riscaldamento alimentato da energia solare,

impianto anch'esso molto sensibile nelle

rese alla temperatura di funzionamento, o

alimentato da recuperi termici a temperatura

moderata.

In quei casi conviene selezionare una

temperatura appropriata al sistema di

produzione del calore prescelto, procedendo

poi alla valutazione della temperatura

superficiale del pannello e quindi

dell'estensione dello stesso. I procedimenti

accennati di dimensionamento devono

necessariamente fare ricorso a codici di

calcolo. Tuttavia spesso si presenta il bisogno

di effettuare delle valutazioni di massima,

ricorrendo al calcolo manuale o a grafici

realizzati per questo scopo.

Nell'ottica di un calcolo di massima si muove

il metodo MTR (Mean Radiant Temperature).

In tale metodo lo scambio per radiazione in

un locale è valutato come se ogni superficie

irradiasse verso una superficie fittizia di area,

emissività e temperatura che diano come

esito lo stesso scambio termico del caso reale.

In altri termini è come se si avessero due

superfici, quella Ap del pannello e

quella fittizia Ar, di emissività rispettivamente

εp e εr. Lo scambio termico specifico

è valutabile da:

qr = σ Fr ( Tp4 - Tr4) (4.12)

dove:

σ = costante di Stefan-Boltzmann

(5,67x1O-8 W/m2K4);

Fr = fattore di scambio termico per radiazione;

Tp = temperatura superficiale media del pannello

(K);

Tr = temperatura della superficie fittizia (K).

Quest'ultima temperatura viene valutata come:

102


< < <


tem

pera

tura

supe

rfici

ale

del l

ato

inte

rno

delle

par

eti

este

rne

(°C)

-10

-25 -20 -15 -10 -5 0 5

10

0

20

temperatura dell'aria esterna (°C)

FIG. 4.28Temperatura 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

Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)

U=0

1 (W/m2K)

temperatura ambiente = 21°C

2

3

4

5

6

FIG. 4.27Scambio 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

Refrigerating and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)

tem

pera

tura

med

ia d

elle

supe

rfici

non

risc

alda

te (°

C)

10

0100 200 300 400 500 600

20

60

10

30

50

70

90

temperatura superficiale del pannello tp = 100

110

13090

30

70

100

40

50

80

scambio termico per radiazione (W/m2)

700

103


< < <


∑ Sj εj Tj

∑ Sj εj Tr =

(4.13)

dove le Sj sono tutte le superfici del locale, fatta

eccezione del pannello radiante, con le loro

emissività.

Se l'emissività delle varie superfici si può

considerare eguale, la (4.13) fornisce quella stima

grossolana della temperatura media radiante

precedentemente ricordata:

∑ Sj Tj

∑ Sj Tr =

(4.14)

La Tr calcolata con la (4.14) viene indicata

come la temperatura media delle superfici non

riscaldate (AUST - Average Unheated Surfaces

Temperature).

Il fattore Fr di scambio termico per radiazione

andrebbe calcolato da:

1

Fp-r

1

εp

1

εr

Ap

Ar

Fr =

+( (+-1) -1)

1

(4.15)

dove Fp-r è il fattore di vista dal pannello alla

superficie fittizia che per soffitti radianti si può

porre eguale a 1.

L'emissività di tutte le superfici si può porre

eguale a 0,9 senza commettere gravi errori. La

valutazione del fattore Fr per un'ampia gamma di

locali dà per lo più il valore di 0,87. Ne consegue

che lo scambio termico specifico per radiazione

è calcolabile da:

qr = 5 x 10-8[ ( Tp + 273)4 - (AUST + 273)4] (4.16)

ed è determinabile a partire dalla conoscenza

della temperatura superficiale dei pannelli e della

temperatura media delle superfici non riscaldate.

La fig. 4.27 illustra tale relazione: si può partire

dalla temperatura superficiale del pannello e

dalla AUST, identificando il flusso specifico per

radiazione.

La AUST può essere valutata dalla temperatura

ta dell'aria per il tramite del coefficiente di

convezione lato interno αin e dalla trasmittanza Km

della parete, così come realizzato in (4.6):

ta - te

αints = ta - Km

dove te è la temperatura esterna di progetto.

Ipotizzando che le pareti non perimetrali

abbiano la stessa temperatura dell'aria, è facile,

conoscendo l'area di ogni parete, calcolare

la AUST. La fig. 4.5 collega la temperatura

superficiale cercata con la temperatura dell'aria

esterna per diverse trasmittanze della parete

nell'ipotesi di una temperatura interna di 21°C.

Per temperature interne diverse da 21°C è

possibile la correzione con la fig. 4.29 che, a

seconda del divario di temperatura rispetto

a 21°C, in funzione della trasmittanza della

superficie fornisce l'entità della correzione di

temperatura rispetto al valore calcolato con la fig.

4.28.

Allo scambio termico per radiazione del pannello

si deve sommare quello per convezione,

collegato, come visto più volte, alla differenza

di temperatura fra superficie dei pannello e

ambiente.

La fig. 4.30 rappresenta lo scambio termico per

convezione di un soffitto radiante in funzione

della differenza di temperatura fra superficie

del pannello ed aria. Con degli accorgimenti si

possono ottenere dei valori più alti, ad esempio

lasciando strisce fredde fra i pannelli radianti. Il

valore di figura va considerato come cautelativo.

Lo scambio termico specifico complessivo del

pannello radiante consente di determinarne

l'estensione. Valutato infatti il carico termico

con il procedimento tradizionale riferito ad una

temperatura ambiente di 21°C, con le eventuali

correzioni da apportare per rilevanti entità di

104


< < <


ricambio d'aria, si ha l'input termico complessivo

che il sistema radiante deve apportare. Questo

valore, diviso per lo scambio termico specifico

fornisce l'area di pannelli radianti necessaria.

ESEMPIO NUMERICO 4.1

Dato l'ambiente di fig. 4.31, con due pareti

rivolte verso l'esterno con trasmittanza

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

Corre

zione

del

la te

mpe

ratu

ra+ -

[K]

0,5

10 2 3 4 5 6

2

1,5

1

2,5

3

Trasmittanza U della parete [W/(m2-K)])

FIG. 4.29Correzione 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

Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)

∆t ± 3

∆t ± 2,5

∆t ± 2

∆t ± 1,5

∆t ± 1

∆t ± 0,5

correzione = ∆t(1-U/9,09)

∆t = 21°C-ta

scam

bio

term

ico

per c

onve

nzio

ne

natu

rale

del

soffi

tto ri

scal

dant

e (W

7m2 )

50 10 15 20 25 30 35 40

100

50

differenza di temperatura alla superficie del pannello (°C)

FIG. 4.30Scambio 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

and Air Conditioning Engineers inc. da 1996 ASHRAE Handbook)

convezione intensificata

convezione del soffitto

105


< < <


per una temperatura superficiale del

pannello di 40°C.

Il locale sottostante non è riscaldato e ad una

temperatura di 12°C; la trasmittanza

del pavimento è pari a 0,85 W/(m2K).

Eseguire il calcolo per una temperatura

dell'aria di 20°C.

Il calcolo approssimato secondo il metodo

MRT può essere suddiviso in tre passi

logici:

a) determinazione del carico termico (che alla

luce di quanto esposto nel paragrafo 4.5.2

non si discosta dal metodo tradizionale)

b) determinazione della AUST e dello

scambio termico specifico complessivo tra

pannello e ambiente

c) calcolo della superficie di pannello

necessaria per far fronte al carico.

a) Determinazione del carico termico

Il calcolo delle dispersioni procede nel modo

seguente.

Parete sud:

q = A K (ta - te) = 15.6 x 0.57 x (20-(-5)) = 220 W

Finestra sud:

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

Pavimento:

q = A K (ta - 12) = 24 x 0.85 x (20-12) = 163 W

Assumendo presenza di isolamento interno, e

dunque assenza di ponti termici, le dispersioni

totali per conduzione ammontano a 724 W.

Ad esse si aggiunge il carico termico dovuto a

infiltrazioni, che data la presenza di una sola

vetrata possono essere assunte pari a 0.5

volumi/ora. Trascurando il calore latente si

scrive:

n

3600q = ρ Vcp (ta - te)=

FIG. 4.31Schema della ambiente considerato nell'esempio numerico 4.1

6 mN

1 m0,9 m

2,1 m

2,2 m

2 m0,8 m

3 m

te = -5°C

1,2 m

1 m

106


< < <


0,5

36001.225 x 72 x 1006 x (20-(-5)) = 308 W

nella quale ρ è la densità dell'aria, cp il suo

calore specifico ed n il numero di volumi/ora

di aria in ingresso per infiltrazioni.

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

(4.16) si deve valutare la AUST, secondo

quanto esposto in precedenza.

La temperatura superficiale delle pareti

perimetrali per una temperatura dell'aria

esterna di -5°C ed una trasmittanza K = 0,57

W/(m2K) si determina dalla fig. 4.28, ed è

pari a circa 19,3°C. Tale valore si riferisce però

ad una temperatura dell'aria interna di 21°C;

la correzione da applicare si legge dalla fig.

4.29 in corrispondenza di K = 0,57 W/(m2K)

e ∆t = 1°C, e risulta di circa 0,9°C. Ne segue

una temperatura superficiale delle pareti

perimetrali di 19,3 - 0,9 =18,4°C.

La temperatura superficiale della vetrata si

determina analogamente. Dalla figura 4.28 si

ricava, per una temperatura dell'aria esterna

di -5°C ed una trasmittanza K = 2,86 W/

(m2 K), un valore di 12,2°C che va poi

corretto, secondo la fig. 4.29, di circa 0,7°C,

per arrivare ad una temperatura superficiale

interna della vetrata di 12,2 - 0,7 = 11,5°C.

La stima della temperatura superficiale del

pavimento, in assenza di diagrammi, va

calcolata a partire dal coefficiente superficiale

di trasmissione del calore dal lato interno αin

che da normativa risulta pari a 9,3 W/(m2K):

tpav = ta - Kpav = 20 - 0,85

= 20 - 0,7 = 19,3°C

(ta - 12)

αin

(20-12)

9,3

Ipotizzato che le pareti non perimetrali ed il

soffitto abbiano la stessa temperatura dell'aria,

si può calcolare la AUST mediante la (4.14):

∑ Sj Tj

∑ SjAUST = Tr =

15,6 x 18,4 + 12 x 18,4 + 2,4 x 11,5 + 24 x 19,3 + (12+18) x 20

(12+18) x 2 + 24=

1599

84= = 19,0°C

Va osservato che nel calcolo precedente non

si è considerata la porzione di soffitto non

riscaldata, in quanto il fattore di vista tra essa

ed il pannello è nullo. A questo punto si legge

dalla fig. 4.27 lo scambio termico specifico

del pannello per radiazione; la curva tp =

40°C interseca l'ordinata AUST = 19°C per un

valore dell'ascissa qr pari a 120 W/m2.

Lo scambio termico specifico convettivo

per una differenza | tp - ta | di 20°C si ricava

dalla fig. 4.30, e risulta pari a circa 6 W/m2.

Qualora si abbia l'accortezza di lasciare alcune

sezioni del soffitto non riscaldate in modo

da incrementare lo scambio per convezione,

quest'ultimo si evince dalla curva (b) in fig.

6.7, e risulta di circa 36 W/m2.

Se ci si pone in quest'ultimo caso, il pannello

cede complessivamente all'ambiente

156 W/m2.

c) Calcolo della superficie necessaria per

far fronte al carico termico.

La superficie di pannelli radianti necessaria

risulta:

1032

156Ap = = 6,6 m2

107


< < <


Per realizzare la temperatura superficiale

del pannello si deve inviare l'acqua calda ad

un'adatta temperatura e con un'adeguata

portata, legate alla resistenza termica

opposta dal pannello. Questa è data da una

serie di resistenze che, a partire dall'acqua,

annoverano:

ri = resistenza convettiva fra acqua e parete

del tubo (per metro di tubo, mk/W);

rt = resistenza conduttiva opposta dalla parete

del tubo (per metro di tubo, mk/W);

rs = resistenza termica fra tubo e pannello

(per metro di tubo, mk/W);

rp = resistenza termica del pannello, (m2k/W);

rk = resistenza opposta da eventuali coperture

del pannello stesso, (m2k/W).

La resistenza totale del pannello ru deve

tener conto che le resistenze che coinvolgono

la tubazione e cioè ri, rt ed rs vanno riferite

ad un'area di pannello definita dal passo

delle tubazioni: infatti la potenza termica che

dall'acqua arriva alla superficie di contatto fra

tubo e pannello viene distribuita su di una

larghezza di pannello pari al passo M delle

tubazioni. Pertanto la resistenza totale va

valutata da:

ru = (rj + rt + rs) M + rp + rk (4.17)

La resistenza convettiva fra acqua e parete del

tubo è facilmente valutabile da:

1

π αf Diri =

(4.18)

dove Di è il diametro interno del tubo e αf

è il coefficiente di convezione lato acqua.

Dato che la velocità dell'acqua è maggiore

di 0,2 - 0,3 m/s nei tubi impiegati nei

pannelli radianti, il moto va da regime di

transizione a turbolento, per cui la resistenza

corrispondente è generalmente trascurabile

rispetto alle altre.

La resistenza conduttiva opposta dalla parete

del tubo è legata a spessore e a materiale

costituente il tubo. Si calcola con la relazione:

2π λt

Do

Dirt =

ln ( )

(4.18')

dove λt è la conduttività del materiale con cui

è realizzato il tubo, di diametro

esterno Do. La resistenza è trascurabile per

tubi metallici e va considerata solo per quelli

realizzati in materiali sintetici.

La resistenza termica rS tra tubo e pannello

dipende dalla struttura del pannello stesso.

Alcune valutazioni per pannelli piuttosto

diffusi sono offerti dalla fig. 4.32.

Più problematica risulta la valutazione

della resistenza rp del pannello. Infatti, dal

momento che i tubi dell'acqua sono spaziati

di un passo M fra gli assi di due tubi paralleli,

si avrà un andamento variabile di temperatura

superficiale del pannello, con un massimo in

corrispondenza all'asse dei tubi ed un valore

minimo nella mezzeria. Tale andamento

risulterà accentuato quanto più piccolo e

meno conduttivo sarà lo spessore dello strato

di pannello al di sotto del tubo.

Senza scomodare uno studio alle differenze

finite, è stata proposta una soluzione di

massima che tratta il pannello alla stregua

di un aletta che dissipa l'energia termica

dalla parete del tubo verso la superficie del

pannello. La semplificazione fornisce risultati

non molto diversi da quelli di uno studio

accurato (Kilkis, ì. B., Radiant ceiling cooling

with solar energy: fundamentals, modelling

108


< < <


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

convezione:

qr

tr - AUSTαr =

qc

tp - taαc =

Il coefficiente complessivo è αt:

αt = αr + αc (4.19)

Se il pannello presenta una conduttività λp ed

uno spessore L, l'aletta di estensione W dalla

superficie esterna del tubo alla mezzeria fra i

due tubi

Do

2

M

2( < x < )

è caratterizzata da un modulo m:

αt

λp Lm = [ ] 1/2

(4.20)

L'efficienza di aletta η è pari a:

tgh (mW)

mWη =

(4.21)

sia per lo scambio termico radiativo che

convettivo:

ηr = ηc = η

Ipotizzando una temperatura pari a

quella massima del pannello (tp)max in

corrispondenza al diametro Do del tubo,

attraverso le due efficienze di aletta si può

valutare lo scambio termico radiativo che

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

[qp M + (2 W η + Do) (αr AUST + αc ta)]

(2 W η + Do) αt(tp)max =

(4.24)

Il profIlo di temperatura si può calcolare,

usando sempre la teoria dell'aletta da:

cosh (mW)tp(x) = [(tp)max - ta + ( ta - AUST )]

M

2 αr

αt

cosh [ m ( - x)]

αr

αt+ ta - ( ta - AUST )

(4.25)

FIG. 4.32Resistenza 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)

109


< < <


La relazione (4.25) per x = M/2 consente

di stimare la temperatura minima del

pannello:

cosh (mW)(tp)min = + ta - ( ta - AUST )

αr

αt αr

αt

[(tp)max - ta + ( ta - AUST)]

(4.26)

Qualora esistano delle coperture del pannello

stesso vi è un'ulteriore resistenza

variabile, valutabile da:

xc

λcrc =

con xc spessore della copertura e λc sua

conduttività che riduce eventualmente la

temperatura del pannello da un valore tp ad

un valore t'p, tale che:

tp - t’p

rcqp =

Calcolato con questa avvertenza il valore di

(tp)max, si può ipotizzare che la temperatura

esterna del tubo sia pari a:

λptd = (tp)max + qp M

Do

2 L -

(4.27)

Di qui a calcolare la temperatura media

tw dell'acqua il passo è breve; basta far

intervenire le resistenze ri e rt prima

considerate:

π αf Ditw = qp M [ + ] + td

1

2π λt

Do

Diln( )

(4.28)

La temperatura di ingresso dell'acqua si

calcola fissando il salto di temperatura ∆tw per

la stessa, generalmente posto fra 6 e 10°C,

avendo valutato oltre alla potenza scambiata

dal pannello verso la zona sottostante, anche

le eventuali dispersioni verso l'alto (che

andranno tenute presente nel calcolo dei

carichi termici del locale soprastante):

∆tw

2twi = tw +

Si tratta di confrontare la resistenza incontrata

dall'energia termica fra acqua e pannello

sottostante con quella relativa alla parte

superiore. A questo scopo si deve conoscere

la conformazione del solaio, calcolandone

la resistenza termica rsolaio sempre a partire

dall'acqua che scorre nei tubi e quindi

incontrando nuovamente le resistenze comuni

ri e rt. A questo punto la quota di potenza

verso l'alto rapportata a quella verso il basso è

pari all'inverso delle rispettive resistenze:

ru

rsolaio

qsoff

q =

La potenza termica da fornire

complessivamente è pari allora a:

qtot = q (1 + ) qsoff

q

e la portata d'acqua necessaria per tubo

risulta pari a:

m = qtot M

ρ cp ∆tw (4.29)

Sarà necessario verificare, dato il diametro del

tubo che la velocità dell'acqua risulti entro un

range accettabile e non superiore a 0,6 m/s.


Con riferimento all'esempio numerico 4.1,

determinare la temperatura dell'acqua e la

portata d'acqua necessaria.

Eseguire il calcolo per le due tipologie di

pannello seguenti.

1) Pannello a serpentino annegato in un

solaio in calcestruzzo di conduttività pari a

1,05 W/(mK). Si utilizzano tubazioni di rame

110


< < <


del diametro interno di 16 mm con un passo

di 30 cm. Il centro della tubazione si trova

35 mm al di sopra del bordo inferiore del

solaio, al di sotto del quale vi è uno strato di

intonaco di 15 mm di conduttività pari a 0,93

W/(mK). Superiormente alle tubazioni si trova

uno strato di isolante di 20 mm, di

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.

2) Pannello prefabbricato costituito da

tubazioni in polietilene reticolato 14x1

(diametro esterno di 14 mm e spessore

1 mm) fissate mediante clips a pannelli in

alluminio dello spessore di 0,75 mm. La

struttura del circuito idraulico è a griglia,

con interasse tra le tubazioni di 0,15 m.

Superiormente alle tubazioni si trova uno

strato di isolante di 20 mm, di conduttività

pari a 0,04 W/(mK). Il solaio sovrastante è

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).

1) Pannello annegato nella struttura del solaio

a) Calcolo dell'efficienza d'aletta

Si inizia il calcolo determinando i coefficienti

di scambio termico specifico per radiazione

e convezione αr e αc . Riprendendo i risultati

dell'esempio numerico 4.1, si ricava:

αr = = = 5,7 W/(m2K)qr

tp - AUST

120

40-19

αc = = = 1,8 W/(m2K)qc

tp - ta

36

40-20

da cui il coefficiente complessivo αt = αr + αc

= 7,5 W/(m2K).

Con riferimento alla figura 4.33, è possibile

trattare la struttura del solaio come un'aletta

composta. Le relazioni da (4.20) a (4.28)

rimangono valide, a patto di sostituire ad

L lo spessore totale dell'aletta Stot e alla

conduttività termica del pannello λp la

conduttività termica equivalente λeq dell'aletta

composta:

Lλ + ∑siλi

Stot

nk

i=lλc = = = 1,01 W/(mK)0,035 x 1,05 + 0,015 x 0,93

0,050

il modulo m vale:

m = [ ]1/2 = [ ] 1/2 = 12,20αt

λeq Stot

7,51

1,01 x 0,050

L'efficienza di aletta η, sia per lo scambio

FIG. 4.33Sezione del soffitto radiante annegato nella struttura

considerato nell'esempio numerzco

FIG. 4.34Sezione del soffitto radiante prefabbricato considerato

nell'esempio numerico

111


< < <


termico radiativo che per quello convettivo,

è pari a:

tgh (mW)

mW

tgh (12,20 x 0,141)

12,20 x 0,141η = = = 0,545

b) calcolo della temperatura esterna della

tubazione

È ora possibile calcolare la temperatura

superficiale massima del pannello, applicando

la (4.24) dopo aver ricordato che lo scambio

termico specifico complessivo

qp è pari a 156 W/m2:

156 x 0,30 + (2 x 0,141 x 0,545 + 0,018) (5,71 x 19 + 1,8 x 20)

( 2 x 0,141 x 0,545 0 + 0,018 ) x 7,51=

(tp)max = [qp M + (2 Wη + Do) (αr AUST + αc ta)]

(2 Wη + Do) αt

= = 55,5°C71,63

1,29

La temperatura esterna del tubo si calcola con

la (4.27):

156 x 0,3 ( 0,05 - 0,009)

1,01= 55,5 + = 55,5 + 1,9 = 57,4°C

ta = (tp)max +λeq

qp M (Stot - )Do

2

c) Calcolo della temperatura media dell'acqua

Per determinare la temperatura media tw

dell'acqua basta tener conto, secondo la

(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:

1

π αf Di

1

π αf x 0,016

tw = qp M [ + ] + ta

= 156 x 0,30 [ + 0 ] + 57,4

2π λt

Do

Diln

Si deve stimare il coefficiente di convezione

αf per acqua a circa 60°C. Se si assume

che il regime di moto sia turbolento, si può

utilizzare la relazione di Dittus-Boelter che

porge:

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:

ρud

μ

1000 x 0,3 x 0,016

467 x 10 -6Re = = = 10278

μcp

λPr = = 3,00

Nu = 0,023 ReO,8 Pr1/3 = 53,74

λ

d

53,74 x 0,651

0,016αf = Nu = = 2187 W/m2K

Ne segue

1

π x 2187x0,016tw=156x0,30 ( + 0)+57,4=0,5+57,4=57,9°C


calcola una volta fissato il salto di temperatura

∆tw che viene qui imposto pari a 6°C:

twi = tw + = 57,9 +3 = 60,9°C∆tw

2

d) Stima delle dispersioni verso l'alto e

calcolo della portata d'acqua necessaria

FIG. 4.35Analisi del pannello annegato come fosse un

sistema alettato

112


< < <


Per determinare infine la portata d'acqua

necessaria, si deve determinare la potenza

termica ceduta complessivamente, tenendo

conto anche delle dispersioni verso il locale

sovrastante. È necessario dunque stimare il

rapporto tra la potenza termica verso l'alto

qsolaio e verso il basso qp owero tra le due

resistenze complessive, verso l'ambiente

riscaldato ru e verso il locale sovrastante rsolaio.

Dalla (4.17) si ricava ru;

ru = (rj + rt + rs) M + rp + rk

nella quale:

ri = = 0,00910 mK/W1

π x 2187 x 0,016 (da 4.18)

rt è trascurabile

rs secondo ASHRAE è trascurabile per

tubazioni annegate nel solaio

0,05 - 0,008

1,01rp = = = 0,042 m2K/W

λeq

Do

2Stot -

(da fig. 4.32)

rk è nulla

dunque

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:

rsolaio = (ri + rt ) M + ris + rsoff

dove:

ri = = 0,00910 mK/W1

π x 2187 x 0,016

rt è trascurabile

ris = = = 0,5 mK/Wsis

λis

0,02

0,04

rsoff = = = 0,154 m2K/Wssoff

λsoff

0,162

1,05

dunque

rsolaio = 0,009 x 0,3 + 0,5 + 0,154 = 0,657 m2K/W

A questo punto, la potenza termica da fornire

FIG. 4.36Sezione della clip di alluminio per il pannello prefabbricato

impiegato nell 'esempio numerico 4.2

complessivamente è

Qtot = qp (1+ ) = qp (1+ ) qsolaio

qp

ru

rsolaio

= 1032 ( 1+ ) = 1032 x 1,067 = 1101 W0,045

0,657

La portata d'acqua necessaria si ricava di

conseguenza;

m = = = 4,38 x 10-5 m3/s qtot

ρ cp ∆tw

1101

1000 x 4187 x 6

pari a 158 I/h.

La velocità dell'acqua all'interno del

serpentino è pari a

π d2

4

3,14 x 0,0162

4

u = = = 0,22 m/s m 4,38 x 10-5

e risulta quindi accettabile.

2) Pannello prefabbricato

a) Calcolo dell'efficienza d'aletta

I coefficienti di scambio termico specifico per

radiazione e convezione αr e αc sono gli stessi

calcolati in precedenza:

αr = = = 5,7 W/(m2K)qr

tp - AUST

120

40-19

αc = = = 1,8 W/(m2K)qc

tp - ta

36

40-20

da cui il coefficiente complessivo è αt = αr +

αc = 7,5 W/(m2K).

Il modulo m dell'aletta vale, per una

conduttività termica dell'alluminio λp pari a

113


< < <


210 W/(mK):

m = [ ]1/2 = [ ] 1/2 = 2,18αt

λp L

7,51

210 x 0,0075

Prima di proseguire, si osservi che come

esposto nella fig. 4.36, la dimensione Do

dell'aletta è pari alla larghezza trasversale della

clip di alluminio. In questo caso; se

Do è pari a 1,5 mm, si ottiene

W = 0,15/2 - 0,0015/2 = 0,074 m

L'efficienza di aletta η, sia per lo scambio

termico radiativo che per quello convettivo, è

pari a:

tgh (mW)

mW

tgh (2,18 x 0,074)

2,18 x 0,074η = = = 0,99

b) Calcolo della temperatura esterna della

tubazione

È ora possibile calcolare la temperatura

superficiale massima del pannello, applicando

la (4.24) dopo aver ricordato che lo scambio

termico specifico complessivo qp è pari a 156

W/m2:

156 x 0,15 + (2 x 0,074 x 0,99 + 0,015) (5,71 x 19 + 1,8 x 20)

( 2 x 0,074 x 0,99 + 0,015 ) x 7,51=

(tp)max = [qp M + (2 Wη + Do) (αr AUST + αr ta)]

(2 Wη + Do) αt

= = 40,2°C44,90

1,12

Data l'elevata conduttività termica

dell'alluminio, la temperatura esterna del

tubo td si può considerare con buona

approssimazione coincidente con (tp)max

c) Calcolo della temperatura media dell'acqua

Per determinare la temperatura media tw

dell'acqua si tiene conto, secondo la (4.28),

della resistenza convettiva tra acqua e parete

del tubo ri e di quella conduttiva della parete

del tubo rt. Ad esse si va ad aggiungere la non

trascurabile resistenza di contatto tra tubo e

pannello rs pari a 0.32 mK/W secondo la fig.

4.32:

1

π αf Ditw = qp M [ + ] + ta

2π λt

Do

Diln

= 156 x 0,15 [ + ] + 40,31

π αf x 0,016 2π x 0,38

0,014

0,012ln

Si deve stimare il coefficiente di convezione αf

per acqua a circa 40°C; tale calcolo richiede

un'attenzione maggiore che nel caso 1. Infatti,

data la disposizione a griglia del circuito

idraulico, la velocità del fluido nella tubazione

può essere molto inferiore rispetto a quella

che si otterrebbe in un circuito a serpentino,

e il moto di conseguenza può risultare in

regime di transizione, o laminare.

Per stimare la velocità dell'acqua nella

tubazione, si può utilizzare la (4.29) dopo

aver ipotizzato la quota di dispersioni verso

l'alto. Supponendo quest'ultima pari al 10%

della potenza termica ceduta all'ambiente, si

ottiene:

qtot = qp (1 + ) = 156 x (1+0,1) = 172 W/m2qsoff

qp

La portata d'acqua per ciascuna tubazione si

ricava dalla (4.29) una volta imposto il salto

termico del fluido, anche in questo caso, a

6°C. Ipotizzando tubazioni di una lunghezza

pari a 3 m, si può assumere con buona

approssimazione un salto termico ∆tw,tubo di

2°C per metro lineare:

m = = = 3,07 x 10-6 m3/s qtot M

ρ cp ∆tw

172 x 0,15

1000 x 4187 x 2

La velocità nella tubazione si calcola

immediatamente dividendo la portata per la

114


< < <


sezione:

π Di2

4

3,14 x 0,0122

4

u = = = 0,027 m/s m 3,07 x 10-6

Il numero di Reynolds risulta, valutando le

proprietà dell'acqua a 40°C:

ρud

μ

1000 x 0,014 x 0,012

653 x 10 -6Re = = = 597

Dunque il regime di moto è laminare; per

individuare l'espressione da utilizzare è

necessario calcolare il numero di Graetz:

Gz = Re Pr + d

l

Il numero di Prandtl per acqua a 50°C vale:

Pr = = 4,34μ cp

λ Ne segue, ipotizzando come in precedenza

una lunghezza dei condotti di 3m:

Gz = Re Pr + = = 8,51 d

l

597 x 4,34 x 0,012

3

Per valori di Gz < 10, per l'intero tratto della

tubazione si ha, assumendo flusso termico

specifico ceduto alla parete costante,

Nu = 4,364. Quindi:

λ

d

4,364 x 0,629

0,012αf = Nu = = 229 W/(m2K)

Riprendendo l'espressione per il calcolo della

temperatura media del fluido, si ottiene

tw = 156 x 0,15 [ + ] + 40,31

π x 229 x 0,016 2π x 0,38

0,014

0,012ln

= 23,4 x [0,087 + 0,0646 + 0,32] + 40,3 = 51,3°C *


calcola a partire dal salto di temperatura

∆tw che è già stato fissato a 6°C:

twi = tw + = 51,3 +3 = 54,3°C∆tw

2

d) Stima delle dispersioni verso l'alto e

calcolo della portata d'acqua necessaria

Per determinare infine la portata d'acqua

necessaria, si deve determinare la potenza

termica ceduta complessivamente, tenendo

conto anche delle dispersioni verso il locale

sovrastante. È necessario dunque stimare il

rapporto tra la potenza termica verso I'alto

qsolaio e verso il basso qp ovvero tra le due

resistenze complessive, verso l'ambiente

riscaldato ru e verso il locale sovrastante rsolaio.

Dalla (4.17) si ricava ru:

ru = (ri + rt + rs) M + rp + rk

nella quale:

ri = = 0,087 mk/W1

π x 229 x 0,016

da (4.17)

rt = = 0,0646 mK/W2π x 0,38

0,014

0,012ln

da (4.18')

rs = 0,32 mK/W da fig. 4.32

rp è trascurabile data la conduttività elevata

dell'alluminio

rk è nulla

dunque

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 = = 0,087 mK/W1

π x 229 x 0,016 da (4.18)

rt = = 0,0646 mK/W2π x 0,38

0,014

0,012ln

da (4.18')

ris = = = 0,5 m2K/Wsis

λis

0,02

0,04

rsoff = = = 0,190 m2K/Wssoff

λsoff

0,2

1,05

* 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.

115


< < <


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:

qtot = qp (1 + ) = qp (1 + ) qsolaio

qp

ru

rsolaio

= 156 (1 + ) = 156 x 1,093 = 171 W0,071

0,76

FIG. 4.37Diagramma per il calcolo dei soffitti e pavimenti radianti annegati (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating


116


< < <


che in questo caso risulta praticamente

coincidere con quella stimata al punto c)

Ciò permette di considerare validi i calcoli

effettuati in tale sede; in particolare la

portata d'acqua necessaria risulta in ciascuna

tubazione

m = = = 1,03 x 10-6 m3/s x tuboqtot M

ρ cp ∆tw

171 x 0,15

1000 x 4187 x 6

pari a circa 3,7 l/(h tubo).

Se non vi è una grande differenza fra la

temperatura ambiente e l'AUST ci si può

servire per il calcolo di diagrammi come

quello di fig. 4.37. Il grafico richiede il

calcolo preliminare della resistenza totale del

pannello data da:

ru = (rt + rs) M + rp + rc

dove stavolta rp è valutato semplicemente dal

rapporto fra lo spessore del pannello

e la sua conduttività:

rp = xp

λp

Dalla conoscenza della differenza fra l'AUST e

la temperatura dell'aria e della differenza fra

la temperatura del pannello e la temperatura

FIG. 4.38Diagramma per il calcolo dei soffitti radianti prefabbricati (riprodotto per gentile concessione dell'American Society of Heating


117


< < <


dell'aria si trova (lato destro del diagramma)

la potenza specifica scambiata. Si usano le

linee tratteggiate solo se il rapporto fra le

resistenze rc e rp è maggiore di 4: questo

è inusuale per i soffitti radianti per i quali

rc è molto piccolo o nullo. Si usano quindi

generalmente le linee a tratto continuo.

Nota la potenza totale scambiata dal pannello,

dal punto di incontro dell'orizzontale con la

retta di resistenza totale si porta la verticale

fino ad incontrare in alto le rette parametriche

della temperatura media dell'acqua (espressa

come incremento della temperatura dell'aria),

una volta prescelto il passo M fra le tubazioni.

Alcuni esempi numerici chiariranno meglio la

procedura.

Per i pannelli prefabbricati è stato realizzato

un altro diagramma di impiego simile (fig.

4.38).


Con riferimento agli esempi numerici 4.1

e 4.2, eseguire il dimensionamento ed il

calcolo della temperatura media dell'acqua

circolante per il pannello a soffitto annegato

nella struttura del solaio (caso 1), utilizzando

il diagramma di fig. 4.37.

a) Superficie del pannello radiante

Il punto di partenza è ancora la temperatura

superficiale del pannello, pari a 40°C, ovvero

a ta +20°C. Si ricordi che la AUST è già stata

calcolata nell'esempio 4.1, e risulta pari a

19°C.

Sul lato destro del diagramma, si individuano

le due rette tratteggiate relative al

riscaldamento mediante soffitti radianti per

una temperatura superficiale pari a ta +19°C

ed a ta +22°C. Esse vanno percorse fino ad

intersecare la verticale corrispondente ad

(AUST - ta) = -1. In corrispondenza, sull'asse

sinistro delle ordinate si legge il flusso termico

specifico ceduto dal pannello:

ta +19°C 150 W/m2

ta +22°C 170 W/m2

Interpolando si ottiene il flusso termico

specifico per una temperatura pari a

ta +20°C, che risulta essere di circa 156 W/

m2, in accordo con i risultati dell'esempio

numerico 4.1.

La superficie di pannello radiante necessaria

risulta quindi la stessa, ovvero:

1032

156Ap = = 6,6 m2

b) Temperatura dell'acqua

Il calcolo richiede preliminarmente la

valutazione della resistenza totale del

pannello ru:

ru = (rt + rs) M + rp + rc

essa è già stata calcolata nel corso

dell'esempio numerico 4.2, e risulta pari a

0,045 m2K/W.

Si tracci la retta orizzontale corrispondente

a qp = 156 W/m2 fino ad intersecare le due

curve ru = 0,03 m2K/W e ru = 0,05 m2K/W.

A partire dai punti di intersezione, si traccino

le rette verticali fino ad intersecare, nella parte

alta del diagramma, la retta corrispondente a

M = 30 cm.

I due punti di intersezione trovati corrispondono

ad una temperatura media dell'acqua pari a:

ru = 0,03 m2K/W ta +34°C

ru = 0,05 m2K/W ta +37,5°C

Interpolando si ottiene la temperatura media

dell'acqua per ru = 0,045 m2K/W;

118


< < <


essa risulta pari a ta +36,5°C = 56,5°C.

Tale risultato si discosta di circa 2°C da quanto

ottenuto mediante il calcolo per via analitica nel

corso dell'esempio numerico 4.2, confermando

la validità del ricorso al metodo grafico.


Con riferimento all'ambiente presentato

nell'esempio numerico 4.1, eseguire il

dimensionamento ed il calcolo della temperatura

media dell'acqua circolante per un pannello a

soffitto in alluminio realizzato per estrusione

con tubazioni in rame (si veda la fig. 4.32), che

presenta le seguenti caratteristiche:

spessore del pannello s: 0,127 mm

resistenza del pannello ru: 0,035 m2K/W

interasse tra le tubazioni M: 150 mm

temperatura dell'acqua di alimentazione tin: 65°C

salto termico imposto ∆t: 10°C

Per tale tipologia di pannello è possibile utilizzare

il diagramma di fig. 4.38.

La procedura di dimensionamento differisce

necessariamente da quella utilizzata negli

esempi numerici precedenti: in questo caso

infatti non si parte più dalla temperatura

media superficiale del pannello, ma dalla

temperatura dell'acqua a disposizione. Si dovrà

determinare il flusso termico specifico fornito

dal pannello a partire dalla temperatura media

dell'acqua, per poi procedere al calcolo della

superficie di pannello radiante necessaria.

Si inizia il calcolo determinando la temperatura

media dell'acqua circolante nel pannello, che

risulta:

tw = tin - = 65 - 5 = 60°C∆t

2

Per determinare lo scambio termico specifico

tra pannello e ambiente, si utilizza la fig.

4.38, accettando di trascurare la differenza

di 1°C tra la temperatura dell'aria interna

(20°C) e la AUST (19°C) che è stata calcolata

nell'esempio numerico 4.1.

Nella parte superiore del diagramma si

individua, tra le rette parametriche per soffitti

riscaldati, quella corrispondente ad una

temperatura media dell'acqua di 60°C, e si

procede fino ad incontrare la retta M = 150

mm.

Da tale punto si traccia la verticale, fino ad

incontrare la curva corrispondente a ta = 20°C.

L'ascissa del punto di intersezione rappresenta

la temperatura media superficiale del pannello

a soffitto, che risulta di circa 49°C.

L'ordinata dello stesso punto, Ietta sull'asse

sinistro, rappresenta il flusso termico specifico

cercato, ed è pari a circa 210 W/m2.

La determinazione della superficie di

pannello necessaria a far fronte al carico

termico ambientale di 1032 W (già calcolato

nell'esempio numerico 4.1) è immediata:

1032

210Ap = = 4,9 m2

4.5.4 COSA SI INTENDE PER RESA TERMICA DI

UN SOFFITTO RADIANTE E COME LA SI

DETERMINA?

La resa termica di un pannello radiante

a soffitto non è altro che il flusso termico

specifico scambiato, ovvero la potenza

termica scambiata dal pannello per unità

di superficie. Ad esempio, per un pannello

alimentato con acqua calda, si tratta di

quantificare il flusso termico che viene

ceduto all'ambiente da 1 m2 di superficie. La

conoscenza di tale grandezza è fondamentale

119


< < <


nel dimensionamento.

La determinazione analitica della resa termica

di un pannello a soffitto non è semplice. Da

un lato, si deve tener conto della conduzione

termica attraverso la struttura del pannello,

nella quale si instaura un campo termico che

non è monodimensionale (figura 4.39); quindi

il calcolo di una resistenza termica equivalente

tra fluido termovettore e superficie del

pannello, che permetta di esprimere il flusso

termico specifico come

qp = tm - tp

R

non è immediato.

In linea generale, la resa termica dipende da:

- parametri legati alla struttura del pannello

quali la geometria della struttura e l'interasse

delle tubazioni, e le caratteristiche termiche

dei materiali costitutivi;

- temperatura media del fluido

- temperatura dell'aria e AUST nel locale

sottostante

- come parametro, dalla temperatura dell'aria

nel locale sovrastante.

Come si è visto nel paragrafo precedente,

il metodo MTR e i diagrammi di fig. 4.37

e 4.38 sono strumenti utilizzabili per la

determinazione del flusso termico specifico

scambiato dal pannello. Oltre ad essi, ed

alle espressioni della resa termica fornite dai

costruttori all'interno della loro manualistica,

sono reperibili nella letteratura tecnica

vari procedimenti di diversa complessità e

attendibilità.

Nessuno di essi ha però conosciuto una

diffusione così ampia da poterIo considerare

quale metodologia di riferimento. Si tratta

in generale di metodi semplificati, utilizzabili

anche nel calcolo manuale; essi presentano,

se non altro, almeno il pregio di non doversi

affidare a quanto dichiarato dai costruttori.

Un'ulteriore possibilità consiste nell'analizzare

il campo termico all'interno del pannello con

metodi numerici, quale quelli delle differenze

e degli elementi finiti. Uno dei vantaggi di

tali metodi è l'accuratezza dei risultati a cui si

perviene.

Tra gli svantaggi vi è certamente il fatto

che ogni singola struttura rappresenta un

caso a sé, che va analizzato singolarmente.

Relazioni di validità più generale si ottengono

solo analizzando più casi al variare di alcuni

parametri, e risalendo a delle correlazioni.

FIG. 4.39Isoterme 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

120


< < <


Diagrammi o espressioni fornite

dai costruttori: la documentazione

tecnica necessaria al dimensionamento

comprende una procedura semplificata

per il dimensionamento dell'impianto ed

evidentemente un'espressione della resa

termica del sistema a pannelli, sia essa

analitica oppure tabulata in funzione di diversi

parametri.

Nel caso di pannelli metallici, l'espressione

della resa termica fornita dal costruttore può

ad esempio essere conforme alla norma DIN

4715-1:

q = C (∆tml )n (4.30)

dove q è il flusso termico specifico fornito in

inverno ed asportato d'estate, C ed n sono

costanti caratteristiche del pannello, mentre

∆tml è la differenza di temperatura media

logaritmica tra il fluido termovettore e l'aria

ambiente la cui espressione è (nel caso di

raffrescamento):

tu - ti∆tml =

tamb - ti

tamb - tuln

(4.31)

In alternativa, il costruttore può fornire delle

resistenze al flusso termico verso il basso

e verso l'alto, che permettono il calcolo

immediato della resa termica; più spesso la

resa termica è fornita mediante diagrammi.

Possono essere disponibili programmi

per il dimensionamento al calcolatore,

che però presentano lo svantaggio di

essere poco trasparenti relativamente alle

procedure mediante le quali si perviene al

dimensionamento. Di conseguenza, spesso

manca la possibilità di esprimere un giudizio

critico sui risultati che da tali software si

ottengono.

Uso di metodi numerici: metodi numerici

quali differenze finite ed elementi finiti

permettono di analizzare in dettaglio il

campo termico che si instaura in domini

non monodimensionali. Dal punto di vista

applicativo, esistono diversi programmi al

calcolatore con i quali risulta relativamente

semplice definire il dominio da analizzare.

Definite tutte le caratteristiche termiche dei

materiali che compongono la struttura e le

condizioni al contorno, è possibile integrare

l'equazione della conduzione termica sia in

regime stazionario che variabile.

Per chiarire le idee, mediante i metodi

numerici è possibile risalire al flusso termico

specifico ceduto verso l'alto e verso il

basso dalla struttura in figura 4.39 una

volta definite: la geometria della struttura

(tutte le dimensioni) e le caratteristiche

termofisiche di interesse di tutti i materiali

che la compongono; la temperatura del fluido

all'interno della tubazione (condizione a

contorno); la temperatura dell'aria a contatto

con le superfici sovrastante e sottostante e i

rispettivi coefficienti liminari di trasmissione

del calore (condizioni a contorno).

Tuttavia, poiché si ottiene una soluzione

numerica e non analitica, non si ha alcuna

informazione su ciò che accade quando alcuni

dei parametri variano, ad esempio quando

la temperatura del fluido aumenta di 1°C. È

necessario far variare i parametri di interesse,

e ottenere delle correlazioni tra risultati e

parametri.

Per alcune tipologie di pannello sono state

determinate delle conduttanze equivalenti tra

tubazione e superficie di soffitto e pavimento;

mediante tali conduttanze C1 e C2, se la

121


< < <


temperatura del tubo e quella tfm del fluido

si possono assumere coincidenti, il flusso

termico si può esprimere semplicemente

come:

1qpav = C1 (tfm - tpav) = (tfm - taria,1)

1

C1

1

αpav+

1qsoff = C2 (tfm - tsoff) = (tfm - taria,2)

1

C2

1

αsoff+

(4.32)

nelle quali:

- α indica il coefficiente di adduzione tra la

superficie e l'ambiente, comprendente

quindi sia lo scambio termico per

convezione che quello per radiazione;

- taria,1 e taria,1 sono rispettivamente la

temperature dell'aria del locale sovrastante

e quella dell'ambiente riscaldato con il

soffitto radiante;

- tpav e tsoff sono rispettivamente le

temperature superficiali del pavimento

soprastante e del soffitto.

Si verifica che C1 e C2 sono indipendenti dalla

temperatura del fluido, e dipendono invece

dai coefficienti liminari di trasmissione del

calore per soffitto e pavimento sovrastante a

αpav e αsoff:

C1 = A1 + D1 αpav + E1 αsoff

C2 = A2 + D2 αpav + E2 αsoff (4.33)

I valori dei coefficienti A, D ed E sono riportati

nella tabella seguente per alcune tipologie di

pannello.

Le conduttanze qui presentate non possono

però in alcun modo essere utilizzate per altre

tipologie di pannelli.


Calcolare per le tre tipologie di pannello

descritte nella Tabella 4-11 il flusso termico

scambiato rispettivamente a soffitto e al

pavimento soprastante per una temperatura

media del fluido di 50°C assumendo una

temperatura media dell'aria nei due ambienti

di 20°C. Le dimensioni di pianta degli

ambienti siano di 5 x 6 m2, la superficie utile

del pannello sia di 4 x 5 m2

Si applicano innanzi tutto le relazioni (4.33)

per determinare le conduttanze equivalenti

C1 e C2 rispettivamente verso il pavimento

soprastante e verso il soffitto.

Ai fini del calcolo si possono utilizzare con

buona approssimazione i valori dei coefficienti

superficiali di trasmissione del calore fissati

dalla normativa, e pari a 5,8 W/m2K per

soffitto più caldo dell'aria sottostante e a 9,3

W/m2K per pavimento più caldo dell'aria

sovrastante

Pannello in laterizio e calcestruzzo,

passo = 33 cm, Ø = ½''


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 armatopasso = 30 cm, Ø = ½''

Risc.Raffr.

1,1661,096

0,0060,007

-0,033-0,028

6,6666,904

-0,023-0,016

0,1650,064

Alluminio, tubo in PB14x1O, passo = 12,5 cm

Risc.Raffr.

0,4000,399

0,0003 0,0003

-0,005-0,005

59,9360,37

-0,029-0,024

0,5480,405

taBELLa 4.11 vALORI DEI COEffICIENTI

Valori dei coefficienti da utilizzare nelle relazioni (4.33) per tre diffuse tipologie di pannello radiante

122


< < <


= 0.951 + 0,003 x 9,3 - 0,020 x 5,8 = 0,863 W/(m2K)


= 5,161 - 0,010 x 9,3 + 0,109 x 5,8 = 5,507 W/(m2K)

Pannello in calcestruzzo armato,

passo = 30 cm, Ø = ½''


= 1,166 + 0,006 x 9,3 - 0,033 x 5.8 = 1,030 W/(m2K)


= 6,666 - 0,023 x 9,3 + 0,165 x 5,8 = 7,117 W/(m2K)

Pannello in alluminio con tubazioni in

polibutilene (PB) 14x10, passo 12,5 cm:


= 0,400 + 0,0003 x 9,3 - 0,005 x 5,8 = 0,252 W/(m2K)


= 59,93-0,029 x 9,3 + 0,548 x 5,8 = 61,868 W/(m2K)

Determinate le conduttanze equivalenti per

ciascuna tipologia di pannello, si calcola il

flusso termico specifico scambiato utilizzando

le (4.32).


passo = 33 cm, Ø = ½''

1qpav = C1 (tfm - tpav) = (tfm - taria,1)

1

C1

1

αpav+

1= (50-20) = 23,7 W/m2

1

0,572

1

9,3+

1qsoff = C2 (tfm - tsoff) = (tfm - taria,2)

1

C2

1

αsoff+

1= (50-20) = 84,7 W/m2

1

5,507

1

5,8+

Il flusso termico complessivo ceduto si ricava

moltiplicando la superficie utile del pannello

per il flusso termico specifico appena

calcolato:

Qpav = (5 x 4) x 23,7 = 474 W

Qsoff = (5 x 4) x 84,7 = 1695 W


passo = 30 cm, Ø = ½''

1qpav = (50-20) = 27,8 W/m2

1

1,030

1

9,3+

1qsoff = (50-20) = 95,9 W/m2

1

7,117

1

5,8+

Qpav = (5 x 4) x 27,8 = 557 W

Qsoff = (5 x 4) x 95,9 = 1917 W

Pannello in alluminio con tubazioni in

polibutilene (PB) 14x10, passo 12,5 cm:

1qpav = (50-20) = 7,4 W/m2

1

0,252

1

9,3+

1qsoff = (50-20) = 159 W/m2

1

61,868

1

5,8+

Qpav = (5 x 4) x 7,4 = 147 W

Qsoff = (5 x 4) x 159 = 3182 W

123


< < <


le potenze termiche. Si ipotizza un sistema

di regolazione a temperatura variabile

secondo la retta di regolazione indicata, con

una differenza di temperatura fra mandata

e ritorno che si riduce al ridursi del carico.

Fra 15 e 18°C esterni può essere previsto

lo spegnimento della macchina. Il carico

dell'edificio si considera, per semplicità, ad

andamento lineare dal valore di progetto

di 70 kW al valore nullo a 20°C esterni. La

retta crescente rappresenta la capacità di

5.1 GENERALITà

L'aria esterna, sorgente termica cui si fa

abitualmente ricorso per la pompa di calore,

è probabilmente la più sfavorevole dal punto

di vista termodinamico, dal momento che al

suo diminuire aumenta il fabbisogno, mentre

la pompa di calore presenta capacità e COP

decrescenti.

Si consideri la fig. 5.1, dove in ascissa

viene rappresentata la temperatura dell'aria

esterna, mentre in ordinata si rappresentano

CaP. 5LE SORgENTI DELLA POMPA DI CALORE

FIG. 5.1Carico 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

0-5 10 15

10

0

20

30

40

50

60

pompa di calore ad aria

TEMPERATURA DELL’ARIA ESTERNA

POTE

NZA

TERM

ICA

(kW

)

E

CARICO DELL’EDIFICIO

CAPACITà DI UNA POMPA DI CALORE A

TERRENO A 2 VELOCITà

ausiliario

80

90

70

124


< < <


dell’aria esterna ed un COP più alto. La

retta di capacità si potrebbe pensare traslata

verso l'alto con un punto di equilibrio più a

sinistra con una maggiore utilizzazione della

macchina rispetto ad un sistema che richieda

una temperatura più alta (ad esempio 50°C),

pur con la stessa macchina. In secondo luogo

benefici simili e cumulabili si sarebbero

potuti ottenere con una sorgente fredda a

temperatura costante, così come indicato

in figura dai due gradini di potenza di una

pompa di calore a terreno a doppia velocità

che consente di portare il punto di equilibrio

a livelli più bassi di temperatura esterna, pur

mantenendo un elevato valore del COP.

A conclusione di queste considerazioni,

vale la pena senz'altro prendere in esame

sorgenti fredde diverse dall'aria per la pompa

di calore. Alle motivazioni fin qui descritte se

ne aggiungono altre di non minore rilevanza

che si vogliono qui nuovamente riportare. La

batteria operante sull'aria esterna è soggetta

allo sfavorevole fenomeno del brinamento,

con problematiche non sempre perfettamente

risolte per quanto attiene al rilievo automatico

della brina, ai cicli di sbrinamento ed al

possibile disagio all'interno dell'edificio nel

corso di tali cicli. La movimentazione dell'aria

è sovente una sorgente di rumore di non

semplice riduzione. Le batterie non sono

sempre agevolmente collocabili all'esterno,

se non con soluzioni talvolta esteticamente

discutibili. Un'adeguata movimentazione

dell'aria può avere costi energetici non

trascurabili.

Benché le sorgenti alternative non possano

risolvere contemporaneamente in modo

positivo le problematiche appena incontrate

riscaldamento della pompa di calore. Un

punto importante nel dimensionamento

dell'impianto è, come si ricorderà, l'incrocio

E fra le due rette: in quel punto si equilibra

la capacità di riscaldamento della macchina

con il carico dell'edificio che così è

integralmente soddisfatto dalla pompa di

calore. Per temperature dell'aria esterna

più alte la pompa di calore soddisfa ancora

integralmente il carico, lavorando parzializzata.

Per temperature più basse non è più in grado

di soddisfare integralmente il carico e bisogna

disporre di una sorgente ausiliaria.

Dati gli elevati costi contrattuali dell'energia

elettrica, è improbabile che si faccia ricorso

come negli USA a resistenze elettriche

riscaldanti, ma è più verosimile il ricorso ad

una caldaia ausiliaria a gas. La posizione del

punto di equilibrio è importante nell'economia

dell'impianto. Se lo si sceglie troppo "a

destra", la macchina avrà un costo iniziale

più basso perchè di potenzialità minore, ma

darà un contributo limitato su base annuale al

fabbisogno di riscaldamento. Se lo si sceglie

troppo "a sinistra", il costo iniziale sarà elevato

per la maggiore potenzialità, con il rischio di

lavorare molte ore in regime parzializzato. Per

una scelta corretta sarà importante conoscere

la curva di frequenza della temperatura

dell'aria esterna, come si è già analizzato nel

capitolo 3.

Questo esempio permette di sottolineare

alcuni punti importanti. Anzitutto un sistema

di riscaldamento a bassa temperatura, ad

esempio un sistema a pannelli radianti con

temperature di progetto 30-40°C consente

una maggiore capacità della pompa di calore

in corrispondenza di una data temperatura

125


< < <


favorevoli, con oscillazioni di rado superiori

ad una decina di gradi attorno a valori medi

dell'ordine di 10-15°C. Esistono, però, dei

vincoli, spesso sopravvalutati, nell'impiego di

tali acque, sia a livello di convogliamento che

di salto di temperatura consentito all'acqua

prima dello scarico.

Per quanto riguarda le acque sotterranee, la

temperatura è ancora più stabile nel corso

dell'anno rispetto alle acque superficiali, con

valori di rado inferiori ai 10-12°C e spesso

superiori, in concomitanza anche marginale

di fenomeni di termalismo e per pozzi

particolarmente profondi. Anche in questo

caso in Italia gli ostacoli sono più di carattere

burocratico-amministrativo che di natura

tecnica.

A differenza dell'acqua il terreno si può dire

che sia universalmente disponibile e, se la

tecnica dei tubi orizzontali può richiedere

ampie estensioni di terreno libero da

costruzioni, quella dei tubi verticali si può

adottare pressoché in qualsiasi situazione.

I problemi tecnici connessi alla sorgente

terreno sono stati via via risolti e il terreno

è attualmente una sorgente fredda per la

pompa di calore largamente utilizzata in tutti

i paesi europei di lingua tedesca (Germania,

Austria, Svizzera) e negli USA. I livelli di

temperatura variano secondo la tecnica

impiegata, la località ed il tipo di terreno.

In ogni caso si tratta di temperature quasi

sempre favorevoli ed abbastanza stabili nel

tempo. L'argomento, non semplice, merita un

successivo opportuno approfondimento.

Il recupero termico può essere una sorgente

con eccellenti caratteristiche, a patto che

lo scarico di energia da recuperare sia

per l'aria, la scarsa considerazione (e

soprattutto frequenza) con cui sono valutate

fa pensare che dell'aria si apprezzi altamente

l'unico vero vantaggio: la libera ed immediata

disponibilità. Tuttavia i vantaggi delle sorgenti

alternative possono essere così importanti

da far sì che sia doveroso per il progettista

prenderle almeno in esame: è indubbio che

le utilizzazioni, così limitate nel nostro Paese,

non potrebbero che aumentare, come da

alcuni anni avviene negli USA ed in molti

paesi europei.

5.2 UNA RASSEGNA DELLE SORGENTI

ALTERNATIVE ALL'ARIA

Come orecchiando gli elementi fondamentali

di Empedocle, dopo aver considerato l'aria,

le sorgenti fredde più importanti per la

pompa di calore sono l'acqua e la terra. Ad

esse vanno aggiunti il recupero termico e

l'energia atmosferica, in particolare l'energia

solare. È indispensabile dire qualcosa di

più su ciascuna di queste sorgenti per una

valutazione di confronto generale, prima di

passarle in rassegna dettagliatamente.

Per quanto riguarda l'acqua bisogna

distinguere fra acque superficiali (corsi

d'acqua, laghi, mare) ed acque sotterranee.

Non risultano disponibili ovunque e sono

soggette a tutta una serie di limitazioni e

divieti.

Per quanto riguarda le acque superficiali l'Italia

è caratterizzata da un esteso sviluppo costiero

che potrebbe consentire un frequente

ricorso all'acqua di mare ed in molte zone,

in particolare nella pianura padana, vi è

un'ampia presenza di corsi d'acqua e di

laghi. Le temperature sono generalmente

126


< < <


Si consideri per ora la Tabella 5-I, riassuntiva,

che fornisce alcune valutazioni sulle

caratteristiche principali delle possibili sorgenti

fredde per la pompa di calore.

Spesso ci si riferisce alle sorgenti fredde

come a sorgenti gratuite. Dalla Tabella si vede

che vi sono voci come costo iniziale e costo

operativo che dimostrano come in pratica le

sorgenti non siano affatto gratuite. Da questo

punto di vista non va dimenticata la diversa

domanda di energia a basso livello termico

per le varie famiglie di pompe di calore. Tale

domanda è tanto più forte, quanto più alto è

il COP, per cui risulta maggiore per le pompe

di calore elettriche e minore per le pompe

di calore termiche. Per fissare le idee una

pompa di calore elettrica, con COP pari a 4,

per fornire 100 unità termiche ne domanda

75 dalla sorgente fredda. Una pompa di

calore termica con COP di 1,5 domanda per

lo stesso servizio dalla sorgente fredda 33

unità, cioè meno della metà.

5.3 ACQUE SUPERFICIALI E SOTTERRANEE

A parità di temperatura con l'aria, l'acqua

presenta caratteristiche di scambio termico di

gran lunga migliori ed una capacità termica

decisamente maggiore non solo, ed è ovvio,

a parità di volume, ma anche a parità di

massa: una riduzione di temperatura di 10°C

canalizzato, sufficientemente in fase con il

carico e di adeguata entità. Questi requisiti

si manifestano nella ventilazione forzata

degli edifici con scarico canalizzato. Un'altra

possibilità, quasi mai sfruttata, è lo scarico

delle acque bianche nei confronti del

riscaldamento dell'acqua calda per usi sanitari,

soprattutto dove il fabbisogno sia rilevante,

come negli alberghi.

Con il termine suggestivo di energia

atmosferica si intendono quelle soluzioni

tecniche dove, oltre a trarre energia dall'aria,

si utilizza anche la radiazione solare, ovvero

l'energia termica derivante dal raffreddamento

dell'acqua piovana: il sistema più caratteristico

è il cosiddetto tetto energetico che quasi

sempre assolve anche alla funzione

di copertura dell'edificio. Può risultare

interessante talvolta il ricorso a soluzioni

miste: ad esempio un tetto energetico

accoppiato ad un sistema a terreno a tubi

verticali consente l'accumulo di energia dalla

stagione estiva verso quella invernale. Oppure

un tetto energetico può costituire una valida

integrazione del recupero termico, assumendo

eventualmente la funzione di dispersore

termico nel funzionamento estivo, quando si

ricorra ad un'opportuna esposizione.

Gran parte dei sistemi considerati verranno

trattati con maggiore estensione nel seguito.

SORgENTE ACCESSIBILITà DISPONIBILITà NEL TEMPO

COSTOINIzIALE

COSTO OPERATIVO

LIVELLOTERMICO

VARIAzIONI NELLATEMPERATURA

gRADO DISTANDARDIzzABILITà

Aria **** **** **** * ** * ****

Acque sotterranee ** **** ** ** **** **** ****

Acque superficiali ** *** *** *** *** ** ***

Terreno *** **** ** ** *** *** ***

Solare ** ** * *** *** * **

Recupero ** ** ** ** **** *** **

taBELLa 5.1 CARATTERISTICHE vARIE SORgENTI fREDDE POMPA DI CALORE

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

127


< < <


e muschi. Fra i costi operativi bisogna

preventivare la periodica pulizia delle bocche

di presa e di scarico e la frequente pulizia

dei filtri, ovvero il ricorso, ove possibile, a filtri

autopulenti.

Tuttavia l'ostacolo più rilevante non è

di carattere tecnico, quanto piuttosto

burocratico-amministrativo. Sarebbe di aiuto

una procedura codificata per l'utilizzo delle

acque superficiali per puri scopi termici. Da

un lato ci si deve confrontare con il Magistrato

delle Acque del Genio Civile per le necessarie

autorizzazioni, dall'altro con la legge Merli per

lo scarico dell'acqua, essendo da tale legge

fissato il salto termico massimo consentito

per l'acqua prelevata dal mare, da laghi,

da corsi d'acqua come fiumi o canali. La

variazione massima fra temperature medie

di qualsiasi sezione del corso d’acqua a

monte e a valle del corpo recipiente non

deve superare in nessun caso i 3°C oltre 50

m di distanza dal punto di immissione. Per il

mare e per le zone di foce dei corsi d’acqua

non significativi, la temperatura dello scarico

non deve superare i 35°C e l’incremento di

temperatura del corpo recipiente non deve

superare in nessun caso i 3°C oltre 1000 m

di distanza dal punto di immissione (art. 39

Piano di Tutela delle Acque. Norme Tecniche

di Attuazione - Regione Veneto, dicembre

2004). Difficilmente questi diventano gravi

limiti in presenza di disponibilità d'acqua,

dal momento che, anche ai fini di migliori

prestazioni della pompa di calore, conviene

limitare il raffreddamento dell'acqua a pochi

gradi, anche se bisogna prestare molta

attenzione ai consumi delle pompe di prelievo

e reimmissione, utilizzando sistemi a portata

può comportare una variazione di entalpia

per l'aria di 10 kJ/kg e per l'acqua di 42 kJ/

kg. L'aria può riacquistare la parità solo se

varia il suo contenuto in vapore d'acqua. La

movimentazione dell'acqua è generalmente

meno costosa dal punto di vista energetico,

con minori problemi di rumore e di ingombro.

La temperatura delle acque superficiali

segue con rilevanti smorzamenti quella

dell'aria esterna. Nel nostro Paese raramente

i corsi d'acqua ghiacciano anche a fronte di

prolungati periodi con temperatura dell'aria

al di sotto dello zero. Nel Nord Europa

non è la stessa cosa, tanto che il massimo

ostacolo allo sfruttamento dei corsi d'acqua

per le pompe di calore è proprio il rischio di

indisponibilità per gelo invernale (si tenga

conto che tale rischio si presenta già a

partire da una temperatura dell'ordine di 4°C

nel raffreddamento dell'evaporatore della

macchina).

Un primo ostacolo per quanto riguarda i

corsi d'acqua anche limitrofi ad eventuali

utilizzazioni di pompe di calore è la variazione

stagionale di portata d'acqua che può essere

molto rilevante, con riduzioni cospicue di

livello in particolare nel periodo estivo. In tale

periodo l'acqua è utile nel funzionamento

della macchina come chiller. Spesso l'acqua

potrebbe consentire anche il free-cooling,

cioè il suo impiego diretto nell'impianto di

condizionamento per il raffreddamento o per

il pre-raffreddamento dell'aria.

Oltre all'andamento erratico del deflusso, un

altro ostacolo tecnico è quello legato ad un

adeguato filtraggio dell'acqua normalmente

ricca di impurità e di solidi in sospensione,

con possibili crescite di piante acquatiche

128


< < <


dimensioni, si può considerare oramai una

tecnica matura.

Il Paese leader in questo campo è senza

dubbio l'Olanda, dove è risultato decisivo

l'attivo intervento del NOVEM (Agenzia

Olandese per l'Energia e l'Ambiente) per

promuovere questa tecnologia ad elevato

risparmio energetico.

L'acqua sotterranea (acqua di pozzo) è

tuttora largamente impiegata in Italia nei

raffreddamenti nell'ambito industriale con

limitazioni via via più severe sia nei confronti

dello scarico in rete fognaria che del prelievo.

La limitazione nel prelievo è spesso legata

al progressivo abbassamento della falda. I

moderni sistemi di utilizzazione termica delle

acque sotterranee prevedono la reiniezione

dell'acqua nella falda, sia per limitare o

annullare il fenomeno prima considerato

dell'abbassamento che per sfruttare la falda

con funzioni di accumulo stagionale.

Purtroppo in Italia è proprio questa

operazione di reiniezione quella

maggiormente controversa. Va detto anzitutto

che la perforazione del terreno e la possibilità

di estrarre acqua dalle falde sotterranee

richiede l'autorizzazione alle Autorità

Provinciali e Regionali. Se la trivellazione

supera i 30 metri di profondità deve essere

comunicata al Servizio Geologico Nazionale.

Se si intende prelevare fino ad un modulo

d'acqua (100 litri/s) le autorizzazioni

vengono concesse dalle Regioni. Se durante

la trivellazione si trova un acquifero si deve

fare la denuncia di scoprimento d'acqua con

i dati tecnici (livello statico e dinamico, ecc.)

al Magistrato delle Acque, facendo domanda

di sfruttamento. La domanda viene accolta

variabile in presenza di carico decrescente e

tubazioni di diametro ragionevolmente ampio.

Per quanto riguarda l'acqua di mare in Italia,

dal punto di vista termico si è in condizioni

molto favorevoli. D'inverno ben difficilmente

la temperatura scende sotto i 10°C, mentre

d'estate non supera quasi mai i 25°C nelle

acque costiere. Sono valori adatti sia per

sorgente fredda della pompa di calore

che di pozzo termico per il chiller, anche

tenendo conto del salto di temperatura

dovuto agli scambiatori di calore che si

devono confrontare con la corrosiva acqua

di mare. In questa applicazione può apparire

indispensabile il ricorso a scambiatori realizzati

in materiale pregiato e costoso come leghe

di nickel o titanio. Un'altra possibilità è quella

di prendere in considerazione scambiatori

a piastre in acciaio inox, prevedendo la

periodica sostituzione delle piastre.

L'acqua di mare potrebbe essere

un'eccellente soluzione per la climatizzazione

degli alberghi nelle località rivierasche, dove

ormai la climatizzazione dell'aria è una scelta

obbligata. Un primo sottoprodotto della

climatizzazione estiva potrebbe essere la

preparazione dell'acqua calda, mentre l'acqua

di mare potrebbe essere usata sia per un pre-

raffreddamento dell'aria di rinnovo che come

pozzo termico per il chiller.

I vantaggi potenziali di questa utilizzazione

meriterebbero un'analisi più accurata di tutti

i possibili problemi pratici (prese d'acqua in

mare, corrosioni, filtraggi, ecc.).

L'impiego delle acque sotterranee, tutt’altro

che scevro di problemi tecnici, è confortato

da una vastissima sperimentazione che,

per la numerosità di realizzazioni di grandi

129


< < <


calda? Da colloqui con funzionari del

Dipartimento per la Geologia e le Attività

Estrattive della Regione Veneto sembra che

la forzatura possa essere accettata. In tal

caso per acque geotermiche a profondità

non superiore a 400 metri e con potenze

termiche complessive inferiori a 2000 kW,

l'interlocutore è proprio l'autorità regionale

appena citata che concede l'autorizzazione

previa domanda corredata di relazione tecnica

in cui si forniscano tutti i dati necessari

alla valutazione (finalità dell'operazione,

composizione chimica dell'acqua prima e

dopo, portate, pressioni, sistemi impiegati,

apparecchiature di sicurezza, ecc.).

Attualmente in una situazione di grande

incertezza da una regione, ma spesso anche

da una provincia all’altra forse il problema più

rilevante è proprio quello della reiniezione.

Capita che si pretenda che la qualità

dell’acqua reiniettata nella falda da cui è stata

tratta non sia, come ragionevolmente ci si

potrebbe attendere, non peggiore di quella

dell’acqua prelevata, ma con parametri di

tipo assoluto, quindi magari migliore. Ben si

capisce che la richiesta è assurda. L’alternativa

spesso è lo scarico nella rete fognaria con

costi quasi sempre improponibili.

Può essere di qualche utilità la traccia di

iter autorizzativo seguito in Lombardia

per l’escavazione dei pozzi di prelievo

della Residenza Socio Sanitaria di Melzo

e presentata da Cefla Group alla Mostra

Convegno del 2008. L’elenco delle varie

fasi è riportato in Tabella 5-II. Non meno

complesso è l’iter autorizzativo relativo allo

scarico delle acque nei pozzi disperdenti

(Tabella 5-III). Urge una semplificazione nei

solo dopo aver interpellato tutti gli enti

eventualmente interessati (comuni, aziende

d'acquedotto, ecc.), dando la precedenza agli

usi potabili ed irrigui della risorsa idrica..

Mentre lo scarico dell'acqua nella rete fognaria

è regolamentato dalla legge Merli, la possibile

reiniezione in falda per scopi geotermici è

difficile da reperire nella legislazione italiana.

Se ne fa cenno nel DL 132/92, dove all'art.

8 si afferma che "lo scarico consistente

nella reiniezione nella stessa falda per scopi

geotermici [...] è soggetto a preventiva

autorizzazione [...] ai sensi della legge

319/76 [legge Merli]". Tuttavia in tale legge

non si parla mai di utilizzazioni geotermiche.

L'aggiornamento previsto dal DL 245/96

modifica l'articolo summenzionato come

segue: "lo scarico diretto consistente nella

reiniezione nella stessa falda o iniezione

in altre falde, che uno studio idrogeologico

dimostri confinate e costantemente inadatte

a qualsiasi altro uso, in particolare ad usi

domestici o agricoli, di acque utilizzate a

scopi geotermici [...] è consentito in deroga ai

divieti stabiliti dall'art. 6 [del DL132/92]".

Si tratta di capire se l'utilizzo dell'acqua come

sorgente fredda di una pompa di calore possa

essere considerato geotermico, atteso che le

leggi 896/86 e DPR 395/91 forniscono le

seguenti definizioni di risorsa geotermica:

a) "l'energia termica derivante dal calore

terrestre estraibile mediante fluidi

geotermici";

b) "fluidi da processi naturali di accumulo e

riscaldamento che vengono estratti sotto

forma di vapore, acqua calda, salamoia o

gas caldi".

L'acqua a 10-12°C si può considerare

130


< < <


taBELLa 5.2Possibile iter autorizzativo per escavazione pozzi di prelievo di acqua di falda

taBELLa 5.3Possibile iter autorizzativo per scarico delle acque di cui alla tabella 5-II

131


< < <


inversamente proporzionale allo spessore

dell'acquifero. Per fissare le idee si consideri

un acquifero delle spessore di 25 metri con

una porosità del 30%. Se il prelievo stagionale

è di 50.000 m3 che potrebbe corrispondere

ad una potenza termica installata di circa 150

kW, la distanza minima fra i pozzi potrebbe

essere di:

50000

0,3 π 25dmin = 2,25 ( ) 0,5

= 2,25 ( ) 0,5= 104 m

V

nπD

(5.1)

Qualora vi sia invece un movimento rilevante

dell'acqua sotterranea che, comunque,

difficilmente è superiore a qualche centinaio

di metri all'anno, la soluzione più corretta

è il ricorso a quattro pozzi sulla linea di

flusso naturale (fig. 5.2). Nel funzionamento

estivo si opera con l'acqua fredda derivante

dall'immissione invernale nel terreno

nel pozzo più a monte del flusso. Nel

funzionamento invernale si preleva l'acqua

riscaldata nel funzionamento estivo, traendola

confronti di un sistema che, più che garantire

la corretta utilizzazione delle acque, sembra

teso a ripartire le responsabilità fra il numero

maggiore possibile di soggetti e a scoraggiare

l’impiego energetico dell’acqua, come invece

avviene in tutta Europa.

Dal punto di vista tecnico, una volta

accertate la disponibilità e le caratteristiche

dell'acquifero, si tratta di stabilire in funzione

delle esigenze dell'edificio la portata d'acqua

necessaria e quindi il numero e la dimensione

dei pozzi. Spesso sono sufficienti due pozzi:

uno di prelievo invernale ed immissione estiva

e l'altro di prelievo estivo e di immissione

invernale. Per evitare il cortocircuito dell'acqua

è opportuno che i due pozzi siano distanziati

sufficientemente in funzione dell'entità della

velocità dell'acqua nella falda.

Nel caso di velocità trascurabile dell'acqua

di falda, la spaziatura minima fra i pozzi

è proporzionale alla radice quadrata del

volume d'acqua trattata stagionalmente ed

FIG. 5.2Disposizione di quattro punti di prelievo/immissione dell’acquifero in presenza di movimento di falda

FUNZIONAMENTO ESTIVO

FUNZIONAMENTO INVERNALE

pozzo C2

pozzo C2

flusso naturale

flusso naturale

pozzo W2

pozzo W2

flusso naturale

flusso naturale

C1: pozzo freddo

C1: pozzo freddo

W1 pozzo caldo

W1 pozzo caldo

Lc

Lc

LW

LW

L

L

132


< < <


tendenza alla stratificazione dell'acqua in

funzione dei livelli termici. La disposizione

è illustrata nella fig. 5.3: nel funzionamento

estivo si opera su di un solo pozzo a due

dal pozzo più a valle del flusso. Qualora si

voglia evitare il raddoppio dei pozzi, un'altra

soluzione è quella di sfalsarli in profondità,

cercando di trarre partito dalla naturale

FIG. 5.3Disposizione a due pozzi a diversa profondità

FIG. 5.4Schema di massima dell’impianto di riscaldamento e raffrescamento del centro SAS di Stoccolma basato su di un acquifero

FUNZIONAMENTO ESTIVO

FUNZIONAMENTO INVERNALE

flusso naturale

flusso naturale

flusso naturale

flusso naturale

C1: pozzo freddo

C1: pozzo freddo

W1 pozzo caldo

W1 pozzo caldo

LW

LW

133


< < <


indicata come UTES (Underground Thermal

Energy Storage), intendendo che l'acquifero

può diventare parzialmente una sorta di

accumulo stagionale che riceve energia

termica nella stagione estiva per cederla in

quella invernale.

Un ottimo esempio di sistemi come questo

è stato realizzato in Svezia per il Centro

Direzionale della SAS nelle vicinanze di

Stoccolma nel 1987. Si tratta di un edificio

con una superficie utile di 64.000 m2.

Lo schema di massima dell'impianto è

rappresentato in fig. 5.4, dove si vedono

le pompe di calore collegate tramite uno

scambiatore di potenza nominale di 2.2

MW alla sorgente termica con successiva

reimmissione nel pozzo freddo: la

sorgente fredda realizza in parte anche un

preriscaldamento dell'aria. D'estate il ritorno

dell'acqua dal pozzo freddo permette di

diverse profondità, traendo l'acqua dalla zona

più profonda e restituendola in quella più

superficiale. L'acqua così riscaldata si ritrova

poi nel pozzo posto a valle del flusso naturale

da cui si trae l'acqua nella stagione del

riscaldamento che viene restituita nel pozzo

precedente alla maggiore profondità.

Le prestazioni della pompa di calore

dipendono fortemente dalle caratteristiche

dell'acquifero e da come è stato impostato

l'impianto. Solo indicativamente si può

dire che, per una caratteristica temperatura

dell'acquifero di circa 12°C, ci si può attendere

un COP della pompa di calore elettrica fra 4

e 6. La nota applicazione di pompe di calore

nel riscaldamento del Castello Sforzesco di

Milano ha portato a valori di COP maggiori di

7. Si possono ipotizzare cospicui vantaggi nel

funzionamento estivo con periodi prolungati

di free-cooling. L'applicazione viene spesso

FIG. 5.5Schema 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

134


< < <


pari a 3, la portata specifica si può valutare in:

750 x 3600

4187 x 3 x 1000Q = = 0,215 m3/(kWh) in riscaldamento

1333 x 3600

4187 x 3 x 1000Q = = 0,382 m3/(kWh) in raffreddamento

(5.2)

Nel caso di acque superficiali sufficientemente

profonde si possono sfruttare i gradienti

di temperatura con prelievo alle quote più

basse che garantiscono acqua a temperatura

più alta nel riscaldamento e più bassa nel

raffreddamento a meno che non vi siano

rimescolamenti. Il ritorno dell’acqua va

realizzato ad una certa distanza dalla bocca di

presa e in prossimità della superficie.

Un elemento importante di questi impianti è

la pompa che presenta una prevalenza tanto

maggiore quanto più alto è il dislivello fra

l’acqua superficiale e l’utilizzazione. A questo

vanno aggiunte le consuete perdite di carico,

scambiare fino a 1.3 MW per il raffrescamento

diretto con pannelli radianti. I dati raccolti

nel 1990 danno una fornitura dall'acquifero

di 3,41 GWh nel riscaldamento e di 2,96

GWh nel raffrescamento con un impiego

complessivo di energia elettrica da parte del

sistema di 1,02 GWh.

Per quanto riguarda l’impiego delle acque

superficiali, nel caso di impiego diretto si deve

prevedere un circuito aperto nei confronti

delle acque di prelievo chiuso su di uno

scambiatore di calore che a sua volta sarà

collegato agli evaporatori o ai condensatori

delle pompe di calore (fig. 5.5.).

Il calcolo delle portate d’acqua necessarie

è elementare una volta fissato il salto di

temperatura fra ingresso e uscita dell’acqua

allo scambiatore e il COP delle macchine.

Fissato un salto di 3 K e un COP in

riscaldamento pari a 4 e in raffreddamento

FIG. 5.6Schema 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

135


< < <


condizioni operative.

Un’altra possibilità per l’utilizzo delle acque

superficiali è quella di attuare uno scambio

intermedio entro l’acqua. Benché questo

introduca una maggiore caduta di temperatura

complessiva fra acqua disponibile e pompa di

calore elimina il grosso problema del filtraggio,

oltre che della possibilità di gelo. Anche le

limitazioni di tipo amministrativo possono

essere meno stringenti. Gli scambiatori di calore

sono realizzati in polietilene ad alta densità

(HDPE), più raramente in rame o in PVC.

Lo scambiatore può essere semplicemente

realizzato con dei coils di tubazione, lasciati

liberi di aprirsi e immersi tramite dei pesi (fig.

5.6).

Le lunghezze richieste sono fornite da

grafici che tengono conto delle resistenze

conduttive della parete del tubo e convettive

per il serpentino sommerso, validi per

in particolare dello scambiatore di calore e del

sistema di filtraggio.

La pompa può essere del tipo sommerso,

ovvero del tipo ad albero verticale con il

motore sopra il livello dell’acqua e la girante

sommersa. Si possono avere anche pompe in

superficie ma con le limitazioni tipiche dovute

all’altezza minima di aspirazione (NPSH - Net

Positive Suction Head).

Un impianto del genere può consentire il

free-cooling per buona parte della stagione

estiva a spese solo dell’energia richiesta dalla

pompa di circolazione.

Per avere degli ordini di grandezza una perdita

di carico di 20 m c.a. con un rendimento

della pompa del 25% comporta una richiesta

specifica di energia di 0,2 kWh/m3, a fronte

di un raffreddamento di 3,5 kWh. Benchè

questa situazione sia molto conveniente si

deve limitare la perdita di carico per le altre

FIG. 5.7Valutazione 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

lung

hezz

a di

coi

l ric

hies

ta (f

t/ton

)

SDR 11 HDPE e 3 GPM/Ton portata di liquido

coils liberiarrotolati

1-1/2”

1-1/4”

1” hDPE

250

200

150

100-4-3 -5 -7-6 -8 -9

300

350

400

450

500

temperatura di approach(temperatura all’uscita del coil - temperatura dell’acqua)

136


< < <


5.4 IL TERRENO

Alle nostre latitudini un sistema molto

impiegato per evitare il congelamento

dell'acqua nelle tubazioni di distribuzione è

quello di interrarle ad una certa profondità

nel terreno, contando nello smorzamento

delle oscillazioni di temperatura, non solo

su base giornaliera, ma anche stagionale.

Già a qualche metro di profondità la

temperatura del terreno si stabilizza ad un

valore prossimo alla media annuale della

temperatura dell’aria (fig. 5.8). Si nota infatti

un progressivo smorzamento dell’ampiezza

delle oscillazioni di temperatura rispetto a

quella superficiale ed uno sfasamento per

cui le più basse temperature si notano nel

periodo primaverile e le più alte nel periodo

autunnale. A profondità maggiori entra in

gioco anche l'energia termica endogena: oltre

i 30 metri di profondità si riscontra in media

portate specifiche in raffreddamento o in

riscaldamento pari ad almeno 0,19 m3/

kWh. La lunghezza, espressa in ft/ton

si può trasformare in m/kW dividendo

(sostanzialmente) l’ordinata per 10. Il grafico

di fig. 5.7 vale per scambiatore “arrotolato”

ed è espresso in funzione della differenza di

temperatura fra l’uscita del serpentino e la

temperatura dell’acqua.

Esempio di calcolo: potenza di riscaldamento

10 kW, temperatura dell’acqua superficiale

10°C, temperatura dell’impianto 6°C. Portata

prevista 0,215x10 = 2,15 m3/h.

Disposizione dei tubi da 1” in parallelo per

complessivi 2 tubi. Approach: (6-10) x 1,8 =

7,2 °F . Viene prevista una lunghezza di 26 m/

kW; quindi complessivamente sono necessari

260 m di tubo*.

* 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 Closed-Loop 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.

FIG. 5.8Temperatura del terreno indisturbato a diverse profondità per alcuni mesi dell’anno: solo nei primi metri di profondità la temperatura

del terreno risente delle condizioni che si sono avute in superficie (terreno tipico roccioso del Nord Europa

151413

16-5

121110987

56

32

4

1

prof

ondi

tà (m

)

0 5 10 15 20 25temperatura °C

aprilegennaio

luglioottobre

137


< < <


I sistemi a tubi verticali utilizzano una o

più perforazioni con profondità variabili da

valori minimi di 10 m a valori che ormai

possono facilmente superare i 100 m. Le

temperature del terreno non risentono quasi

più degli effetti superficiali e spesso risultano

molto favorevoli. Inoltre la superficie di

pianta richiesta è molto più ridotta del caso

precedente e si sono utilizzati gli stessi pali di

fondazione dell'edificio.

Va rilevato che il raffreddamento indotto

nel terreno dal suo impiego come sorgente

fredda, a volte, in funzione del tipo di terreno

e del dimensionamento del sistema, può non

essere bilanciato dal calore proveniente dagli

strati limitrofi. In questo modo la sorgente

terreno si raffredda progressivamente fino a

raggiungere una condizione di equilibrio ad

una temperatura più bassa rispetto al terreno

indisturbato. Ecco che allora si preferisce

considerare il terreno come un accumulo

di grandi dimensioni che può trovare valida

utilizzazione nell'impiego annuale come

sorgente fredda della pompa di calore o come

pozzo termico della macchina frigorifera con

ampie possibilità all'inizio della stagione calda

di lavorare in free-cooling.

5.4.1 SCAMBIATORI A TERRENO ORIZZONTALI

L'interesse della tecnica della disposizione

dei tubi interrati orizzontali risale negli USA

al 1946: articoli pubblicati su Heating Piping

and Air Conditioning descrivono la teoria e

le possibilità applicative. Entro pochi anni da

allora esiste una letteratura ricca di descrizioni

di impianti realizzati. Un esempio per tutti è

l'impianto a tubi orizzontali realizzato per il

riscaldamento della foresteria dell'Università

un incremento di temperatura di circa 1°C

ogni 30 m. Questa media deriva da situazioni

molto differenziate: in alcuni casi l'incremento

può essere anche solo di mezzo grado ogni

100 m, mentre capita di avere incrementi per

la stessa profondità di 30°C.

L'utilizzazione del terreno come sorgente

fredda per la pompa di calore si realizza

interrando un tubo o più tubi di adeguata

lunghezza, vuoi con uno scambio termico

indiretto con l'evaporatore della macchina

mediante la circolazione di un liquido, vuoi

anche con la tecnica dell'espansione diretta,

realizzando l'evaporatore entro i tubi interrati.

Le tecniche dei tubi a terreno si dividono in

due diverse categorie: a tubi orizzontali e a

tubi verticali.

I sistemi a tubi orizzontali vengono interrati

generalmente a piccola profondità, entro

0,8-1,5 m e coinvolgono di solito un'ampia

superficie sgombra da edifici, al di sotto della

quale trovano posto. La pompa di calore si

confronta con una temperatura più stabile

di quella dell'aria esterna: non si risente

delle oscillazioni giornaliere, le variazioni di

temperatura sono smorzate e ritardate di

fase. Questo ritardo di fase può essere, in

funzione della profondità e della natura del

terreno, dell'ordine di qualche mese, sì che

la temperatura più bassa si può verificare

alla fine della stagione del riscaldamento.

Benché il terreno risenta del prelievo termico

della pompa di calore e quindi si vada

raffreddando, esso per lo più ritorna dopo

pochi mesi alla temperatura originaria per gli

scambi termici con l'atmosfera. Da questo

punto di vista il terreno è una vera e propria

sorgente fredda.

138


< < <


FIG. 5.11Schema di scambiatore orizzontale a terreno a spirale o

slinky

FIG. 5.9Schemi di scambiatori orizzontali a terreno a trincea

FIG. 5.10Schema di scambiatore orizzontale a terreno a

sbancamento

con tubo singolo o plurimo. Alla profondità di

circa 1 m vengono interrati uno o più tubi in

circuito (fig. 5.9). Per molti anni la soluzione

più diffusa in Europa è stata invece lo

sbancamento di un'adeguata superficie nella

quale trovano posto le tubazioni disposte in

serie o in parallelo (fig. 5.10).

Esistono altre soluzioni tecniche più

recentemente proposte ed utilizzate. Una

possibilità è uno scambiatore a terreno a

sviluppo spiraliforme (slinky), interrato a

profondità di 1-2 m con un'ampia estensione

di tubo con una superficie occupata più

limitata (fig. 5.11). Un altro sistema è quello

cosiddetto monopettine o bipettine (fig.

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

di Toronto, descritto nel 1952 sulla rivista

Heating Piping and Air-Conditioning: a fronte

di un compressore da 2,2 kW elettrici si

avevano circa 91 m di tubazione in rame,

interrata alla profondità di 1,5 m.

L'interesse per la tecnica cresce fortemente

negli anni '80. In Europa il ricorso a questa

tecnica si riscontra molto più tardi, a partire

dal 1968, con descrizioni in letteratura dal

1972. Gli sviluppi negli USA e nei paesi di

lingua tedesca procedono in parallelo, quasi

ignorandosi, fino ai nostri giorni.

La disposizione prevalentemente impiegata

nel Nord America è quella a sviluppo lineare

139


< < <


lineare di tubo. Per i diametri consueti di

tubo il diametro non influisce difatti sulla

potenza che si può estrarre, dal momento che

fattori limitanti sono per lo più la conduttività

termica nel terreno e la resistenza di contatto

con il tubo. La potenza specifica scambiata

dipende dalla temperatura alla quale l'energia

termica viene estratta e dunque può anche

incrementarsi, facendo lavorare l'evaporatore

della macchina a più basse temperature. Un

terreno umido risulta più favorevole di un

terreno asciutto.

Il dimensionamento dello scambiatore

interrato nella trincea è legato al carico

FIG. 5.12aSchema di scambiatore orizzontale a terreno del tipo a

monopettine

FIG. 5.12BSchema di scambiatore orizzontale a terreno del tipo a

bipettine

FIG. 5.13Schema di scambiatore orizzontale a terreno a capillare

metalli cui si è progressivamente rinunciato

per ragioni di corrosione e di costo. Si usa

ancora il rame rivestito di plastica per sistemi

ad espansione diretta.

Ora si utilizza prevalentemente il Polietilene

ad alta densità ed il Polibutilene, ovvero

il PVC rinforzato, ritenendo di minore

importanza, rispetto alla resistenza alla

corrosione ed al costo, la scarsa conduttività

termica. Quest'ultima non è particolarmente

penalizzante, considerati i limitati flussi termici

in gioco.

Nel dimensionamento il parametro più

importante è la potenza estraibile per metro

140


< < <


FIG. 5.14Nomogramma per il calcolo della lunghezza di tubo necessaria a partire dalla potenza di progetto di riscaldamento suggerito dalla

normativa svizzera SIA D0136

nomogramma proposto dalla normativa

svizzera SIA D0136.

Esso viene riportato in fig. 5.14. Si divide in

3 quadranti. Il primo a destra determina a

partire dalla potenza nominale della pompa di

calore, la potenza richiesta all’evaporatore in

funzione del COP.

Il quadrante a fianco determina in funzione

della tipologia di terreno, le cui caratteristiche

di conduttività possono essere più o meno

buone, l’area di terreno da impiegare. Infine il

quadrante in basso, sempre a partire dal tipo

di terreno fornisce infine la lunghezza di tubo

da impiegare.

Tale lunghezza si può considerare quella

necessaria per tubo singolo per una

temperatura del fluido che dal terreno arriva

all’evaporatore a valori compatibili con il COP

e con un sistema di riscaldamento a bassa

temperatura (sistemi radianti a pavimento o a

soffitto).

Qualora si scelga una delle soluzioni indicate

massimo e all’andamento del carico

annuale, alle caratteristiche del terreno ed

alle prestazioni che si intendono avere dalla

pompa di calore (maggiore la lunghezza della

tubazione, più elevata la temperatura media

all’evaporatore della pompa di calore). Un

dimensionamento accurato richiede l’impiego

di software di simulazione dinamica. Tuttavia

per impianti di piccole-medie dimensioni ci si

può rifare a grafici e a valutazioni orientative

abbastanza attendibili.

Per quanto riguarda la conducibilità termica

del terreno, si considerino i seguenti tre tipi di

terreno abbastanza rappresentativi di frequenti

situazioni:

• Terreno favorevole: argilloso umido

(conduttività termica 1.6 W/mK);

• Terreno medio: sabbioso secco (conduttività

termica 1 W/mK);

• Terreno sfavorevole: argilloso secco

(conduttività termica 0.4 W/mK).

Per piccoli impianti risulta utile un

5 10 15 20

[1] Terreno con elevata conduttività

[2] Terreno con buona conduttività ed esposizione

[3] Terreno con discreta conduttività ed esposizione

[4] Terreno asciutto con bassa conduttività2000

1500

1000

500

[3] 20 W/m2

[1] 40 W/m2

[4] 10 W/m2

area in m2

[2] 30 W/m2

1000 750 500 250

[4] 8 W/m

[3] 10 W/m

[2] 12 W/m [1] 15 W/m

lunghezza di tubo (m)

capacità di riscaldamento (kW)

5

10

15potenza evaporatore (kW)

COP = 3,5COP = 3,0COP = 2,5

20

141


< < <


5 10 15 20

[1] Terreno con elevata conduttività

[2] Terreno con buona conduttività ed esposizione

[3] Terreno con discreta conduttività ed esposizione

[4] Terreno asciutto con bassa conduttività2000

1500

1000

500

[3] 20 W/m2

[1] 40 W/m2

[4] 10 W/m2

area in m2

[2] 30 W/m2

1000 750 500 250

[4] 8 W/m

[3] 10 W/m

[2] 12 W/m [1] 15 W/m

lunghezza di tubo (m)

5

10

15potenza evaporatore (kW)

COP = 3,5COP = 3,0COP = 2,5

20

capacità di riscaldamento (kW)

il terreno non particolarmente favorevole a

disposizione (tipo 3) un’area di circa 400 m2

ed una lughezza di tubo singolo di 800 m

(circa 10 W/m). Si osservi che un terreno con

ottima conduttività ed esposizione (tipo 1)

avrebbe comportato una lunghezza di tubo

meno della metà.

Tuttavia se si sceglie, ad esempio la

distribuzione bipettine, la lunghezza di trincea

necessaria anche nella situazione poco

favorevole incontrata è di 800/2,7=296 m.

L’andamento del COP durante la stagione di

riscaldamento non è costante ma va via via

riducendosi dal momento che il terreno si

raffredda e non fa in tempo a ricaricarsi (fig.

5.16). La ricarica avverrà fra primavera ed

estate, agevolata dal fatto che la pompa di

calore lavori a ciclo invertito cedendo il calore

del condensatore al terreno.

5.4.2 SCAMBIATORI A TERRENO VERTICALI

La tecnica dei tubi verticali si è sviluppata in

FIG. 5.15Esempio di impiego del nomogramma di fig. 5.14

sopra, in alternativa al tubo singolo si possono

realizzare delle interessanti riduzioni nello

scavo della trincea. Infatti inserendo un tubo

quadruplo, benché la lunghezza di trincea non

si riduca di 4 volte data l’interferenza termica

di un tubo con l’altro, risultati sperimentali

hanno mostrato che si riduce di 1,9 volte. La

riduzione delle diverse tipologie è di seguito

indicata:

• Monopettine: 2,1;

• Bipettine: 2,7;

• 4 tubi: 1,9;

• 6 tubi: 2,5;

• 8 tubi: 2,8.

Un esempio di calcolo può chiarire come si

possa procedere.

Si abbia un piccolo edificio con un carico di

progetto di 12 kW in una zona con terreno

di discreta conduttività ed esposizione.

Il nomogramma suggerisce una potenza

richiesta dall’evaporatore di 8,5 kW per un

COP di 3,5 (fig. 5.15). Questo comporta per

142


< < <


FIG. 5.16Andamento tipico del COP medio giornaliero di una pompa di calore a terreno a tubi orizzontali durante la stagione di riscaldamento

tubi verticali per 600 km. Le realizzazioni si

sono moltiplicate nei Paesi di lingua tedesca

(Germania ed Austria) e negli ultimi anni vi è

stato uno sviluppo anche negli USA.

In linea di principio la tecnica è semplice ed è

rappresentata in fig. 5.17. La pompa di calore

che alimenta generalmente un sistema di

riscaldamento a bassa temperatura è collegata

anche ad un solo scambiatore a terreno a

tubo verticale di adeguata lunghezza. Lo

scambiatore è realizzato con varie modalità.

Due sono prevalenti (fig. 5.18): il tubo ad U

o a doppio U ed il tubo coassiale semplice o

complesso. Il tubo coassiale è di più semplice

inserimento nella perforazione, tuttavia mette

a disposizione solo la superficie esterna

per lo scambio termico, con il rischio di un

cortocircuito termico fra l'acqua fredda che

entra nello scambiatore e quella che ritorna

alla pompa di calore. Tale cortocircuito è

limitato dallo spessore della tubazione interna

o da soluzioni come quella prevista dalla

modo molto rapido negli ultimi dieci anni. Le

temperature disponibili sono generalmente

più favorevoli che per i tubi orizzontali a

parità di altre circostanze. Non viene richiesta

area di pianta per la disposizione dei tubi se

non in maniera limitatissima. Le perforazioni,

che inizialmente di rado superavano i 15 m,

sono ormai normalmente superiori ai 50 m,

superando a volte i 150 m di profondità.

Le moderne tecniche di perforazione

hanno consentito di ridurre i costi, tanto

più che alcune ditte si sono specializzate

proprio nella realizzazione di trivellazioni e

nell'inserzione di scambiatori a terreno a

tubi verticali per pompe di calore. Il Paese

che più rapidamente ha sviluppato questa

tecnologia è la Svizzera, dove si stima siano

installate 30.000 pompe di calore (dato

2004) a terreno a tubi verticali per una

lunghezza complessiva valutata in oltre

4.000 km. Nel solo anno 2002 sono state

realizzate perforazioni per pompe di calore a

COP

med

io g

iorn

alie

ro

2

1

09 nov20 ott 29 nov 19 dic 28 gen8 gen 17 feb 8 mar 28 mar

3

4

5

6

143


< < <


Si effettua poi un riempimento con una

miscela di acqua, cemento e bentonite che ha

lo scopo di garantire un buon contatto termico

fra terreno e parete del tubo, riducendo

la resistenza di contatto e portando allo

scambiatore con efficacia energia termica dal

FIG. 5.19Effetto del raffreddamento indotto dallo scambiatore nel terreno in funzione della distanza radiale dal tubo in diversi periodi dell’anno

FIG. 5.17Schema di massima di sistema a pompa di calore a terreno

a tubi verticali per un’utenza monofamiliare

FIG. 5.18Tipologie di sonde a terreno a tubi verticali

sonda coassiale complessa, dove la sezione

centrale così ampia impone basse velocità al

liquido con resistenze convettive molto forti.

Si preferisce sempre più spesso la soluzione

con tubo ad U. In una perforazione di 10-15

cm di diametro viene inserito lo scambiatore.

ACCUMULOACQUACALDA

SONDA SEMPLICE A U

SONDA COASSIALE SEMPLICE

SONDA A DOPPIA U

SONDA COASSIALE COMPLESSA

SCAMBIATORE A TERRENO A TUBI VERTICALI

POMPADI CALORE

RISCALDAMENTO A PAVIMENTO RADIANTE

tem

pera

tura

terr

eno

rocc

ioso

(°C)

Distanza radiale (m)

2

00 2 4 6 8

4

6

8

10

febbraio

dicembre

aprile

agosto

144


< < <


FIG. 5.20Andamento della temperatura di alimentazione alla pompa di calore nel corso dell’anno per 5 stagioni consecutive di riscaldamento a

fronte della domanda termica

m su di un terreno di formazione rocciosa

per una perforazione di 105 m realizzata

in Svizzera. Il rilievo in agosto mostra

l'uniforme temperatura del terreno ad un

valore di circa 8,5°C. Nel mese di dicembre

il prelievo di energia termica ha già prodotto

un raffreddamento tangibile fino a 2 m

di distanza radiale dal tubo. Nel mese di

febbraio si ha il massimo abbassamento

di temperatura che arriva ad appena 3°C

al livello del tubo. Questo abbassamento

di temperatura richiama energia termica

dalle zone circostanti, per cui, quando il

fabbisogno della pompa di calore diminuisce,

la temperatura torna ad aumentare anche

in vicinanza del tubo, come è evidenziato

dall'osservazione relativa al mese di aprile.

È evidente come questi andamenti siano

fortemente dipendenti dalla natura del

terreno e dall'intensità del prelievo. Il

rischio è una progressiva riduzione nella

temperatura disponibile per la sorgente

terreno circostante.

Esiste anche la possibilità di inserire le

termosonde nei pali di fondazione dell’edificio

in fase di costruzione con un significativo

vantaggio economico. I tubi in HDPE

(polietilene ad alta densità) sono ancorati alle

armature per palificazioni realizzate in getto,

mentre se i pali sono in cemento centrifugato

i tubi sono introdotti nella cavità che poi

andrà riempita di cemento. L’inserimento

nella palificazione dà un buon contatto

termico fra terreno e tubi con l’avvertenza di

non scendere assolutamente a temperature

inferiori a 0°C nel funzionamento a pompa

di calore per evitare problemi statici alle

palificazioni. Viceversa in presenza di falda

acquifera la situazione è normalmente molto

favorevole.

In funzione dell'entità dell'energia termica

tratta dallo scambiatore il terreno circostante

si raffredda. Si consideri in fig. 5.19

l'andamento rilevato alla profondità di 50

145


< < <


1°C, l'andamento tende a stabilizzarsi a tutte

le profondità. Il caso considerato è piuttosto

sfavorevole, sia per la conformazione rocciosa

del terreno di modesta conduttività termica

e priva del vantaggio della presenza di forte

umidità, sia per il carico termico assegnato,

piuttosto elevato, dell'ordine di 110 kWh/m

anno. Per di più nel clima temperato o

mediterraneo l’impiego del terreno avviene

nella duplice funzione di sorgente termica

per il riscaldamento invernale e di pozzo

termico per la climatizzazione estiva. Questo

implica che viene ridotta la tendenza al

progressivo abbassamento della temperatura

del terreno che verosimilmente si stabilizza

ad una temperatura assai vicina a quella

del terreno indisturbato, a meno che il

carico estivo non sia così elevato (edifici del

terziario) da comportare addirittura un leggero

innalzamento.

Infatti il sistema a terreno a tubi verticali non

è in realtà una sorgente termica vera e propria

FIG. 5.21Profilo di temperatura nel terreno in funzione della profondità nel corso degli anni rilevato a piccola distanza da uno scambiatore a tubi

verticali

fredda che andrebbe diminuendo anno dopo

anno fino a trovare un punto di equilibrio

anche a parecchi gradi più in basso che

nella fase iniziale. È quindi importante nella

progettazione essere in grado di effettuare

previsioni attendibili sul funzionamento del

sistema, previsioni consentite da programmi

di calcolo spesso di grande complessità.

Si consideri l'andamento delle temperature

di alimentazione della pompa di calore in 5

stagioni di riscaldamento consecutive in un

impianto per villetta unifamiliare realizzato in

Svizzera con scambiatore profondo 105 m su

terreno roccioso (fig. 5.20). La temperatura

di ritorno dal terreno risente fortemente del

fabbisogno, fornendo la potenza aggiuntiva a

prezzo di un abbassamento di temperatura. La

riduzione di temperatura nel procedere delle

stagioni di riscaldamento è meno accentuato.

L'osservazione del profilo di temperatura nel

terreno conferma (fig. 5.21) che, dopo un

abbassamento di temperatura dell'ordine di

andamenti da dicembre 1986a settembre 1991

prof

ondi

tà (m

)

temperatura (°C)

80

100

8 109 1211 14 1513 16

60

40

20

0

146


< < <


FIG. 5.22Campo sonde a maglia quadrata regolare di piccola

profondità con collegamenti in parallelo

dal flusso termico dalle regioni adiacenti

al campo sonde. Questo flusso termico

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

sonde realizzato con una disposizione delle

sonde in linea o a maglia (fig. 5.22) si

dovrà evitare una distanza troppo ravvicinata

fra le sonde per evitare di penalizzare la

temperatura per interferenza termica. La fig.

5.23 illustra bene la situazione.

Essa mostra infatti l’abbassamento di

temperatura del fluido di ritorno dal campo

sonde nella sua evoluzione temporale per

diverse distanze fra le varie sonde. Per una

come il sistema a tubi orizzontali. In questo

infatti il terreno si raffredda progressivamente

nella stagione del riscaldamento per poi

ripristinare nei mesi estivi la sua temperatura

originaria per effetto della maggiore

temperatura dell’aria e della radiazione

solare. Nel sistema a tubi verticali, a meno

di una presenza di una falda acquifera in

movimento la sottrazione di calore comporta

un graduale raffreddamento, temperato

FIG. 5.23Interferenza termica fra sonde diversamente distanziate in funzione del tempo di funzionamento dell’impianto

tem

pera

tura

med

ia s

orge

nte

fredd

a (°

C)

tempo (anni)

-3

-4

-50 1 2 3 4

-2

-1

0

1distanza fra le sonde

∞15 m

5 m

3 m

1 m

147


< < <


Un problema che si pone a questo punto è

come si possa correttamente dimensionare

un campo sonde per un sistema di pompa

di calore a terreno. Apparentemente esiste

una grande libertà di scelta nel rapporto

capacità termica della pompa di calore/

lunghezza di tubo nel campo sonde. Infatti

ad una maggiore lunghezza corrisponde

una temperatura di ingresso all’evaporatore

della pompa di calore più vicina a quella

del terreno con un migliore COP della

macchina e viceversa ad una lunghezza

più ridotta si hanno temperature più basse

e riduzione di COP. Apparentemente si

ha quindi un possibile trade off fra un

maggiore costo iniziale (maggiore lunghezza

delle termosonde, anche se parzialmente

separazione di 15 m non vi è apprezzabile

interferenza e si assiste solo ad una

progressiva riduzione nella temperatura

dovuta alla stabilizzazione dei flussi termici

di cui si è parlato poco sopra. Tuttavia per

una distanza di 3 m fra le sonde della maglia

si ha una riduzione significativa già dopo il

primo anno di funzionamento (oltre 0,5°C)

per arrivare dopo 3 anni a quasi 1°C. Si noti la

grave penalizzazione che sarebbe indotta da

una distanza di un solo metro fra una sonda

e l’altra.

Va sottolineato che questi effetti presentano

intensità diverse in funzione dei carichi

che il terreno deve sopportare e quindi del

dimensionamento del campo sonde, oltre che

dal tipo ed entità del funzionamento estivo.

CONDUTTIVITà TERMICA MEDIAW/Mk

RESA ORIENTATIVA LINEARE W/M

Rocce eruttive

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

Rocce sedimentarie

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 metamorfiche

Gneiss 2,9 60 - 70

Marmo 2,2 50 - 60

Ardesia 2,4 50 - 60

Altri materiali

Bentonite 0,7

Cemento 1,6

taBELLa 5.4 CONDUTTIvITà TERMICA ORIENTATIvA

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

148


< < <


FIG. 5.24Disposizione schematica per il Ground Response Test

infatti il rischio è un congelamento locale

del terreno attorno alla termosonda (ice-

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.

Per impianti sotto i 30 kW ci si può rifare a

tabelle per il dimensionamento. In queste

entra in gioco anzitutto la conducibilità

termica del terreno. Valori orientativi sono

riportati nella Tabella 5-4.

La Tabella riporta anche dei valori orientativi

di resa lineare delle termosonde.Questi valori

possono essere fortemente alterati per tutti i

suoli porosi dalla presenza di acqua. Qualora

temperato da una maggiore capacità

termica di una stessa pompa di calore per

le migliori condizioni di funzionamento)

ed un minore costo di esercizio (COP

stagionale più elevato). In realtà esistono

dei vincoli da rispettare. Anzitutto si deve

evitare una temperatura media nel terreno

inferiore a -3°C quando il terreno sia umido:

FIG. 5.25Andamento delle temperature nel Ground Response Test in assenza di input termico per il rilievo della temperatura indisturbata del

terreno (doc. ENEREN Srl)

(°C)

Ore

13,6

13,4

13,20:00 0:14 0:28 0:43 0:58 1:12 1:27 1:42 1:50

13,8

14

14,2

14,4

14,6

T in

T out

149


< < <


quantità di calore nota in una loop pilota che

poi farà parte del campo sonde finale. Una

prima fase di misurazione viene condotta

senza resistenze elettriche inserite e serve a

conoscere la temperatura media del terreno

indisturbato. Dopo un intervallo di tempo

variabile con la diffusività* termica del terreno

le temperature di ingresso e di uscita nella

loop si stabilizzano ed indicano la temperatura

non si conosca la conducibilità termica del

terreno, questa può essere determinata dal

Ground Response Test (test di risposta del

terreno) che viene ormai realizzato di routine

da aziende specializzate nelle perforazioni

per tutti gli impianti a terreno di una certa

importanza.

L’installazione per il test è rappresentata in

forma schematica in fig. 5.24. Si immette una

FIG. 5.27Determinazione del coefficiente specifico lineare di scambio termico fra terreno e termosonda (W/mK) (doc. ENEREN Srl)

FIG. 5.26Andamento delle temperature del Ground Response Test con alimentazione della loop a temperatura prefissata (doc. ENEREN Srl)

(°C)

Ore

20

15

100 16 32 48 63 79 95 111

25

30

35

40

45T in

T out

W/(m

k)

Ore

4

2

00 8 23 41 58 75 93 110

6

8

10

12

16

14

* 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.

150


< < <


progetto di 60-70 W/m.

Per impianti di una certa importanza ci si deve

rifare a modelli di calcolo di tipo numerico

che possano realizzare una simulazione

dinamica di edificio, pompa di calore e

sistema di scambio termico a terreno. Al di

là di codici specifici di calcolo realizzati sia in

Europa (in particolare in Svezia e Stati uniti

da John W. Lund e Göran Hellström) e di

Types realizzate nella cornice del più ampio

codice TRNSYS, sono stati proposti anche dei

metodi numerici praticabili con qualche fatica

in calcolo manuale. In particolare un metodo

cui si fa spesso riferimento è quello elaborato

in tempi diversi prima da Ingersoll nel 1954

e poi perfezionato da Kavanough e Rafferty e

pubblicato su di una guida ASHRAE**.

Il metodo si basa sull’apparentemente

semplice relazione di scambio termico

in regime stazionario nel terreno per una

certa lunghezza L della sonda, sulla base

della differenza di temperatura fra terreno

del terreno indisturbato o della falda (fig.

5.25). Si alimenta poi il terreno per almeno

50 ore alla temperatura prefissata. Una volta a

regime le temperature di ingresso e di uscita

(fig. 5.26) si può valutare dalla conoscenza

della potenza termica immessa quale sia il

coefficiente specifico di scambio termico (fig.

5.27).

Prima di considerare dei possibili metodi di

dimensionamento, vale la pena prendere in

considerazione la fig. 5.28, dove sono riportati

i valori di capacità termica installata e di

corrispondente lunghezza delle termosonde

per una molteplicità di impianti realizzati ed

indicati con cerchietti o triangolini a seconda

se realizzati in Europa o in Nord America.

L’interpolazione lineare dei dati suggerisce in

media 10 m di termosonda per kW termico

installato. In funzione del COP della pompa di

calore si può quindi evincere quale sia la resa

lineare mediamente considerata. Il diagramma

suggerisce una resa specifica in condizioni di

FIG. 5.28Interpolazione 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

lung

hezz

a de

i tub

i a te

rren

o (m

)

1e+0,5

105 100 50050 50001000 1E+0410

100

1000

1E+04

EuropaNord Americay = 10,4 xy = 9,6 x

potenza termica installata (kW)

** Kavanaugh S. P., Rafferty K. Ground-source Heat Pumps, Design of Geothermal Systems for Commercial and Institutional Buildings. Atlanta: ASHRAE. 1997

151


< < <


qlc, qlh = carichi di progetto (di picco)

necessari per raffrescare (qlc < 0) e riscaldare

(qlh > 0) l’edificio, W;

Wc, Wh = potenze elettriche assorbite dal

compressore della pompa di calore in

corrispondenza dei carichi di progetto, W;

PLFm = “fattore di carico/parzializzazione”

mensile;

Fsc = fattore di perdita legato al cortocircuito

termico in sonda tra tubo di mandata e di

ritorno;

tg = temperatura del sottosuolo non

influenzato dalla presenza della sonda, °C;

tp = temperatura di penalizzazione (> 0 in

inverno (pedice h) e < 0 in estate (pedice

c)), che indica la reciproca influenza termica

tra le sonde attraverso il terreno, °C;

twi, two = temperature del fluido entrante nella

ed uscente dalla pompa di calore nei due casi

estivo (pedice c) ed invernale (pedice h), °C;

Rb = resistenza equivalente della sonda, tra

fluido e bordo sonda (superficie esterna della

sonda), per unità di lunghezza della sonda,

(m∙K)/W;

Rga = resistenza termica efficace del terreno

per unità di lunghezza di sonda riferita

all’impulso annuale, (m∙K)/W;

Rgm = resistenza termica efficace del terreno


all’impulso mensile, (m∙K)/W;

Rgd = resistenza termica efficace del terreno


all’impulso giornaliero, (m∙K)/W.

I numerosi termini che consentono il calcolo

meritano un commento separato uno ad uno.

Lc, Lh = si tratta delle lunghezze cercate con

valori che generalmente sono diversi l’uno

dall’altro. Si sceglierà il maggiore dei due

indisturbato e temperatura media del fluido.

Il calcolo è consentito dalla conoscenza della

resistenza termica del terreno per unità di

lunghezza della sonda:

q = L ·

(tg - tw)

R (5.3)

dove:

q = flusso termico tra fluido che scorre nella

singola sonda e terreno, W,

L = lunghezza totale della sonda, m,

Tg = temperatura media del terreno

indisturato, K,

Tw = temperatura media del fluido in sonda,

K;

R = resistenza termica del terreno per unità di

lunghezza della sonda, (m∙K)/W.

La semplicità è solo apparente perché la

resistenza termica è tutta da determinare e il

processo non è stazionario, bensì dinamico.

Il dato che la relazione (5.3) permette di

calcolare è la lunghezza complessiva delle

termosonde in funzione del raffrescamento

(c = cooling) o del riscaldamento

(h = heating) dell’edificio.

Le relazioni di calcolo sono le seguenti:

qa ∙Rga+(qlc -Wc) ∙(Rb + PLFm ∙Rgm+Rgd ∙Fsc)

twi+two

2)c - tptg - (

Lc=

(5.4)

qa ∙Rga+(qlh -Wh) ∙(Rb + PLFm ∙Rgm+Rgd ∙Fsc)

twi+two

2)h - tptg - (

Lh=

(5.5)

dove:

Lc, Lh = lunghezze totali di perforazione

necessarie rispettivamente per raffrescare

(cooling) e riscaldare (heating) l’edificio, m;

qa = flusso termico netto scambiato

mediamente con il sottosuolo nell’arco di un

intero anno, W;

152


< < <


riscaldamento sulla base del valore di energia

rispettivamente richiesta per il raffrescamento

o il riscaldamento espresso in ore mensili

equivalenti a pieno carico di raffreddamento

(τcm) o di riscaldamento (τhm):

τcm

31 x 24PLFcm =

(5.9)

τhm

31 x 24PLFhm =

(5.10)

Fsc = viene valutato con valori orientativi come

quelli indicati in Tabella 5-5.

tg = temperatura determinata ad esempio dal

Ground Response Test o dalla conoscenza

della temperatura della falda.

tp = può essere suggerita da una figura come

la 5.23 oppure da una tabella come la 5-6.

twi, two = sono le temperature desiderate

sia per l’estate (pedice c) che per l’inverno

(pedice h). Sulla base di queste temperature

si calcolano i valori di COP stagionale e da

queste deriveranno le lunghezze del campo

sonde. Si devono in ogni caso selezionare

dei valori ragionevoli in funzione delle

caratteristiche del terreno e della disposizione

delle sonde. La differenza fra le due

temperature è il salto termico fra ingresso ed

uscita del fluido termovettore nel terreno e da

esso dipenderà anche la portata dello stesso.

Orientativamente per le condizioni medie

italiane il valore di ingresso nella stagione

invernale potrebbe essere da 0°C a 6°C

(controllando che per il valore più basso l’aria

non risulti una sorgente migliore) e da 25 a

30°C per l’estate.

Rb = si tratta di una resistenza termica

derivante dalla resistenza termica convettiva

fra fluido e parete interna della termosonda

cui si somma in serie la resistenza conduttiva

qualora l’esigenza sia il soddisfacimento

totale dei carichi. Qualora sia prevalente

la lunghezza estiva, situazione abbastanza

caratteristica di un edificio del terziario,

si avranno migliori prestazioni invernali

e viceversa. Si può anche scegliere una

lunghezza minore di termosonde, dato il

loro costo elevato, integrando mediante

riscaldamento ausiliario o torre evaporativa

le esigenze in condizioni di criticità nel

funzionamento dell’impianto.

qa = per valutare il flusso termico netto

scambiato mediamente si devono prima

calcolare le potenze termiche di picco per

raffrescare e riscaldare. Dal calcolo del

fabbisogno totale di energia per raffrescare

e riscaldare si calcolano le ore equivalenti

annuali a pieno carico di raffrescamento (τc)

e di riscaldamento (τh) e si stimano i valori

medi stagionali dei COP in raffrescamento

(COPc) e in riscaldamento (COPc). A questo

punto il flusso termico medio netto è dato da:

qa =

8760

1

COPh

1

COPcqh (1- qc (1+)τh + )τc

(5.6)

qlc, qlh = le potenze di progetto necessarie

si calcolano mediando i valori nelle 6 ore

attorno al picco di raffreddamento o di

riscaldamento.

Wc, Wh = sono calcolate in corrispondenza ai

carichi appena definiti in funzione del COP

previsto in tali condizioni:

1

COPc Wc = qc (1 + )

(5.7)

1

COPh Wh = qh (1 - )

(5.8)

PLFm = viene calcolato mese per mese

nel periodo di raffrescamento o di

153


< < <


SONDE PER CIRCUITO

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

ORE EQUIVALENTI DI PIENO CARICORISCALDAMENTO / RAFFREDDAMENTO[h/anno]

PASSO TRA LE SONDE

[m]

PENALIzzAzIONE INTEMPERATURA

tP [k]

LUNghEzzA SPECIFICASONDA[m/kW]

1000 / 500 4,6 Trascurabile 16,6

1000 / 1000 4,6 2,6 19,5

6,1 1,3 17,8

500 / 1000 4,6 4,2 22,5

6,1 2,2 19,7

500 / 1500 4,6 7,1 29,9

6,1 3,7 22,0

7,6 1,9 19,4

0 / 2000 4,6 Sconsigliato

6,1 5,8 27,4

7,6 3,1 21,8

FATTORI CORRETTIVI PER ALTRE DISPOSIzIONI DI gRIgLIA

GRIGLIA 1 X 10Cf = 0,36




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

taBELLa 5.5 fATTORE DI PENALIZZAZIONE

taBELLa 5.6 PENALIZZAZIONE IN TEMPERATURA A LUNgO TERMINE

taBELLa 5.7 RESISTENZA TERMICA DELLA SONDA

Valori del Fattore di penalizzazione per corto circuito termico interno alle sonde Fsc

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.

154


< < <


τ1 = 3650 · 86400 [s]

τ2 = (3650 + 30) · 86400 = 3680 · 86400 [s]

τf = (3650 + 30 + 0,25) · 86400 = 3680,25 ·

86400 [s]

Ad ogni Fo corrisponde un fattore G che

si può determinare, quando Fo > 2 con la

seguente relazione:

G = 0,0758 ln (Fo) + 0,1009 (5.13)

Si è ora praticamente giunti a destinazione,

perché, dopo aver calcolato i tre fattori G

(Gf, G1 e G2) per i tre numeri di Fo, si è in

grado di calcolare le tre resistenze per unità di

lunghezza, date rispettivamente da:

Gf - G1

λg

Rga =

G1 - G2

λg

Rgm = (5.14)

G2

λg

Rgd =

Naturalmente λg è la conduttività termica del

terreno.

Al di là della complessità del calcolo che

comunque consente di essere abbastanza

agevolmente automatizzato, spesso mancano

i dati relativi alle proprietà del terreno che

risultano fondamentali per ogni valutazione.

Va ricordato che un dato che influenza

enormemente tali proprietà è il

contenuto d’acqua. Si sono fornite

precedentemente delle indicazioni

relativamente alla conduttività termica con

la Tabella 5-4. Relativamente alla densità

dello HDPE e dalla resistenza di contatto fra

parete esterna della termosonda e materiale

di riempimento della perforazione. Per moto

turbolento nei tubi (Re > 10000) si hanno i

valori di riferimento della Tabella 5-7 in cui

il peso della resistenza convettiva è molto

ridotto. Per valori di Re più bassi la resistenza

aumenta in modo non trascurabile ed indicato

in tabella.

Rga, Rgm, Rgd = con queste tre resistenze

si va al cuore del metodo di calcolo. Infatti

si ipotizza che il sistema sia sottoposto

a tre impulsi di flusso termico con una

periodizzazione di 10 anni (pedice a), di un

mese (pedice m) e di 6 ore (pedice d). Per

ciascuna di queste periodizzazioni va calcolato

il numero adimensionale di Fourier (Fo):

4 ατ

db2Fo =

(5.11)

dove α (m2/s) è la diffusività termica

del terreno, τ (s) è l’intervallo di tempo

selezionato nei tre casi e db (m) è il diametro

della perforazione.

Si calcolano quindi tre numeri di Fo per i tre

intervalli di tempo indicati:

4 ∙ α ∙ τf

db2Fof =

4 ∙ α ∙ (τf - τ1)

db2Fo1 =

(5.12)

4 ∙ α ∙ (τf - τ2)

db2Fo2 =

dove:

TIPO DI TERRENO DENSITà A SECCO ρ (kg/m3)

sabbia 1520

Sabbia a grana grossa 1440

limo 1280

argilla 1240

cemento 2400

taBELLa 5.8 vALORI CARATTERISTICI DENSITà A SECCO

Valori caratteristici della densità a secco di vari tipi di terreno e cemento. Gran parte dei terreni oscilla fra 1100 e 1600 kg/m3

155


< < <


FIG. 5.29a-B-CConduttività 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%

cond

uttiv

ità te

rmic

a (W

m-1

K-1)

3

2

0,10,0 0,2 0,3 0,50,4 0,6

0,5

1

1,5

2,5

contenuto volumetrico acqua (m3 m-3)

densità complessiva 1200 kg/m3

presenza di argilla O%

3O%

6O%

cond

uttiv

ità te

rmic

a (W

m-1

K-1)

3

2

0,10,0 0,2 0,3 0,50,4

0,5

1

1,5

2,5




3O%

6O%

cond

uttiv

ità te

rmic

a (W

m-1

K-1)

3

2

0,10,0 0,2 0,3 0,4

0,5

1

1,5

2,5




3O%

6O%

156


< < <


FIG. 5.30a-B-CDiffusività 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%

diffu

sivi

tà te

rmic

a (W

m-1

K-1)

1,4

1,2

0,8

0,10,0 0,2 0,3 0,50,4 0,6

0,2

0,0

0,4

0,6

1,0




3O%

6O%

diffu

sivi

tà te

rmic

a (W

m-1

K-1)

1,4

1,2

0,8

0,10,0 0,2 0,3 0,4 0,5

0,2

0,0

0,4

0,6

1,0




3O%

6O%

diffu

sivi

tà te

rmic

a (W

m-1

K-1)

1,4

1,2

0,8

0,10,0 0,2 0,3 0,4

0,2

0,0

0,4

0,6

1,0




3O%

6O%

157


< < <


Conduttività termica del terreno 2,0 W/mK

Diffusività termica media 0,6x10-6 m2/s

Temperatura indisturbata del terreno 14,0°C.

Si ricorra ad un campo sonde U verticali

profondità 50 m con tubo in HDPE da 30

mm, spessore 3,5. Diametro della sonda db

= 150 mm. Dato il tipo di riempimento la

resistenza termica della sonda si calcola in

0,15 (mK)/W che viene maggiorato a 0,20

dato che per limitare le perdite di carico si

realizzeranno bassi valori del numero di Re,

dell’ordine di 1500.

Valori medi stagionali del coefficiente di

prestazione

COPc = 4,2

COPh = 4,9

Valori di picco del coefficiente di prestazione

COPc = 3,5

COPh = 4,0

Fattori di carico parziale mensili nei mesi di

progetto:

180

31 x 24PLFc = = 0,242

255

31 x 24PLFh = = 0,343

Valori di ingresso nella pompa di calore e salti

di temperatura

Estate twi = 25°C Δt = 5°C (entra a 25 ed

esce a 30°C)

Inverno twi =7°C Δt = 4°C (entra a 7°C ed

esce a 3°C)

Penalizzazione di temperatura orientativa

1,5°C

Fattore di cortocircuito 1,05

Come ordine di grandezza si ha un

fabbisogno annuale di riscaldamento

di 52.000 (1300 x 40) kWh/anno e di

raffrescamento di 24.900 (830 x 30) kWh/

del terreno (dato necessario per valutare la

diffusività termica risulta utile la semplice

tabella 5-8.

Per la valutazione della conduttività termica

del terreno possono risultare utili i grafici di

fig. 5.29 a,b,c che forniscono la conduttività

termica per terreni con diversa presenza di

argilla in funzione del contenuto d’acqua a

seconda delle tre densità di 1200, 1500 e

1800 kg/m3.

Per quanto riguarda la diffusività termica in

maniera simile viene fornita dai grafici di fig.

5.30 a,b,c*.

Data la complessità della procedura, si

propone di seguito un esempio di calcolo.

ESEMPIO DI CALCOLO

Si valuti la lunghezza delle termosonde per la

climatizzazione annuale con pompa di calore

di un edificio con le seguenti caratteristiche:

• Potenza termica richiesta dall’edificio in

condizioni di progetto invernale 40 kW

•Potenza termica richiesta dall’edificio in

condizioni di progetto estive 30 kW

Fabbisogno totale di energia nelle due

stagioni:

• Ore equivalenti annuali a pieno carico di

raffreddamento 830 h/anno


riscaldamento 1300 h/anno


raffreddamento nel mese di progetto 180 h/

mese


riscaldamento nel mese di progetto 255 h/

mese

Per quanto riguarda il terreno le sue

caratteristiche sono le seguenti:

Nofziger, D.L., Soil temperature changes with time and depth: theory,http://soilphysics.okstate.edu/software/SoilTemperature/document.pdf

158


< < <


1206x0,1816-30000x(1+0,285)x(0,20+0,242x0,1818+0,082x1,05)

14-27,5+1,5

= 1524 m

La portata d’acqua nel circuito si calcola a

partire dalle potenze di picco, dai salti di

temperatura previsti e dal calore specifico del

fluido termovettore. Quest'ultimo per evitare

problemi di congelamento potrebbe essere

una miscela di acqua e glicole propilenico

al 20%. Il calore specifico a 0°C è di 3980

J/kgK. La potenza di picco da scambiare

d’estate è di:

qc (1 + ) = 30000 · (1 + ) = 38571 W1

COPc

1

3,5

La portata complessiva richiesta è data da:

38571

3980 x 5mc = = 1,94 kg/s·

Si è mantenuto il calore specifico a 0°C dato

che non cambia in modo significativo con la

temperatura.

Per quanto riguarda la portata invernale si ha:

qh (1 - ) = 40000 · (1 - ) = 30000 W1

COPh

1

4,0

La portata complessiva richiesta è data da:

30000

3980 x 4mh = = 1,88 kg/s·

Si possono quindi calcolare le perdite di

carico su di una portata di 1,9 kg/s valida

sostanzialmente sia d’inverno che d’estate.

Dato un diametro interno delle tubazioni di

26 mm e considerato di utilizzarne 30 da

50 m poste a due a due in serie e con un

parallelo di 15, si ha che ad ogni sonda spetta

la portata di:

· 1,9

15msingolasonda = = 0,1267 kg/s

La velocità è data allora da:

anno. Si calcola anzitutto il flusso termico

medio annuale:

qa = 8760

1

COPh

1

COPcqh (1- qc (1+)τh + )τc

40000 x 0,796 x 1300 - 30000 x 1,238 x 830

8760= = 1206 W

Calcolo di Fo:

4 ∙ α ∙ τf

db2Fof =

4 x 0,6 x10 -6 x 86400 x 3680, 25

0,152= = 33917

4 ∙ α ∙ (τf - τ1)

db2Fo1 =

4 x 0,6 x10 -6 x 86400 x (3680, 25 - 3650)

0,152= = 278,78

4 ∙ α ∙ (τf - τ2)

db2Fo2 =

4 x 0,6 x10 -6 x 86400 x (3680, 25 - 3680)

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

G2 = 0,1642

Si è ora in grado di calcolare le resistenze per

unità di lunghezza:

Gf - G1

λg

Rga = 0,8916 - 0,5277

2,0= = 0,1820 mK/W

0,5277 - 0,1642

2,0= = 0,1818

G1 - G2

λg

Rgm =

0,1642

2,0= = 0,082

G2

λg

Rgd =

Si determina la seguente lunghezza necessaria

per il funzionamento estivo:

qa ∙Rga+(qlc -Wc) ∙(Rb + PLFm ∙Rgm+Rgd ∙Fsc)

twi+two

2)c - tptg - (

Lc=

159


< < <


5.5 IL RECUPERO

Nel settore residenziale gli effluenti sui cui

operare il recupero sono sostanzialmente

due: le acque di scarico e l'aria espulsa.

Le acque di scarico, data l'entità media,

possono essere una sorgente termica per

una pompa di calore che riscaldi l'acqua

per usi sanitari. Il problema è lo sfasamento

eventuale, cui si può ovviare con un accumulo

sul lato caldo o sul lato freddo. Il sistema

sarebbe certamente più valido di quello

realizzato da alcune pompe di calore che per

lo stesso scopo sfruttano l'aria interna dei

locali, in particolare del bagno, inducendo un

raffreddamento che per più di metà dell'anno

deve essere bilanciato dall'impianto di

riscaldamento.

Per quanto riguarda il recupero sull'aria

espulsa, è necessario che ricambio ed

espulsione dell'aria siano canalizzati,

situazione non frequente nell'edilizia

residenziale europea, dove sono prevalenti

gli impianti di riscaldamento ad acqua e non

viene previsto se non di rado un sistema di

ventilazione controllata.

Nel terziario si trova più spesso una situazione

più favorevole.

Prima di utilizzare una pompa di calore che

recuperi energia sull'aria espulsa per riscaldare

l'aria di rinnovo, è corretto dare la precedenza

ad un recupero mediante scambiatore di

calore ogniqualvolta l'entalpia (o almeno la

temperatura) dell'aria espulsa sia maggiore di

quella di rinnovo, il che avviene quasi sempre.

Tale recupero ha luogo solo a spese delle

perdite di carico attraverso lo scambiatore

e si può pensarlo quindi con un COP molto

elevato. Solo dopo questo recupero può

v= = = 0,234 m/smsingolasonda

ρS

0,1267

1020 x x 0,0262

·

π

4

Si può subito calcolare, data la viscosità

dinamica di 0,0045 Pa s il numero di

Reynolds:

Re = = = 13794msingolasonda

π diμ

· 4 x 0,167

π x 0,026 x 0,0045

Il moto del fluido è laminare e le perdite di

carico sono ridotte. La prevalenza richiesta per

ogni tronco di termosonda della lunghezza

complessiva di 50 x 2 x 2 = 200 m si può

valutare dalla relazione

(∆pf )d =f ρ1

d

w2

2

Per il moto laminare il fattore di attrito si può

valutare con:

f =64

Re

Numericamente si ottiene:

64

1379f = = 0,464

Su una lunghezza di 200 m il dato relativo

alla perdite distribuite nelle sole termosonde

(senza conteggiare le curve a U, le derivazioni,

gli organi di intercettazione, le T, ecc. si

possono valutare ad appena:

(∆pf )d =f ρ1

d

w2

2

=0,464 x = 9969 Pax 1020 x200

0,026

0,234 2

2

Anche maggiorando per la parte mancante del

30%, si vede che avendo scelto una bassa

velocità le perdite di carico sono inferiori a 2

m c.a. e verosimilmente dello stesso ordine di

grandezza delle perdite di carico sulla pompa

di calore.

160


< < <


FIG. 5.31Schema a blocchi di una pompa di calore che utilizza l’aria espulsa come sorgente fredda

Il condensatore deve fornire la quota del

carico restante dopo il preriscaldamento

dell'aria di rinnovo, vale a dire:

Qcond = Qt + (1- η)Qv (5.15)

Per definizione il COP è dato da:

Qcond

PCOP =

(5.16)

ma per il primo principio in termini di

potenza:

Qcond = P + Qev (5.17)

ovvero:

P = Qt (5.18)

ed infine:

Qt + (1-η) Qv

Qt

(1-η) Qv

QtCOP = = 1+

(5.19)

Le relazioni appena identificate mettono un

limite o al COP o, più ragionevolmente, alla

quota di carico per dispersioni cui la pompa di

calore può soddisfare.

Infatti la relazione (5.19) si può leggere:

Qt

Qv=

1-η

COP - 1 (5.20)

intervenire l'evaporatore della pompa di

calore che generalmente effettua, a meno

dell'impiego di scambiatori di calore entalpici,

un recupero importante sulla quota latente

dell'aria espulsa.

Non è difficile, attraverso un bilancio

energetico, fissare dei limiti per una pompa

di calore che operi sull'aria espulsa, dati dalla

relazione che intercorre fra l'energia messa a

disposizione al condensatore della pompa di

calore e quella recuperata all'evaporatore.

Si ipotizzi un carico dell'edificio dovuto alle

dispersioni verso l'esterno pari a Qt ed un

carico di ventilazione pari a Qv (portata

d'aria di ricambio per il salto di entalpia fra

ambiente ed esterno). Sia interposto uno

scambiatore di recupero sull'aria espulsa di

efficienza pari a η (fig. 5.31).

All'evaporatore della pompa di calore resta

disponibile l'energia da recuperare (1 - η)Qv.

Un recupero superiore implicherebbe

scendere al di sotto dei livelli termici dell'aria

esterna.

CONDENSATORE

COMPRESSORE

ARIA ESPULSA

ARIA DI RINNOVO

ARIA AGLI AMBIENTI

ARIA ESPULSA

EVAP

ORAT

ORE

SCAMBIATORE

(1-η)Qv

Qt +(1-η)Qv ηQv

161


< < <


FIG. 5.32Schema a blocchi di un impianto a 4 tubi con pompa di calore acqua-acqua e contemporaneo fabbisogno di riscaldamento e raffrescamento

anche invernale per le zone di edificio non

dotate di pareti perimetrali, ovvero con

pareti soggette ad insolazione. In questi casi,

che vanno via via aumentando, una prima

soluzione intelligente è quella di sfruttare

la pompa di calore sia per il riscaldamento

che per il raffrescamento, utilizzando

contemporaneamente entrambi gli effetti

della macchina (fig. 5.32). Il problema è il

bilanciamento fra i vari carichi, il cui rapporto

può essere molto diverso da quello consentito

dalla macchina. Una prima soluzione è quella

di selezionare il carico più piccolo, spesso

quello di raffrescamento, soddisfacendo in

modo convenzionale il carico più elevato.

Ovvero i carichi vengono bilanciati con una

dissipazione aggiuntiva nel caso sia prevalente

il carico di raffrescamento (ad esempio

mediante una torre evaporativa) o con una

fornitura aggiuntiva di energia (possibilmente

tramite uso di fonte rinnovabile) nel

caso prevalga il fabbisogno dovuto al

riscaldamento.

È semplice attribuire dei valori numerici a

quest'ultima relazione. Nella pratica corrente

l'efficienza dello scambiatore di recupero

è dell'ordine del 50%. Con un COP pari

a 3, il rapporto che si può soddisfare del

carico per dispersioni è appena il 25%

del carico di ventilazione. È un valore

parecchio discosto per difetto dai valori che

si riscontrano normalmente, dove il carico

dovuto alle dispersioni è ben più forte di

quello di ventilazione. Va detto, tuttavia,

che la tendenza è quella di una progressiva

riduzione di tale rapporto per riduzione del

numeratore, dovuta al migliore isolamento

ed agli apporti interni, e per incremento del

denominatore per aumento delle portate

di ricambio, suggerito dagli standard più

moderni.

La presenza nel terziario di numerose

apparecchiature ad alimentazione elettrica

(computer, stampanti, fotocopiatrici, ecc.)

ha aumentato in modo rilevante gli apporti

interni fino a richiedere il raffrescamento

RISCALDAMENTO

REFFRESCAMENTO

POMPADI CALORE

CALORE DA SMALTIRE SECONDO RIChIESTA

CALORE DA FORNIRE SECONDO RIChIESTA** non entrambi allo stesso tempo

ENERGIA PERAZIONARE LA

MACChINA

162


< < <


di funzionamento della pompa di calore.

Qualora risulti prevalente un carico sull'altro,

l'anello liquido tenderà a riscaldarsi o a

raffreddarsi eccessivamente. È necessario

allora predisporre un sistema di smaltimento

del calore (una batteria sull'aria esterna) o di

fornitura del calore (una caldaia ausiliaria).

In questo modo si riesce a raggiungere

un'ottima indipendenza fra i vari locali,

particolarmente gradita quando gli utenti

siano diversi. Le prestazioni delle macchine

raggiungono valori molto elevati, tanto più

se nel raffrescamento ci si limita al carico

sensibile, assegnando all'aria primaria la quota

latente.

Una strada diversa, meno valida dal punto

di vista dell'efficienza energetica, per il

soddisfacimento contemporaneo di carichi di

riscaldamento e raffrescamento è il ricorso

al cosiddetto anello liquido. È una tecnica

particolarmente consigliabile quando ci si

confronti con carichi frequentemente variabili

di segno nelle varie zone dell'edificio. Ogni

zona dell'edificio, al limite ogni locale, è

equipaggiata con una pompa di calore

di tipo reversibile che, a seconda delle

circostanze, può riscaldare o raffrescare,

interfacciandosi, oltre che con l'ambiente

interno, con un circuito d'acqua che, cedendo

o ricevendo calore, viene mantenuto ad una

temperatura mediamente fra i 10 e i 20°C,

molto favorevole ad entrambe le modalità

163


< < <


elettrica L richiesta per il funzionamento della

macchina:

SPF = Qc

L

La quantità di energia rinnovabile che la

macchina mette a disposizione è data,

secondo la Direttiva, da:

Qren = Qc ( 1- )1

SPF

Entro il 1° gennaio 2013 la Commissione

dovrebbe stabilire orientamenti sul valore

che gli Stati membri possono conferire ai

valori Qren e SPF per le varie tecnologie e

6.1 LA POMPA DI CALORE è UNA FONTE

RINNOVABILE?

La pompa di calore è un dispositivo che

innalza il livello termico di energia altrimenti

non utilizzabile. Risulta suggestiva l’immagine

di fig. 6.1 secondo la quale la pompa di

calore muove il calore e lo porta ad un

livello termico utile. Questa energia termica

è tratta generalmente dall’ambiente esterno

o da effluenti considerati non più idonei ad

ulteriore recupero termico. Per fare questa

operazione, nel pieno rispetto del secondo

principio, deve ricorrere ad energia “nobile”:

energia meccanica od elettrica, o energia

termica a più alta temperatura. Quindi una

quota dell’energia termica resa disponibile

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 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

Qc resa disponibile nel corso della stagione

di riscaldamento e l’energia meccanica od

FIG. 6.1La funzione della pompa di calore (doc. Carrier)

la pompa di calore muove calore

CALORE ASSORBITO+

CALORE DI COMPRESSIONE

CaP. 6LA POMPA DI CALORE COME fONTE RINNOvAbILE

164


< < <


FIG. 6.2Schema a blocchi di appoggio logico di una

pompa di calore

POMPA DI CALOREIDEALE

LAVORO


T1

QC

Qren


T0

applicazioni delle pompe di calore, prendendo

in considerazione le differenze nelle

condizioni climatiche, particolarmente per

quanto concerne i climi molto freddi.

È immediato rendersi conto, applicando il

primo principio della termodinamica alla

macchina, che l’ammontare di energia

rinnovabile è data semplicemente dalla

differenza fra l’energia resa utile e il lavoro

necessario per il funzionamento della

macchina (fig. 6.2):

Qren = Qc - L

L’indicazione è piuttosto discutibile, dal

momento che non presta attenzione alla

diversa qualità dell’energia necessaria ad

azionare la macchina rispetto a quella resa

disponibile. Un calcolo più appropriato

dovrebbe rifarsi al concetto di energia

primaria, almeno ogniqualvolta che l’energia

elettrica venga prodotta mediante combustibili

che potrebbero essere utilizzati in loco. Se,

come nella recente contabilità nazionale, si

introduce un fattore di trasformazione di 1870

kcal/kWh, questo implica un rendimento di

trasformazione del 46% da combustibile

ad energia elettrica. Se si presume che il

combustibile impiegato sia prevalentemente

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

si può valutare approssimativamente in:

Qren Qc - 2L

e quindi si comincia ad avere energia

rinnovabile da una pompa di calore solo

a partire da un SPF minimo superiore a 2.

La conclusione vale ovviamente solo per le

pompe di calore elettriche. Per altre tipologie

di pompe di calore la valutazione è diversa.

Questo risultato poteva essere limitativo un

tempo, quando le pompe di calore non erano

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 tbsi: 7 tbui: 6 ti: 30 tu: 35 4,1

SALAMOIA/ARIA ti: 0 tbsi: 20 tbui: 15 4,3

SALAMOIA/ACQUA ti: 0 ti: 30 tu: 35 4,3

ACQUA/ARIA ti: 15 tu: 12 tbsi: 20 tbui: 15 4,7

ACQUA/ACQUA ti: 10 ti: 30 tu: 35 5,1

taBELLa 6.1 vALORI DI RIfERIMENTO PER USUfRUIRE DEgLI INCENTIvI

165


< < <


FIG. 6.3Andamento nel corso degli ultimi 25 anni di SPF e di EER di pompe di calore e di macchine frigorifere

particolarmente efficienti ed era normale

avere degli SPF dell’ordine di 2, quando non

inferiori. Attualmente i valori di riferimento per

usufruire degli incentivi al risparmio energetico

sono ricordati dalla tabella 6.1 dove, benché

i valori delle sorgenti fredde siano piuttosto

elevati, si può presumere che su base

stagionale non ci si allontani di molto dai

valori indicati, con macchine correttamente

dimensionate e con un adeguato sistema

di regolazione. Questo è tanto più vero se

si passa dalla tradizionale sorgente aria a

sorgenti fredde diverse e più favorevoli. Molto

significativo risulta l’andamento, rappresentato

in fig. 6.3, dei valori medi di prestazione

stagionale sia di pompe di calore che di

macchine frigorifere nel corso degli ultimi 25

anni.

6.2 LE SORGENTI DELLA POMPA DI CALORE

L’aria esterna, sorgente termica cui si fa

abitualmente ricorso per la pompa di calore,

è probabilmente la più sfavorevole dal punto

di vista termodinamico, dal momento che al

suo diminuire aumenta il fabbisogno, mentre

la pompa di calore presenta capacità e COP

decrescenti.

La movimentazione dell’aria può risultare

onerosa dal punto di vista energetico e

produrre problemi di rumorosità.

Quando la temperatura dell’aria esterna

scende al di sotto del punto di rugiada si ha

separazione di liquido. Qualora la temperatura

scenda sotto gli 0°C e la presenza di

condensa sia rilevante si ha formazione di

brina in quantità crescente sulla batteria di

scambio termico, come già precedentemente

fatto rilevare in dettaglio. Il ghiaccio formato

non solo risulta una sorta di isolamento

termico nei confronti della superficie di

scambio, ma tende progressivamente ad

ispessirsi fino ad ostacolare, se non a bloccare

il passaggio dell’aria. Risulta quindi essenziale

identificare la condizione per la quale si deve

mettere in atto il processo di sbrinamento con

problematiche sia operative che prestazionali.

Si può ricorrere a sorgenti termiche diverse

dall’aria. Vanno ricordate ad esempio le

POMPE DI CALORE

CONDIZIONATORI D’ARIA

166


< < <


seguenti possibilità:

• sistemi operanti su acque superficiali o

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;

• sistemi ad anello liquido.

I sistemi operanti su acque superficiali o

sotterranee sono un’eccellente opportunità

sia dal punto di vista della stabilità durante

l’anno dei livelli di temperatura che del loro

valore in assoluto oltre che per le ottime

caratteristiche di scambio termico dell’acqua.

Si tratta di una grossa occasione perduta

visto che tali sorgenti sono molto disponibili

ed abbondanti in varie parti d’Italia (per

tacere della possibilità di utilizzare l’acqua

di mare), mentre l’utilizzazione è assai rara.

Il problema più grosso è di tipo normativo-

amministrativo: 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

nel caso di utilizzazione di acque superficiali

non è sempre necessario l’impiego diretto

con prelievo dell’acqua, ma esistono tecniche

indirette che sfruttano la disposizione di

lunghi e poco costosi rotoli di tubazione

plastica che consentono lo scambio termico.

Data l’elevata e stabile temperatura di questa

sorgente fredda è possibile ottenere degli

SPF anche dell’ordine di 5-6. Questo significa

che, anche nell’ipotesi restrittiva posta prima,

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

FIG. 6.4Disposizione di scambiatore a terreno orizzontale del

tipo a spirale allungata (slinky)

167


< < <


FIG. 6.5Scambiatore di calore a terreno del tipo verticale a

tubo di calore

alle maggiori profondità e la possibilità

di impiegare il sistema come una sorta

di accumulo stagionale ha fatto crescere

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

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

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

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

non sempre irrilevanti della circolazione

dell’acqua nelle loop a terreno che i rischi di

perdite nei sistemi ad espansione diretta. Si

tratta dell’impiego di tubi di calore verticali

nei quali il fluido impiegato è l’anidride

carbonica (fig. 6.5). Il difetto principale di

questa soluzione è la sua non possibile

utilizzazione nella stagione estiva come

dissipatore. Un’ulteriore possibilità fin qui

poco esplorata è il collegamento a superfici di

captazione di energia solare od atmosferica.

Oltre a collettori solari termici, si può ricorrere

ai cosiddetti tetti energetici nei quali delle

tegole metalliche, opportunamente collegate

a tubazioni riescono a raccogliere energia

sia dal sole che dall’aria esterna che dalle

precipitazioni piovose (fig. 6.6). Quest’ultima

soluzione presenta il vantaggio di mettere a

disposizione grandi superfici di captazione

come un’intera falda di copertura.

Nel caso invece dei collettori solari termici

si può far ricorso in funzione dei livelli di

radiazione e di temperatura sia al loro impiego

diretto nel riscaldamento che come sorgente

fredda della pompa di calore. Ciò consente di

valorizzare anche livelli modesti di radiazione.

Infatti nel momento in cui la temperatura

del fluido operativo scende al di sotto della

temperatura ambiente, praticamente tutta la

radiazione incidente sui collettori (a meno

delle perdite per trasparenza) diventa utile

come sorgente della pompa di calore.

Nei confronti del tetto energetico lo

SEZIONEADIABATICA

PARETE DEL CONDOTTO

LIVELLODEL LIQUIDO

VAPORE

Q0

g

Q0

168


< < <


svantaggio deriva dalla scarsa attitudine a

raccogliere energia in assenza di radiazione

proprio per la presenza della copertura in

vetro.

Un’eccellente sorgente per la pompa di

calore sono gli effluenti liquidi o aeriformi,

siano questi le acque scaricate o l’aria di

ventilazione espulsa dall’edificio. Mentre

risultano molto limitate le applicazioni che

si riferiscono agli effluenti liquidi, perlopiù

realizzate a livello di applicazioni industriali,

diventa molto significativo il recupero nella

ventilazione meccanica controllata.

Per preriscaldare l’aria di rinnovo a spese

dell’aria espulsa si può ricorrere a semplici

scambiatori di calore, i quali però recuperano

solo una quota dell’entalpia disponibile,

in particolare se sono scambiatori di

tipo sensibile. La sorgente termica è ad

ottimo livello di temperatura e si adatta

perfettamente nella fasatura con il carico

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. 6.6Particolare di un tetto energetico

FIG. 6.7Vista schematica di un sistema di recupero sull’aria espulsa per riscaldare l’aria di rinnovo con scambiatore di calore e pompa di calore

ESPULSIONE MANDATA

BATTERIA CALDO/FREDDO

ESTERNA RIPRESACOMPRESSORE

POMPA DI CALORE/CONDIZIONATORE


ESTERNO INTERNO

TE, XE

T0, X0

TC, XC TX, XX

TA, XA

TM, XM

RECUPERATORECOND (inv)EVAP (est)COND (inv)EVAP (est)

EVAP(inv)COND (est)EVAP(inv)

COND (est)

169


< < <


refrigerazione, più frequenti di quanto si creda

in edifici del terziario con un buon isolamento

termico e/o con ampie aperture vetrate

dal lato soleggiato. Ci si può trovare nella

condizione nella quale la pompa di calore

produce sia un effetto utile di riscaldamento

che di raffreddamento (fig. 6.8). Il problema

è il bilanciamento fra i due carichi che ben

difficilmente si realizza e comunque resta

invariato in funzione del tempo. Si deve

prevedere sia un sistema dissipativo per il

calore in eccesso che una sorgente fredda

esterna per la pompa di calore.

In alternativa esiste la soluzione ad anello

liquido (fig. 6.9). Un anello liquido mette

a disposizione delle diverse macchine ad

inversione di ciclo sistemate nelle varie zone

dell’edificio dell’acqua “tiepida” che risulta

un’ottima sorgente per la pompa di calore,

ma anche un pozzo termico molto valido,

quando la stessa macchina operi in modalità

frigorifera. Questo sistema si raccomanda

per la maggiore flessibilità e per il possibile

affidamento ai singoli utenti dell’apparecchio

non è univoco il riferimento per la soluzione

pompa di calore. Potrebbe essere il caso del

recupero solo sensibile con efficienza del

50%, ma l’efficienza così scelta è del tutto

arbitraria e si ispira alle prescrizioni della

legge 10/91. In realtà il recupero sensibile

può spingersi anche oltre l’80%. Inoltre

l’inserimento di un recuperatore non ostacola

l’impiego anche della pompa di calore, il cui

COP viene solo leggermente ridotto dalla

presenza del recuperatore sensibile, dato che

la pompa di calore opera in modo prevalente

in quel caso sul contenuto entalpico latente.

L’analisi andrebbe condotta caso per caso

con risultati che variano da una località

all’altra anche in funzione dei tempi di utilizzo

dell’impianto. In linea di massima si può

arrivare facilmente ad uno SPF superiore a

4-5 con valori molto favorevoli anche nel

periodo estivo, soprattutto se si provvede ad

umidificare l’aria espulsa.

Molto interessante è la presenza

contemporanea nello stesso edificio di

fabbisogni sia di riscaldamento che di

FIG. 6.8Schema di un impianto a 4 tubi con pompa di calore ed esigenze contemporanee di riscaldamento e di raffreddamento

RAFFREDDAMENTO

RISCALDAMENTO

POMPADI CALORE

CALORE DA DISSIPARE SECONDO ESIGENZE

CALORE DI INTEGRAZIONE

SECONDO ESIGENZE

ENERGIA PERAZIONARE LA

MACChINA

SISTEMA A 4 TUBI CON POMPA DI CALORE ACQUA/ACQUA

170


< < <


per il caldo e per il freddo. Essi possono

gestirlo a piacere, pagando direttamente

l’onere in bolletta elettrica in funzione del

consumo. D’altra parte è evidente che nel

mescolamento nell’anello liquido di acqua

calda e fredda si ha una perdita di exergia

che si traduce in una peggiore prestazione

energetica potenziale. Anche in questo caso

nessuno garantisce che i fabbisogni di caldo

e di freddo siano bilanciati fra di loro nel

tempo e complessivamente per cui l’anello

di liquido si troverà talvolta nelle condizioni di

dover disperdere l’eccesso termico disponibile

(ovviamente nella stagione estiva), altre

volte si troverà in deficit termico: ecco che

sarà necessario interfacciarlo, possibilmente

con una fonte gratuita e rinnovabile come il

terreno o il solare termico.

In entrambi i casi, pompa di calore con uso

di entrambi gli effetti o anello liquido, non si

vede alcun impiego di energia rinnovabile,

anche se il sistema è evidentemente molto

efficiente rispetto a sistemi separati di

riscaldamento e raffreddamento. Forse la

sola via di uscita è tornare al concetto di

fonte assimilata alle rinnovabili, intendendo

con questo il risparmio di energia primaria

rispetto al sistema tradizionalmente impiegato.

La valutazione andrebbe condotta su base

annuale con programmi di simulazione

dinamica sia nei confronti della pompa di

calore “pura” che dell’anello liquido.

6.3 LA POMPA DI CALORE ED IL SOLARE

TERMICO

Il contributo del solare termico al

riscaldamento invernale è assai scarso a

causa della minore insolazione e delle più

basse temperature dell’aria esterna. Vi è il

rischio che per molti giorni i collettori solari

non diano alcun contributo energetico al

riscaldamento. Potrebbero egualmente

fungere da sorgente fredda alla pompa di

calore.

FIG. 6.9Schema di un impianto a pompa di calore ad anello liquido

171


< < <


FIG. 6.10Riscaldamento diretto da collettori solari con il

contributo della pompa di calore con sorgente

fredda terreno

PAVIMENTO RADIANTE

POMPA DI CALORE

condensatoreassorbitore

COLLETTORISOLARI

evaporatore

SCAMBIATORIA TERRENO

aria esterna (una batteria) o il terreno. In

altri termini in questi sistemi dual-source, la

parte solare termico è finalizzata a sfruttare

l’impianto solare anche in condizioni di

insufficiente insolazione per un impiego

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

di 300 Wm-2 ad una temperatura operativa di

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

come sorgente fredda di una pompa di calore,

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

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

Appare quindi vantaggioso collegare

l’impianto solare termico alla pompa

di calore con la possibilità di sfruttare

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

collettore, dalla temperatura minima utile

per l’impianto e dalla temperatura dell’aria

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

buon captatore di energia atmosferica,

risultando isolato rispetto all’aria esterna.

Risulta quindi essenziale una seconda

sorgente per la pompa di calore, che poi

dovrebbe essere la principale, sia questa

FIG. 6.11 I collettori solari alimentano l’evaporatore della

pompa di calore

PAVIMENTO RADIANTE

POMPA DI CALORE

condensatoreassorbitoreCOLLETTORI

SOLARI

evaporatore


172


< < <


diretto, con minime riduzioni nelle normali

prestazioni dell’impianto solare termico.

In una recente realizzazione in un polo

scolastico in una località di montagna

(Agordo) si è realizzato un impianto del

tipo dual-source, in cui alla sorgente fredda

terreno si sono affiancati 50 m2 di collettori

solari termici. La dimensione della sezione

solare non è stata dettata da considerazioni

di ottimizzazione, quanto dai vincoli di

budget.

I collettori solari possono con livelli

sufficienti di radiazione alimentare

direttamente l’impianto di riscaldamento a

pavimento radiante (fig. 6.10), coadiuvati

dalla pompa di calore a terreno, ovvero

alimentare l’evaporatore della pompa di

calore (fig. 6.11).

Durante l’estate i collettori solari forniscono

energia termica per “ricaricare” il terreno

(fig. 6.12).

FIG. 6.12Fase estiva: i collettori solari ricaricano il terreno

PAVIMENTO RADIANTE

POMPA DI CALORE

condensatoreassorbitore

COLLETTORISOLARI

evaporatore


FIG. 6.13Moduli fotovoltaici alimentano una pompa di calore elettrica

GENER

ATORE F

OTOVOLTA

ICO

POMPA DI CALORE

L


T1


T0

173


< < <


La simulazione su base annua mostra

che, nonostante la ridotta superficie di

captazione ed il clima piuttosto rigido

(attorno ai 4000 GG/anno), il contributo

solare diretto è dell’ordine del 15% del

totale carico di riscaldamento (circa 50.000

kWh - l’edificio è molto ben isolato), mentre

la pompa di calore lavora per il 75% del

tempo con il terreno e per il rimanente

25% in collegamento con la sezione solare.

6.4 LA POMPA DI CALORE COMPLETAMENTE

RINNOVABILE

Un sistema a pompa di calore può essere

una fonte completamente rinnovabile?

Sì, basta che la macchina sia alimentata

anche per la parte “nobile” dell’energia da

fonte rinnovabile. Escludendo il minidro e

il minieolico, più improbabili in un impiego

dedicato alla pompa di calore, il candidato

ideale appare il fotovoltaico. Esso va

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

larga massima per rendersi conto delle

potenzialità e dei limiti di questi sistemi

decentrati a sola energia rinnovabile.

Per un sistema fotovoltaico si immagini di

disporre di 3 kWp dedicati solo alla pompa

di calore. Si tratta per il clima di Milano

indicativamente di una superficie di 24 m2

con un costo iniziale fra i 12.000 e i 15.000

€ che potrebbe mettere a disposizione

circa 3.500 kWhe/anno, sufficienti tramite

la pompa di calore a riscaldare una villetta,

purché in classe B o C in funzione delle sue

dimensioni.

È evidente che queste sono solo delle

esercitazioni numeriche. Sarebbero

necessari dei dispositivi dedicati e delle

valutazioni economiche più precise.

Mostrano che dal punto di vista tecnico la

pompa di calore potrebbe operare come

sistema su base annua completamente di

fonte rinnovabile.

174


< < <


175


< < <


energetico di 20 TWh/anno. La tabella 7.1

dà conto dei paesi in cui questi impianti

sono più diffusi con dati relativi al numero

di installazioni e a potenza installata e ad

energia annua coinvolta. Essendo un mercato

in forte crescita, valutata al 10% annuo, le

stime al 2009 indicano le pompe di calore

geotermiche a livello europeo al 44% del

mercato, contro il 37% delle pompe di calore

aria-acqua, 11% per le pompe di calore che

operano sull’aria espulsa e 4% per la sola

produzione di acqua calda sanitaria.

Attualmente il mercato delle pompe di calore

arriva al 4% del complessivo mercato del

riscaldamento abitativo.

Il primo elemento trainante del riscaldamento

termodinamico, come viene talvolta definito

il riscaldamento mediante pompa di calore,

è stata la macchina reversibile. Si tratta del

climatizzatore estivo con valvola di inversione

che permette di passare dal funzionamento

7.1 PANORAMICA DEL MERCATO ATTUALE

DELLE POMPE DI CALORE

Negli ultimi dieci anni la pompa di calore ha

conosciuto una diffusione senza precedenti.

Proseguendo una linea di sviluppo già

consolidata negli USA e in Giappone, ha

conquistato nuovi ed inaspettati mercati, in

particolare quello cinese.

Recenti valutazioni indicano l’esistenza di un

numero compreso fra 130 e 140 milioni di

apparecchi nel mondo con una produzione

termica stimata per il 2001 in 1300 TWh/

anno. L’energia prodotta è utilizzata per il 57%

nel riscaldamento residenziale, per il 27% in

applicazioni commerciali e per il rimanente

16% in applicazioni industriali.

Un sottoinsieme in netta crescita di

queste pompe di calore sono le pompe di

calore geotermiche. Il numero di impianti

valutati al 2004 era di 1.100.000 con una

capacità installata di 12 GWt ed un impiego

CaP. 7CONSIDERAZIONI SUL MERCATO DELLE POMPE DI CALORE NEL RISCALDAMENTO RESIDENZIALE E NEL TERZIARIO

PAESE MWt gWh/ANNO INSTALLAzIONI

Austria 275 370 23000

Canada 435 600 36000

Germania 640 930 46400

Svezia 2300 9200 230000

Svizzera 525 780 30000

USA 6300 6300 600000

taBELLa 7.1 INSTALLAZIONI POMPE DI CALORE

Installazioni di pompe di calore a terreno, potenza installata ed energia prodotta annua in diversi paesi del mondo al 2004

176


< < <


FIG. 7.1COP stagionale (SPF- Seasonal Performance Factor) per pompe di calore ad aria in funzione dell’anno a seconda se nuove,

revisionate o tutte

Altri settori significativi di sviluppo della

pompa di calore sono quelli legati al recupero

nella ventilazione meccanica degli edifici ed

alla produzione di acqua calda sanitaria. Né

si deve dimenticare la presenza sempre più

importante nel mercato di pompe di calore

del tipo non elettrico, alimentate direttamente

dal combustibile, sia tramite un motore a

combustione interna (ma recentemente

anche a combustione esterna) che ad

assorbimento.

La crescita di mercato risulta di particolare

interesse in Europa, dove in alcuni paesi,

come la Germania, l’Austria, la Svizzera o la

Svezia si ha da qualche anno un incremento

annuale a due cifre. Valga un esempio per

tutti: nel 2004 la Germania ha avuto un

tasso di incremento del 30% nelle vendite

di pompe di calore. Altrettanto è cresciuto

nel 2007 il mercato delle pompe di calore in

Francia.

La capacità di queste macchine è la più

con l’evaporatore interno a quello invernale

con il condensatore interno.

Questo fu il primo veicolo di promozione

delle pompe di calore negli anni ’70 negli

USA (vennero superate le 100.000 unità

installate nel 1972).

Fu poi successivamente l’elemento trainante

della pompa di calore in Giappone, quando

agli inizi degli anni ’90 si vendevano anche

un milione di apparecchi all’anno. Il leggero

sovracosto per avere la pompa di calore,

anziché il semplice condizionatore, era

generalmente accettato dall’acquirente,

quando ancora in Italia la pompa di calore

era una specie di oggetto misterioso e

considerato probabilmente di scarsa utilità.

Oggigiorno si ha ancora una netta prevalenza

di installazioni residenziali in climi temperati

e abbastanza miti da richiedere da un

lato il raffrescamento estivo e dall’altro da

permettere un impiego favorevole dell’aria

come sorgente fredda della macchina.

3,5

nSPF

2 [-

]

anno1994/95 1996 19981997 1999 2000 20022001

3

2,5

2

1,5

1

0,5

0

REvISIONATENUOvE TUTTI

177


< < <


impianti sono pompe di calore aria-acqua,

mentre il rimanente sono pompe di calore

acqua-acqua o soluzione antigelo-acqua del

tipo a terreno. Il COP medio stagionale è

risultato pari a 3,4 per le pompe di calore

acqua-acqua e a 2,6 per quelle aria-acqua.

Per le prime questo dato medio è derivato

da una larga dispersione di valori attribuita al

diverso dimensionamento delle termosonde

a terreno. L’osservazione degli impianti

realizzati nel corso del periodo di analisi ha

dimostrato un progressivo perfezionamento

degli apparecchi e degli impianti con un

miglioramento fra il 1995 e il 2003 di circa il

20% nelle prestazioni sia per gli impianti con

sorgente aria (fig. 7.1) che per gli impianti a

terreno o ad acqua di falda (fig.7.2).

Come si sa nelle analisi di mercato risulta di

grande importanza oggi la soddisfazione del

cliente, la customer satisfaction

(fig. 7.3): lo studio ha rivelato un 78% di

utenti molto soddisfatti, 17% di abbastanza

diversa: si va dai pochi kW di una pompa di

calore per il riscaldamento dell’acqua sanitaria

agli oltre 10 MW di pompe di calore installate

in Svezia per impianti di teleriscaldamento.

Interessante osservare che mentre gran parte

delle installazioni nel Sud Europa si rivolgono

al nuovo, nel Nord Europa molte pompe di

calore sono impiegate nel retrofitting degli

edifici esistente con un mercato potenziale

enorme.

7.2 LA CUSTOMER SATISFACTION

Si vuole concludere con un’interessante

rassegna relativa a dati raccolti su 237

impianti di taglia inferiore ai 20 kW

(tipicamente riscaldamento di villette

unifamiliari) nell’ambito di un progetto

finanziato dall’Ufficio Federale Svizzero

per l’Energia*. Per questi impianti si sono

registrati i guasti, le lamentale degli utenti e

le prestazioni stagionali nel corso degli anni

che vanno dal 1995 al 2002. Il 45% degli

* Hubacher, P., Field Analysis of Heat Pump Installations - the FAWA Project, IEA Heat Pump Centre Newsletter, 15-18, vol. 22, 2, 2004

FIG. 7.2COP 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

4,5

nSPF

2 [-

]

anno1994/95 1996 19981997 1999 2000 20022001

4

2,5

2

1,5

1

0,5

0

REvISIONATENUOvE TUTTI

3,5

3

178


< < <


FIG. 7.3Customer satisfaction fra utenti di pompe di calore - osservazione 1997

relazione qui presentata molti impianti sono

risultati ampiamente sovradimensionati con

intervento praticamente nullo dei sistemi di

riscaldamento ausiliari.

7.3 CONCLUSIONI

Il riscaldamento termodinamico sta

espandendosi rapidamente a tutti i mercati

del Nord Europa e del Nord America con tassi

di crescita a due cifre per tutte le tecnologie.

Le tecnologie hanno avuto tutte nel

corso degli ultimi vent’anni un’importante

evoluzione che consente oggi di disporre di

macchine di grande affidabilità con prestazioni

di gran lunga superiori a tutti i sistemi

tradizionali di riscaldamento.

Desta sorpresa (ma fino a un certo punto)

il ritardo italiano, dove, rispetto ai paesi del

Nord Europa, il clima può sfruttare le pompe

di calore anche nella climatizzazione estiva.

Sembra un ritardo legato alla scarsa

conoscenza delle grandi potenzialità di queste

soddisfatti e infine un 5% di poco o per

nulla soddisfatti (percentuale che sembra

fisiologica, essendo anche la minima

ottenibile dall’analisi del benessere). Il tempo

di funzionamento analizzato nell’indagine è

stato complessivamente di 1.300.000 ore

nelle quali il tempo di guasto è risultato pari a

8500 ore con una disponibilità dell’impianto

del 99,5%. La durata media del fuori servizio

(dalla segnalazione alla riparazione) è risultata

di appena 6 ore (!) con valori minimi di 2 ore

e massimi di 3 giorni.

Il rilievo delle prestazioni nel corso degli anni

degli impianti non ha mostrato nel corso di 8

anni significative variazioni (fig. 7.4) indicando

un’ottima stabilità prestazionale.

Infine un dato interessante riguarda le

pompe di calore a terreno per le quali la

temperatura media del fluido circolante è

risultata di 5°C, valore più alto di quanto

atteso, ma derivante da una grande

dispersione di dati. In effetti secondo la

INSODDISFATTI2%

MOLTO SODDISFATTI78%

QUALChE RISERVA3%

ABBASTANZASODDISFATTI

17%

179


< < <


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.

FIG. 7.4Variazione relativa del COP stagionale a partire dal primo anno di operazioni della pompa di calore

1,20

SPF

year

n /

year

1 [-

]

anno2 3 54 6 7 98

1,05

1,00

0,95

0,90

0,85

0,80

1,15

1,10

180


< < <


NotE

181


< < <


NotE

182


< < <


NotE

Per qualsiasi informazione riguardantei prodotti e l’Assistenza Tecnica contattare:

CONSULENZA: [email protected]: [email protected]

800-59-60-40

i migliori gradi centigradi

cod.

89W

I011

7/00

- 0

6/10

Ferroli spa

37047 San Bonifacio (Verona) Italy ¬ Via Ritonda 78/Atel. +39.045.6139411 ¬ fax +39.045.6103595 / +39.045.6103381www.ferroli.it

Documents

POMPE di CALORE - ferroli.com · 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