Manuale del termotecnico [3 ed.] 9788820341329

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MANUALE DEL TERMOTECNICO

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NICOLA ROSSI

MANUALE del

TERMOTECNICO Fondamenti – Riscaldamento Condizionamento – Refrigerazione Risorse energetiche

TERZA EDIZIONE

861 figure, 375 tabelle

EDITORE ULRICO HOEPLI MILANO

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Copyright © Ulrico Hoepli Editore S.p.A. 2009 via Hoepli 5, 20121 Milano (Italy) tel. +39 02 864871 - fax +39 02 8052886 e-mail [email protected]

www.hoepli.it Tutti i diritti sono riservati a norma di legge e a norma delle convenzioni internazionali ISBN 978-88-203-4132-9 Ristampa: 4 3 2 1 0

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L’Autore ha redatto i testi e preparato le tabelle e le figure a corredo con grande cura, ma non assume alcuna responsabilità per un uso improprio e per le conseguenze che potrebbero derivarne. L’Autore e l’Editore saranno grati a chi vorrà segnalare imperfezioni ed errori per la successiva ristampa.

Fotocomposizione: Tecnograf S.r.l., Trezzo sull’Adda (Milano) Stampato da L.E.G.O. S.p.A., stabilimento di Lavis (Trento) Printed in Italy

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A Maria Natalia, per il costante incoraggiamento e l’inesauribile pazienza con i quali mi è stata vicina durante la realizzazione di quest’opera

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Indice INDICE DELLE TABELLE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . INDICE DELLE FIGURE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . PREFAZIONE (E. Sacchi) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . INTRODUZIONE ALLA PRIMA EDIZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . INTRODUZIONE ALLA SECONDA EDIZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . INTRODUZIONE ALLA TERZA EDIZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . ENTI CITATI NEL TESTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . PREMESSA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

XXIX XLI LXV LXVII LXIX LXXI LXXVII LXXIX

PARTE PRIMA: FONDAMENTI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1

1

GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA . . . . . . . . . . . . . . .

3

1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 1.10 1.11 1.12

Il Sistema Internazionale SI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Grandezze derivate e loro unità di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme di scrittura del Sistema Internazionale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Simboli adottati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabelle di conversione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Massa volumica, densità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calore specifico o capacità termica massica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Viscosità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dilatazioni e contrazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cambiamenti di stato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ebollizione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori di conversione fra le unità di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 5 8 9 12 16 19 21 22 27 28 29

2

ELEMENTI DI TERMODINAMICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

33

2.1 2.1.1 2.1.2 2.1.3 2.1.4 2.1.5 2.1.6 2.1.7 2.1.8 2.1.9 2.1.10 2.1.11

Principi della termodinamica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Premessa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Approccio macroscopico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Equilibrio termodinamico, equazione di stato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Energia, entropia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazioni, calore, lavoro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il primo principio della termodinamica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazioni termodinamiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il secondo principio della termodinamica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Entropia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

33 33 33 34 35 36 37 38 42 43 45 47

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VIII

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INDICE

2.1.12 2.2 2.2.1 2.2.2 2.2.3 2.2.4 2.3 2.3.1 2.3.2

Exergia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà dei gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione costante: trasformazione isobara . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Volume costante: trasformazione isocora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura costante: trasformazione isoterma . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazione adiabatica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vapori saturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagrammi termodinamici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vapor d’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

47 50 51 52 52 52 53 55 57

3

MACCHINE TERMODINAMICHE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

62

3.1 3.2 3.3

Macchine a vapore (a pistoni, a turbina) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Macchine a combustione interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Turbine a gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

62 64 65

4

TRASMISSIONE DEL CALORE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

67

4.1 4.2 4.2.1 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.7.1 4.7.2 4.7.3 4.7.4 4.7.5 4.7.6 4.8 4.8.1 4.8.2 4.9 4.9.1 4.9.2 4.9.3 4.9.4 4.9.5 4.10 4.10.1 4.10.2 4.10.3 4.10.4

Premessa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Profili di temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Convezione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Irraggiamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasmissione globale del calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Isolamento termico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica di strati omogenei . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica superficiale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica di intercapedini d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica di ambienti non riscaldati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica totale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasmittanza termica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ponti termici in edilizia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scopo e campo di applicazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Riferimenti normativi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prestazione termica degli edifici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di perdita di calore per trasmissione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasmissione diretta verso l’esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso spazi non riscaldati . Coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso il terreno . . . . . . . . Ricambi d’aria degli spazi non riscaldati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatori di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatori a tubi coassiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatori di calore a U . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatori a piastre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi alettati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

67 67 86 91 94 96 99 103 103 103 104 105 106 107 107 108 109 109 110 110 111 112 112 113 113 115 117 121

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INDICE

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5

DIFFUSIONE DEL VAPOR D’ACQUA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

124

5.1 5.2 5.2.1 5.2.2 5.2.3 5.3 5.3.1

124 130 130 130 131 139

5.3.2

Formazione di condensa nelle murature . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prestazione igrometrica dei componenti e degli elementi per edilizia . . . . . . Introduzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scopo e campo di applicazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati da assumersi nei calcoli . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcoli . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo della temperatura superficiale, per evitare valori critici dell’umidità in corrispondenza delle superfici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo della condensazione interstiziale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

PSICROMETRIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

142

6.1 6.1.1 6.1.2 6.1.3 6.1.4 6.1.5 6.1.6 6.1.7 6.1.8 6.1.9 6.1.10

Psicrometria. Il diagramma dell’aria umida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La psicrometria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Composizione dell’aria secca e dell’aria umida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche del vapor d’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La legge di Dalton . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagrammi psicrometrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazioni dell’aria umida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di condizionamento. Funzionamento alle condizioni di progetto . . . . . Dalla teoria alla pratica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di condizionamento. Funzionamento in condizioni diverse da quelle di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

142 142 143 144 145 149 151 160 179 183

7

ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

191

7.1 7.2 7.3 7.4 7.5 7.5.1 7.5.2 7.5.3 7.5.4 7.6 7.7 7.8 7.8.1 7.8.2 7.8.3 7.8.4 7.9 7.10 7.10.1 7.10.2

Definizioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Percezione dei suoni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve di ponderazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure di potenza sonora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di valutazione del rumore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livello di pressione sonora ponderato A . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Noise Criterion (NC) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Room Criterion (RC) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati pratici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rumore esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . D.Lgs. n. 195 del 10.4.2006 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . L’attenuazione del rumore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attenuazione del rumore nei circuiti aeraulici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il rumore delle centrali termiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il rumore delle centrali frigorifere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il rumore delle torri di raffreddamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Supporti elastici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Isolamento acustico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pareti semplici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pareti doppie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

191 197 199 201 203 203 205 205 208 208 212 213 214 222 226 227 228 232 233 233

139 141

185

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INDICE

8

METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

237

8.1 8.1.1 8.1.2 8.1.3 8.2 8.2.1 8.2.2 8.2.3 8.2.4 8.2.5 8.2.6 8.2.7 8.3 8.3.1 8.3.2 8.3.3 8.3.4 8.3.5 8.3.6 8.4 8.4.1 8.4.2 8.4.3 8.4.4 8.4.5 8.4.6 8.5 8.5.1 8.5.2 8.5.3 8.5.4 8.6 8.6.1 8.6.2 8.6.3 8.6.4 8.6.5 8.6.6 8.6.7 8.6.8 8.6.9 8.7 8.7.1 8.7.2 8.7.3 8.7.4 8.7.5

Introduzione alla metrologia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione degli errori di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema base di un generico processo di misurazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione delle incertezze di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure di temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scale di temperatura internazionali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione dei termometri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometria termoelettrica: termocoppie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometria a resistenza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometria a radiazione: termometro monocromatico fotoelettrico . . . . . . . . . Applicazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cenni sulla termografia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure di umidità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometri diretti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometri indiretti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometri a specchio condensante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sensori psicrometrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometri a sali saturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometri elettrolitici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure di pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Concetto di pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasduttori di pressione di tipo monometrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Micromanometri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasduttori di pressione per fluidi in quiete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasduttori di pressione meccanici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasduttori di pressione elettrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure di velocità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Anemometro a ventolina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Anemometro a filo caldo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubo di Pitot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti idraulici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure di portata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore di flusso a pressione differenziale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore ad area variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore volumetrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore a turbina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratori fluidodinamici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratori a tracciamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore elettromagnetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratori ultrasonici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratori di portata massica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Altri strumenti di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratori del numero dei giri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Strumenti per misure elettriche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fonometri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Strumenti di registrazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contatori di energia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

237 238 241 243 247 247 249 256 264 271 276 278 280 282 289 290 292 294 295 296 296 298 301 303 305 306 314 314 316 321 330 335 335 336 339 341 346 350 350 353 355 356 356 358 359 360 362

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9

COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

364

9.1 9.2 9.3 9.4 9.4.1 9.4.2 9.4.3 9.5 9.5.1 9.5.2 9.5.3 9.5.4 9.5.5 9.6

Poteri calorifici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Combustibili solidi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Combustibili liquidi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Combustibili gassosi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gas naturale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gas di petrolio liquefatti (GPL) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Altri tipi di combustibili gassosi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prodotti della combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura teorica di combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Analisi dei fumi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rendimento di combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Obblighi di legge circa il rendimento di combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limiti di impiego dei combustibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

368 370 372 380 380 381 381 383 387 387 389 397 400 404

PARTE SECONDA: COMFORT E MICROCLIMA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

407

10

BENESSERE TERMOIGROMETRICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

409

10.1 10.2 10.3 10.3.1 10.3.2 10.3.3 10.4 10.4.1 10.4.2 10.4.3 10,4.4 10.4.5 10.5 10.6 10.7 10.8

L’attività metabolica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La resistenza termica dell’abbigliamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizioni per il benessere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura effettiva: ET . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Nuova temperatura effettiva: ET* . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura operante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di valutazione del benessere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Voto medio previsto: PMV (Predicted Mean Vote) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Percentuale prevista di insoddisfatti: PDD . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Notevoli gradienti verticali di temperatura dal pavimento al soffitto . . . . . . . . . . Pavimento troppo caldo o troppo freddo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Elevata disuniformità della temperatura delle pareti dell’ambiente . . . . . . . . . . . Categorie dell’ambiente termico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità dell’aria e comfort . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati di riferimento per la progettazione di impianti di climatizzazione . . . . Influenza della velocità dell’aria sul comfort . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

409 414 417 418 419 421 422 423 426 427 427 428 429 432 434 434

11

QUALITÀ DELL’ARIA AMBIENTE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

436

11.1 11.1.2 11.1.3 11.1.4 11.1.5 11.2

La qualità dell’aria indoor (IAQ) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Relazione inquinamento indoor-outdoor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizione del problema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sorgenti di inquinamento indoor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetti sulla salute e sul comfort ambientale della IAQ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norma ASHRAE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

436 436 437 438 444 446

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11.2.1 11.2.2 11.2.3 11.2.4 11.3 11.4 11.4.1 11.4.2 11.4.3 11.4.4 11.4.5 11.4.6 11.5 11.6 11.6.1 11.6.2 11.6.3 11.7 11.8

Qualità dell’aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilation Rate Procedure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portata di aria esterna per impianti di ospedali, case di cura ecc. . . . . . . . . . . . . . Indoor Air Quality Procedure . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme europee inerenti alla ventilazione degli edifici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Normativa italiana . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate di aria esterna e di estrazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locali di pubblico spettacolo e di riunione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Correzione in funzione dell’altezza sul livello medio del mare . . . . . . . . . . . . . . Filtrazione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Movimento dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Revisione della norma UNI 10339-95 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prescrizioni relative ai requisiti igienici degli impianti di climatizzazione . . Impianti di ventilazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di immissione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di estrazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di immissione ed estrazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Legionellosi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Manutenzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

447 449 453 453 454 471 471 476 478 478 481 482 490 492 492 492 493 493 495

12

DATI CLIMATICI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

517

12.1 12.1.1 12.1.2 12.1.3 12.1.4 12.2 12.2.1 12.3 12.3.1 12.4

Temperatura dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori medi mensili della temperatura media giornaliera dell’aria esterna . . . . . Temperature invernali di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I gradi-giorno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizioni esterne estive di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidità dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori medi mensili della pressione parziale del vapore d’acqua nell’aria esterna. Radiazione solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Irradiazione solare giornaliera media mensile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

521 521 524 525 526 529 530 530 536 536

PARTE TERZA: MOTO DEI FLUIDI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

545

13

RETI AERAULICHE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

547

13.1 13.1.1 13.1.2 13.1.3 13.1.4 13.1.5 13.1.6 13.1.7

Moto dell’aria nei condotti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Moto laminare e moto turbolento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico nei condotti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico per attrito . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico localizzate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Interazione fra i diversi elementi di un circuito . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Considerazioni sulla massa volumica dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un sistema aeraulico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

547 550 552 553 561 564 566 566

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XIII

13.2 13.2.1 13.2.2 13.2.3 13.2.4 13.2.5 13.2.6 13.2.7 13.2.8 13.2.9 13.2.10 13.2.11 13.2.12 13.3 13.3.1 13.3.2 13.3.3 13.3.4 13.3.5 13.3.6 13.4 13.4.1 13.4.2 13.4.3 13.4.4 13.4.5

Ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressioni dei ventilatori e diagrammi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche dei ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Leggi dei ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I ventilatori centrifughi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilatori assiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Altri tipi di ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti a portata variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodologie per la regolazione di velocità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fan system effect . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Influenza di condotti a valle del ventilatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Influenza di condotti sull’aspirazione del ventilatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Funzionamento dei ventilatori in parallelo e in serie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Progettazione e calcolo delle canalizzazioni negli impianti di condizionamento Calcolo dei canali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Procedura per la progettazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione delle reti aerauliche in funzione della velocità dell’aria . . . . . . . Classificazione in funzione della pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione in funzione della tenuta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione in base alla geometria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Organi per la regolazione della portata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le serrande . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le lamiere forate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le serrande autoazionate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I regolatori volumetrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le cassette terminali VAV . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

570 570 570 575 577 580 584 585 596 599 600 602 602 603 604 606 607 608 608 608 608 609 614 616 616 617

14

DIFFUSIONE DELL’ARIA IN AMBIENTE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

619

14.1 14.1.1 14.1.2 14.1.3 14.1.4 14.2 14.3 14.4

Metodi di distribuzione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi a miscelazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilazione a dislocamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi a ventilazione unidirezionale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi a ventilazione localizzata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di comfort . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di progettazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchi per la diffusione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

619 619 628 634 635 635 638 641

15

CONDOTTE PER LA DISTRIBUZIONE DELL’ARIA . . . . . . . . . . . . . . . .

657

15.1 15.2 15.3 15.3.1 15.3.2 15.4 15.4.1 15.4.2

Materiali, classificazioni, spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condotte metalliche e raccordi a sezione circolare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dimensionali dei canali circolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raccordi e pezzi speciali per canali circolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dimensionali dei condotti rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . Modalità costruttive . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raccordi e pezzi speciali per canali rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

657 661 662 662 663 667 669 671

02-INDICE GENERALE-08

XIV

15.5 15.6 15.7 15.8 15.9 15.10 15.11 15.11.1 15.11.2 15.11.3 15.12 15.13 15.13.1 15.13.2 15.13.3

16-01-2009

11:17

Pagina XIV

INDICE

15.14

Staffaggio dei canali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Canali rettangolari a bassa velocità, in lamiera nera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Canali in polipropilene e PVC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condotti flessibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accessori per il sistema di condotte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza e tenuta delle condotte in lamiera metallica . . . . . . . . . . . . . . . . . Isolamento termico delle condotte d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme di riferimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Materiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperature superficiali minime per evitare condensazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . Canali in vista non coibentati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pulizia dei sistemi di distribuzione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aperture per la pulizia di condotte circolari rigide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aperture per condotte rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livelli di pulizia richiesti per la consegna, l’installazione e la protezione di una rete di condotte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condotte tessili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

678 681 681 682 684 689 694 695 697 698 701 702 703 704 706 708

16

RETI DI DISTRIBUZIONE DEI FLUIDI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

710

16.1 16.1.1 16.1.2 16.1.3 16.2 16.3 16.4 16.4.1 16.4.2 16.4.3 16.5 16.5.1

Reti di distribuzione dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico nelle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico localizzate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un circuito idraulico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Reti di distribuzione di gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Reti di distribuzione di gasolio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Campo d’impiego . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Funzionamento delle pompe centrifughe . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole di regolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

710 710 713 724 724 729 730 730 730 731 744 746

17

TUBAZIONI PER IMPIANTI TERMICI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

754

17.1 17.1.1 17.2 17.3 17.4 17.5 17.6 17.6.1 17.6.2 17.6.3 17.7 17.8 17.9

Tubazioni in acciaio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Spessori delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubazioni in rame . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi in materiale plastico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Posa delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Supporti delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dilatazioni delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compensazione delle dilatazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compensatori di dilatazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rulli e guide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Isolamento termico delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Colori distintivi delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubazioni preisolate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

754 759 760 764 764 767 769 771 775 779 781 791 795

02-INDICE GENERALE-08

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Pagina XV

INDICE

XV

17.9.1 17.9.2 17.9.3 17.9.4 17.9.5 17.9.6 17.9.7 17.10

Tubazioni in acciaio nero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Isolamenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvolame . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Posa in opera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dilatazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di protezione e telerilevamento disservizi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Protezione dal gelo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

795 795 796 798 798 799 800 801

18

VALVOLAME PER IMPIANTI TERMICI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

802

18.1 18.1.1 18.1.2 18.1.3 18.1.4 18.1.5 18.1.6 18.1.7 18.1.8 18.1.9 18.1.10 18.1.11 18.1.12 18.2 18.3

Valvole a comando manuale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole a tappo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole di ritegno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole a farfalla . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole a sfera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole di sicurezza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Saracinesche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rubinetti a maschio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rubinetteria in bronzo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rubinetteria in ottone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole di riduzione della pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raccoglitori di impurità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole di taratura e bilanciamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole automatiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Materiali impiegati e pressioni massime ammissibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

802 803 804 806 806 807 808 809 810 811 813 813 814 816 818

19

IMPIANTI DI TRATTAMENTO DELL’ACQUA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

823

19.1 19.2 19.3 19.4 19.5 19.6 19.6.1 19.6.2 19.7 19.7.1 19.7.2 19.8 19.8.1 19.8.2

Caratteristiche chimico-fisiche dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le incrostazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le corrosioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I depositi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Formazioni biologiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di valutazione delle caratteristiche dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Indice di Langelier . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Indice di Ryznar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trattamenti dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trattamenti fisici e chimico-fisici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trattamenti chimici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dell’acqua negli impianti termici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di riscaldamento ad acqua calda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti con caldaie a vapore a bassa pressione (ⱕ 1 bar) per riscaldamento con elevato recupero delle condense . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti con acqua surriscaldata fino a 180 °C . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche e trattamento delle acque dei circuiti di raffreddamento e di umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito di raffreddamento con parziale recupero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di umidificazione adiabatica con parziale recupero . . . . . . . . . . . . . . . . .

823 824 825 826 826 826 827 827 828 829 829 829 831

19.8.3 19.9 19.9.1 19.9.2

833 835 835 836 837

02-INDICE GENERALE-08

XVI

16-01-2009

11:17

Pagina XVI

INDICE

PARTE QUARTA: RISCALDAMENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

839

20

CALCOLO DEL FABBISOGNO TERMICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

841

20.1 20.2 20.2.1 20.2.2 20.2.3 20.3 20.4 20.4.1 20.4.2 20.4.3 20.4.4 20.5 20.5.1 20.5.2 20.5.3 20.5.4 20.5.5 20.5.6

841 842 843 844 845 846 849 851 853 854 855 857 860 860 862 862 862

20.5.8 20.5.9 20.5.10 20.5.11 20.5.12 20.5.13 20.5.14 20.5.15 20.6 20.6.1 20.7 20.8 20.8.1

Premessa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Direttiva sull’efficienza energetica degli edifici 2002/91/CE . . . . . . . . . . . . . . Obiettivi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ambito di applicazione della Direttiva . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contenuti della Direttiva . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Legge n. 10 del 9 gennaio 1991 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . DPR 412 del 26 agosto 1993 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Zone climatiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione degli edifici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori massimi della temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limiti di esercizio degli impianti termici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Decreto legislativo n. 192 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Quadro temporale legislativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ambito di intervento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regime transitorio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La progettazione e le verifiche del sistema edificio-impianto . . . . . . . . . . . . . . . Nuovo indicatore di prestazione energetica, comma 1 dell’allegato I . . . . . . . . . Prestazione energetica per edifici ristrutturati con superficie utile minore di 1000 m2 non E8, comma 2 dell’allegato I . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prestazione energetica per edifici nuovi e ristrutturati con superficie utile maggiore di 1000 m2. Verifica “semplificata”. Comma 6 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Nuova installazione o ristrutturazione totale impianto termico, comma 3 . . . . . . Sostituzione del solo generatore termico, commi 4 e 5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ulteriori dispositivi di regolazione, comma 11 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Edifici pubblici e assimilati, commi 12 e 13 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Relazione tecnica, comma 15 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodi di calcolo impiegabili, comma 16 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La progettazione del solo edificio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Opere di predisposizione, comma 14 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo della potenza termica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo dettagliato. Caso base . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requisiti e dimensionamento degli impianti termici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fabbisogno globale di energia primaria per il riscaldamento degli edifici . . Procedura di calcolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

21

CENTRALI TERMICHE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

906

21.1 21.1.1 21.1.2 21.1.3 21.2 21.3 21.4

I generatori di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Potenzialità della caldaia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rendimento dei generatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme in materia ambientale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme in materia di impianti civili alimentati da combustibili liquidi . . . . . Sistemi di alimentazione dei bruciatori di combustibile liquido . . . . . . . . . .

906 907 915 919 920 921 936

20.5.7

866 871 871 872 874 874 875 878 879 880 880 881 892 893 895

02-INDICE GENERALE-08

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Pagina XVII

INDICE

21.4.1 21.4.2 21.4.3 21.5

XVII

940 941 942

21.6 21.6.1 21.6.2 21.6.3 21.7 21.7.1 21.7.2 21.8

Dispositivi supplementari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti elettrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dispositivi di accensione e sicurezza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ubicazione e caratteristiche delle centrali termiche contenenti generatori di calore alimentati con combustibili gassosi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bruciatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bruciatori di combustibili liquidi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bruciatori per combustibili gassosi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Adduzione del gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Camini . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Canali da fumo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dispositivi accessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchi indicatori e di sicurezza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22

IMPIANTI DI COGENERAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

970

22.1 22.1.1 22.1.2 22.1.3 22.1.4 22.2 22.3 22.4 22.5 22.6

Tipi di impianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Motore alternativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Turbine a gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Turbine a vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo combinato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Analisi tecnica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di scelta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Analisi economica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La produzione di freddo abbinata alla cogenerazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La normativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

973 974 984 987 987 990 993 994 996 996

23

TELERISCALDAMENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

999

23.1 23.1.1 23.1.2 23.2 23.2.1 23.2.2 23.2.3 23.2.4 23.3 23.3.1 23.3.2 23.3.3 23.3.4 23.3.5 23.3.6 23.3.7 23.3.8 23.4 23.5

Tipologie impiantistiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti semplici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti combinati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi energetici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi gestionali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi ecologici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi per l’utenza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattibilità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizione del bacino d’utenza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizione dell’utenza potenzialmente allacciabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizione delle utenze oggettivamente allacciabili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizione dei tracciati di rete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamento idraulico della rete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamento meccanico della rete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Progettazione del sistema di monitoraggio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Stesura degli elaborati progettuali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologia delle centrali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fluidi termovettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1000 1001 1002 1002 1002 1002 1003 1003 1004 1004 1005 1008 1008 1010 1013 1017 1018 1019 1020

942 959 959 960 960 960 965 966 966

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XVIII

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INDICE

23.5.1 23.5.2 23.6 23.7 23.7.1 23.7.2 23.8 23.9 23.10

Scelta del fluido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperature di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Configurazione della rete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottocentrali di utenza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottostazioni di alimentazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottostazioni di servizio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione della rete di distribuzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Protezioni e sicurezze . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di teleriscaldamento e teleraffreddamento di grande potenza . . . . .

24

LA POMPA DI CALORE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1034

24.1 24.2 24.2.1 24.2.2 24.2.3 24.2.4 24.3 24.4 24.5 24.6 24.7

24.10

Le sorgenti fredde . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le pompe di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gruppi termofrigoriferi polivalenti a recupero totale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe di calore a recupero totale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe di calore elioassistite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe di calore ad assorbimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Funzionamento a carico parziale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamento di un impianto di riscaldamento con pompe di calore . . Pompe di calore ad alta temperatura per impianti di teleriscaldamento . . . Considerazioni impiantistiche di carattere generale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe di calore per produzione contemporanea di energia termica e frigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe di calore per produzione di vapore saturo a bassa pressione . . . . . . Pompe di calore per il recupero di energia termica dal circuito di raffreddamento a bassa temperatura di motori primi e unità di generazione elettrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Incentivi all’impiego delle pompe di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

25

IMPIANTI DI RISCALDAMENTO AD ACQUA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1057

25.1 25.1.1 25.1.2 25.1.3 25.1.4 25.2 25.2.1 25.2.2 25.2.3 25.2.4 25.2.5 25.2.6 25.2.7 25.2.8 25.2.9 25.2.10

Sistemi di distribuzione dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti a circolazione naturale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti a circolazione forzata o meccanica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti monotubo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti primario e secondario (impianti a zone) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Terminali d’impianto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corpi scaldanti statici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Descrizione dei corpi scaldanti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Corpi scaldanti ventilati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I termoventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti a radiazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pannelli radianti a pavimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi radianti ad attivazione termica della massa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pannelli radianti a soffitto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Travi fredde” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Le termostrisce . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24.8 24.9

1020 1021 1021 1022 1024 1025 1026 1028 1028

1038 1039 1041 1045 1047 1047 1047 1050 1051 1052 1053 1054

1054 1055

1059 1059 1062 1068 1073 1079 1080 1086 1096 1100 1102 1108 1116 1116 1120 1122

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INDICE

XIX

25.3 25.3.1 25.3.2

Il vaso di espansione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1125 Vaso di espansione aperto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1126 Vaso di espansione chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1136

26 26.1 26.1.1 26.2 26.3 26.3.1 26.3.2 26.4 26.4.1 26.4.2 26.4.3 26.4.4 26.5

IMPIANTI DI RISCALDAMENTO AUTONOMI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchi utilizzatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchi di tipo A . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Installazione degli apparecchi di utilizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilazione e aerazione dei locali di installazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilazione e/o aerazione diretta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilazione indiretta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di acciaio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di rame . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di polietilene . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri generali di posa in opera delle tubazioni gas costituenti l’impianto interno . Altri tipi d’impianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

27

CONTABILIZZAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1158

27.1 27.1.1 27.2 27.3

Contabilizzazione del calore e ripartizione delle spese . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contabilizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei misuratori di energia termica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Telegestione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1144 1145 1146 1146 1148 1148 1148 1149 1149 1150 1151 1152 1153

1159 1160 1166 1169

PARTE QUINTA: CONDIZIONAMENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1171

28

FILTRAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1173

28.1 28.2 28.3 28.3.1 28.3.2 28.4 28.5 28.6 28.6.1 28.6.2 28.7 28.8 28.9 28.10 28.11 28.12

Effetti del particolato fine sulla salute . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei sistemi filtranti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principi generali sulla filtrazione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri meccanici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri elettronici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodi di prova dei filtri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri per ventilazione generale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri a elevata efficienza HEPA e ULPA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efficienza del media filtrante piano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Determinazione perdite locali del filtro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri per polvere grossa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri per polveri fini . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri HEPA e ULPA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri a carbone attivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri inerziali automatici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ambienti a contaminazione controllata: filtri per camere bianche . . . . . . . .

1173 1175 1176 1176 1179 1182 1182 1186 1189 1189 1191 1193 1194 1194 1196 1197

02-INDICE GENERALE-08

XX

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11:17

Pagina XX

INDICE

28.12.1 28.12.2 28.13 28.14 28.15

Norma UNI EN ISO 14644-1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norma UNI EN ISO 14644-4 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raccomandazioni sull’uso dei filtri: norma UNI EN 13779-2008 . . . . . . . . . Aspetti energetici e ambientali di un filtro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Problemi di installazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1198 1200 1201 1206 1208

29

RECUPERO DEL CALORE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1210

29.1 29.1.1 29.1.2 29.2 29.2.1 29.2.2 29.2.3 29.2.4 29.2.5 29.2.6 29.2.7 29.3 29.4

Aspetti tecnici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Applicazioni dei recuperatori aria-aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La legge 10/91 e il recupero di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi e componenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatori a piastre fisse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore rotativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore a tubi di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recupero con batterie accoppiate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recupero con torri entalpiche accoppiate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recupero con batterie accoppiate e fluido bifase . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Altri sistemi di risparmio energetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Considerazioni economiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misure e controlli . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30

UMIDIFICAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1231

30.1 30.2 30.3 30.3.1 30.3.2 30.3.3 30.3.4 30.3.5 30.3.6 30.3.7 30.3.8 30.4 30.4.1

L’umidità e il benessere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Considerazioni energetiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi e componenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lavatori d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatori con pacco evaporante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatori con vapore prodotto localmente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatori a iniezione diretta di vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatore a ultrasuoni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatori con aria compressa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatori con acqua ad alta pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di controllo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Problemi igienico-sanitari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura dell’acqua negli umidificatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

31

DEUMIDIFICAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1250

31.1 31.2 31.2.1 31.3 31.3.1 31.3.2 31.3.3

Deumidificazione con lavatori d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Deumidificazione con batterie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Manutenzione delle batterie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Deumidificazione chimica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodi per la deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme di corretto impiego . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Applicazioni dei sistemi di deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1210 1214 1218 1219 1219 1219 1223 1225 1226 1227 1228 1229 1229

1231 1231 1236 1237 1240 1240 1241 1245 1245 1245 1246 1247 1247

1250 1252 1260 1262 1266 1269 1271

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INDICE

XXI

32

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI . 1272

32.1 32.1.1 32.1.2 32.1.3 32.2

Calcolo dei flussi termici e del carico di raffreddamento . . . . . . . . . . . . . . . . Space heat gain . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Space cooling load . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Space heat extraction rate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati di riferimento e di funzionamento per il calcolo degli impianti di climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo dei flussi istantanei di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Radiazione solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flusso termico istantaneo attraverso le finestre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flusso di calore attraverso le pareti esterne e il tetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flusso di calore attraverso le pareti interne, il soffitto e il pavimento . . . . . . . . . Fonti di calore interne: affollamento, illuminazione, apparecchiature ecc. . . . . . Flusso di calore per infiltrazione e ventilazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flussi di calore da sorgenti diverse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo del carico termico (space cooling load) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo Carrier . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo ASHRAE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo rapido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo del calore rimosso dall’impianto (heat extraction rate) . . . . . . . . . . .

32.3 32.3.1 32.3.2 32.3.3 32.3.4 32.3.5 32.3.6 32.3.7 32.4 32.4.1 32.4.2 32.4.3 32.5

1273 1273 1273 1274 1274 1276 1276 1283 1303 1306 1306 1316 1317 1318 1318 1321 1323 1327

33

STIMA DEL FABBISOGNO ENERGETICO PER RAFFRESCAMENTO ESTIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1328

33.1 33.1.1 33.1.2 33.1.3 33.1.4 33.1.5

La normativa europea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La proposta di norma sulla climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Riferimenti normativi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il calcolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prestazione delle macchine frigorifere ai carichi parziali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo dell’energia primaria per la climatizzazione estiva . . . . . . . . . . . . . . . . .

34

CLASSIFICAZIONE DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE . . . . . 1336

34.1 34.2 34.2.1 34.2.2 34.2.3 34.3 34.3.1 34.3.2 34.3.3 34.4 34.5

Premessa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principali componenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unità di trattamento aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di adduzione e distribuzione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di produzione e distribuzione dell’energia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi a tutta aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti misti aria-acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti a tutta acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di condizionamento particolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di condizionamento con apparecchi autonomi . . . . . . . . . . . . . . . . .

35

TIPOLOGIE DI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE E VENTILAZIONE 1405

35.1

Residenze . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1405

1328 1329 1330 1331 1332 1334

1336 1337 1337 1342 1343 1343 1346 1366 1388 1389 1396

02-INDICE GENERALE-08

XXII

35.2 35.2.1 35.3 35.4 35.4.1 35.5 35.5.1 35.5.2 35.5.3 35.6 35.6.1 35.6.2 35.6.3 35.6.4 35.6.5 35.6.6 35.6.7 35.6.8 35.6.9 35.6.10 35.6.11 35.6.12 35.6.13 35.6.14 35.7 35.7.1 35.7.2 35.7.3 35.7.4 35.7.5 35.8 35.8.1 35.8.2 35.9 35.9.1 35.9.2 35.9.3 35.10 35.10.1 35.10.2 35.11 35.11.1 35.11.2 35.12 35.13 35.13.1 35.13.2 35.13.3 35.13.4

16-01-2009

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Pagina XXII

INDICE

Uffici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di progettazione e tipologie impiantistiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Banche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centri elaborazione dati: CED . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologie degli impianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alberghi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti per le camere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti per le parti comuni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento dei carichi e centrale termofrigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ospedali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fonti di infezioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Qualità dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata . . . . . Requisiti generali impiantistici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo della contaminazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Parametri ambientali all’interno del blocco operatorio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schemi impiantistici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Componenti degli impianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per la definizione degli standard di sicurezza e igiene ambientale delle sale operatorie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati caratteristici per il progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sanificazione degli impianti di condizionamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requisiti igienico-ambientali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gestione e manutenzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Laboratori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cappe di aspirazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Espulsione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di condizionamento VAV per laboratori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Problemi di inquinamento e pericolo d’incendio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ristoranti e cucine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ristoranti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cucine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Magazzini e centri commerciali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centri commerciali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Grandi magazzini . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Negozi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Musei e biblioteche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Musei . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Biblioteche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Edifici per lo sport . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Piscine coperte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Palestre e centri fitness . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aeroporti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Edifici per lo spettacolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologie impiantistiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distribuzione dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cinema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centrali frigotermiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1406 1407 1410 1413 1415 1419 1419 1423 1425 1426 1427 1428 1431 1432 1433 1435 1436 1439 1444 1452 1452 1466 1467 1468 1470 1471 1472 1474 1476 1481 1481 1481 1484 1488 1489 1501 1505 1506 1512 1519 1523 1526 1535 1536 1537 1539 1541 1542 1545

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35.14 35.15

Quartieri fieristici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1546 Edifici scolastici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1547

36

PRINCIPALI COMPONENTI DI UN IMPIANTO DI CLIMATIZZAZIONE: SCELTA E PROGETTAZIONE . . . . . . . . . . . . . 1550

36.1 36.1.1 36.1.2 36.1.3 36.1.4 36.2 36.2.1 36.2.2 36.3 36.3.1 36.3.2 36.3.3 36.3.4 36.4 36.5

Unità di trattamento aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezioni di trattamento termico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione ventilante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Motori elettrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Terminali degli impianti di climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilconvettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cassette . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centrale frigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raffreddamento dei condensatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centrali con recupero di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione delle centrali frigorifere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locali macchine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centrale termica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vita media attesa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

37

SISTEMI DI REGOLAZIONE AUTOMATICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1612

37.1 37.2 37.3 37.4 37.4.1 37.4.2 37.4.3 37.5 37.5.1 37.5.2 37.5.3 37.5.4 37.5.5 37.5.6

Scopi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di regolazione automatica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Componenti del sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schemi di regolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schemi di base . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di regolazione per impianti di riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di regolazione per impianti di climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi integrati di supervisione e controllo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Architettura di sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livello di automazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livello di gestione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . L’interfaccia utente grafica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scopi del sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bus di comunicazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1550 1556 1565 1571 1574 1576 1576 1578 1582 1595 1598 1603 1604 1605 1607

1612 1615 1617 1621 1621 1629 1633 1652 1655 1658 1662 1664 1664 1665

PARTE SESTA: REFRIGERAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1667 38

GRUPPI FRIGORIFERI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1669

38.1 38.2 38.2.1 38.2.2

Macchine frigorifere a compressione di vapori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fluidi frigorigeni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il buco nell’ozono e l’effetto serra . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I fluidi frigorigeni sostitutivi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1669 1675 1678 1681

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38.2.3 38.2.4 38.3 38.3.1 38.3.2 38.3.3 38.3.4 38.3.5 38.3.6 38.4

I sostituti dell’R-22 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . L’ammoniaca quale fluido frigorigeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compressori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compressori alternativi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compressori a pistone rotante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compressori a vite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compressori orbitali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I sistemi di parzializzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compressori centrifughi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Macchine frigorifere ad assorbimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1682 1686 1689 1689 1694 1696 1698 1699 1701 1703

39

EVAPORATORI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1710

39.1

Evaporatori per acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1710

40

CONDENSATORI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1714

40.1 40.1.1 40.1.2 40.2 40.2.1 40.2.2 40.2.3 40.3 40.3.1 40.3.2

Condensatori raffreddati ad acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdita di carico lato acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I diversi tipi di condensatori ad acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condensatori ad aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche costruttive . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione della pressione di condensazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Installazione e manutenzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condensatori evaporativi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche funzionali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Installazione e manutenzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

41

TORRI DI RAFFREDDAMENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1729

41.1 41.2 41.2.1 41.2.2 41.3 41.4 41.5 41.6

Principio di funzionamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torri di raffreddamento a circuito aperto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torri di raffreddamento a circuito chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Materiali impiegati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di regolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Free-cooling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Installazione e manutenzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1715 1718 1718 1720 1721 1723 1725 1725 1727 1727

1729 1734 1734 1735 1737 1737 1738 1739

PARTE SETTIMA: RISORSE ENERGETICHE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1749

42

GREEN PROJECT . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1751

42.1 42.2 42.3

Introduzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1751 Fonti energetiche primarie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1752 Obiettivi della progettazione energeticamente orientata . . . . . . . . . . . . . . . . . 1754

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INDICE

XXV

42.4 42.4.1 42.4.2 42.4.3 42.4.4 42.4.5 42.4.6 42.4.7 42.4.8 42.5 42.6 42.6.1 42.6.2 42.6.3 42.7 42.7.1 42.7.2 42.7.3

Strategie per contenere i consumi energetici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 1”. Preraffreddamento notturno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 2”. Ventilazione naturale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 3”. Efficienza delle macchine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 4”. Recuperi di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 5”. Recuperi di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 6”. Distribuzione dell’aria in ambiente per “dislocamento” . . . . . “Consiglio n. 7”. Demand Ventilation Control (DVC) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . “Consiglio n. 8”. Controllo della portata di aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . L’involucro edilizio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi solari passivi: le serre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Introduzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di ottimizzazione del controllo climatico della serra . . . . . . . . . . . . . . . . . Analisi delle strategie di ventilazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il “green-roof” per il risparmio energetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Introduzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche costruttive . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Benefici energetici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1755 1755 1756 1757 1757 1758 1758 1758 1758 1758 1774 1774 1775 1776 1776 1776 1778 1779

43

GEOTERMIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1781

43.1 43.2 43.3 43.4 43.5 43.6 43.7 43.8 43.9 43.9.1 43.9.2

Energia geotermica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Generazione di elettricità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Usi non elettrici dell’energia geotermica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . L’accettabilità ambientale della geotermia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Usi diretti del calore geotermico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prospettive future . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti di climatizzazione geotermici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gli impianti geotermici a circuito chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . La tecnologia ATES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . L’acqua di pozzo o di falda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il trattamento dell’acqua di falda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

44

ENERGIA SOLARE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1794

44.1 44.2 44.3 44.3.1 44.3.2 44.3.3 44.3.4 44.3.5 44.4 44.4.1 44.4.2 44.4.3

L’energia solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di conversione dell’energia solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collettori solari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Considerazioni generali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilancio energetico del collettore solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collettori solari piani vetrati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collettori solari sottovuoto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collettori CPC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologie d’impianti solari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti a circolazione forzata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti a circolazione naturale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianti solari a circolazione naturale e impianti compatti per la produzione di ACS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1781 1782 1783 1784 1784 1786 1786 1789 1791 1791 1793

1794 1796 1797 1797 1797 1802 1805 1807 1812 1812 1814 1815

02-INDICE GENERALE-08

XXVI

44.4.4 44.5 44.5.1 44.5.2 44.5.3 44.5.4

16-01-2009

11:17

Pagina XXVI

INDICE

44.5.5 44.5.6 44.5.7 44.6 44.6.1

Impianti con collettore e accumulo separati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodologia di calcolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo A . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo B . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo dell’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare . . Consumo di energia elettrica dei componenti ausiliari di un impianto di riscaldamento a energia solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite recuperabili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calcolo della riduzione del periodo di funzionamento dei riscaldatori ausiliari . Legislazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Normativa di riferimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1817 1824 1828 1829 1832

45

ACCUMULO TERMICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1840

45.1 45.2 45.3

Opportunità economiche e tecniche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1842 Accumulo in acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1845 Accumulo in ghiaccio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1848

1835 1835 1836 1837 1837 1839

PARTE OTTAVA: TARATURE E COLLAUDI DEGLI IMPIANTI . . . . . . . . . . . . . . 1855

46

TARATURA, BILANCIAMENTO E COLLAUDO DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1857

46.1 46.1.1 46.1.2 46.1.3 46.2 46.2.1 46.2.2 46.3 46.3.1 46.4 46.4.1 46.4.2 46.5 46.5.1 46.5.2 46.5.3 46.5.4 46.5.5 46.5.6 46.5.7 46.5.8 46.5.9

Verifiche e prove preliminari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prova idraulica delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tenuta dei canali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prove di circolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misura delle portate d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misura delle portate nei canali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misura delle portate su diffusori e griglie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misura delle portate nei circuiti idrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Strumenti di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilanciamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilanciamento dei circuiti aeraulici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilanciamento dei circuiti idrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Verifica delle prestazioni delle principali apparecchiature . . . . . . . . . . . . . . . Sezione filtrante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Batterie di scambio termico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatori di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilconvettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatori di calore acqua/acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gruppi refrigeratori dell’acqua e dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torri evaporative . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1858 1858 1858 1859 1860 1860 1862 1864 1864 1868 1868 1869 1874 1874 1874 1877 1881 1881 1884 1885 1888 1888

02-INDICE GENERALE-08

16-01-2009

11:17

Pagina XXVII

INDICE

46.5.10 46.6 46.6.1 46.6.2 46.7

XXVII

Generatori di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il collaudo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fase preliminare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Verifiche funzionali degli impianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misura delle principali grandezze che hanno influenza sul benessere fisiologico delle persone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.7.1 Misura della temperatura dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.7.2 Misura dell’umidità relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.7.3 Misura della velocità dell’aria interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.8 Verifica del comfort globale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.9 Collaudo degli impianti di riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.10 Collaudo degli impianti di condizionamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.11 Collaudo dei sistemi di regolazione automatica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.11.1 Sistemi integrati di supervisione e controllo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46.12 Relazione di collaudo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1889 1890 1891 1892 1896 1896 1898 1898 1899 1899 1901 1903 1903 1904

BIBLIOGRAFIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1905

INDICE ANALITICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1947

03-INDICE TABELLE-08

16-01-2009

9:43

Pagina XXIX

Indice delle tabelle PARTE PRIMA: FONDAMENTI 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 1.10 1.11 1.12 1.13 1.14 1.15 1.16 1.17 1.18

3 7 8 8 13 15 16 17 17 20 20 21 23 24 25 25 27

1.21 1.22

Sistema Internazionale di misura SI - Unità fondamentali . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unità derivate SI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unità di misura accettate nell’uso col SI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Multipli e sottomultipli delle unità SI . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unità del Sistema Internazionale SI e principali fattori di conversione . . . . . . . . Grandezze utilizzate in termotecnica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Massa volumica a 20 °C di alcune sostanze solide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Massa volumica a 20 °C di alcune sostanze liquide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Massa volumica e volume specifico dell’acqua fra 0 e 100 °C . . . . . . . . . . . . . . Calore specifico a 20 °C di sostanze solide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calore specifico a 20 °C di sostanze liquide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calore specifico dell’acqua (c⬘) e del vapor d’acqua a saturazione (c⬘⬘) . . . . . . . Viscosità dinamica di liquidi (Pa s ⫻ 10-6) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conversione delle scale di viscosità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di dilatazione lineare α di sostanze solide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di dilatazione cubica γ di sostanze solide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di dilatazione cubica γ di sostanze liquide . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura di fusione e solidificazione di alcune sostanze alla pressione standard . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calore di fusione di alcune sostanze . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura di ebollizione di alcune sostanze alla pressione normale (101.325 Pa) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calore di vaporizzazione di alcune sostanze alla pressione normale (101.325 Pa) Fattori di conversione fra le unità di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2.1 2.2 2.3 2.4

Costante dei gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calore specifico a pressione costante per alcuni gas espresso in kJ/(kg K) . . . . . Pressioni e temperature del punto triplo e del punto critico . . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà termodinamiche dell’acqua liquida e del vapor d’acqua a saturazione . .

51 53 54 57

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10

Conduttività termica λ, per alcune categorie di materiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività di alcuni elementi chimici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori di λ per alcune leghe (tra 0 e 100 °C) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività di alcune sostanze solide (a 20 °C) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività di alcuni liquidi (a 20 °C) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività di alcuni gas (a 30 °C e 100 kPa) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività termica dei materiali da costruzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività λ per altri materiali impiegati nelle costruzioni . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di convezione relativi ad alcuni processi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori di emissività per alcune sostanze a temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . .

68 69 69 70 70 71 72 86 91 95

1.19 1.20

27 28 28 28 29

03-INDICE TABELLE-08

XXX

4.11 4.12 4.13 4.14

16-01-2009

9:43

Pagina XXX

INDICE DELLE TABELLE

99 102 104

4.17 4.18 4.19

Grandezze fisiche e definizioni secondo la norma UNI EN ISO 7345 . . . . . . . . Prestazioni energetiche degli edifici secondo la norma UNI EN ISO 7345 . . . . . Resistenze termiche superficiali (in m2 K/W) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica (in m2 K/W) di intercapedini d’aria non ventilate: superfici ad alta emissività . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche del tetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tasso di ventilazione convenzionale tra lo spazio non riscaldato e l’ambiente esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori orientativi del coefficiente di scambio K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenze termiche di sporcamento [(m2 K)/W] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistenze di sporcamento per scambiatori a piastre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5

Permeabilità al vapore di alcuni materiali da costruzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche igrometriche di alcuni componenti delle strutture . . . . . . . . . . . . Proprietà dei materiali e dei prodotti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Quantità limite di condensa ammissibile alla fine del periodo di condensazione . . Resistenze termiche superficiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

131 135 137 138 139

6.1 6.2

Dati dell’atmosfera standard per altitudini fino a 20.000 m . . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà termodinamiche dell’aria umida a saturazione (pressione atmosferica standard: 101,325 kPa) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori numerici delle diverse grandezze in gioco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

142

4.15 4.16

6.3 7.1 7.2 7.3 7.4 7.5 7.6 7.7 7.8 7.9 7.10 7.11 7.12 7.13 7.14 7.15 7.16 7.17 7.18 7.19 7.20

Velocità del suono in diversi mezzi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Somma di livelli di potenza sonora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori medi del livello di pressione sonora in alcuni ambienti e condizioni . . . . Potenza sonora di alcune sorgenti di tipo comune . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Frequenze (Hz) caratteristiche delle bande di ottava e di 1/3 di ottava normalizzata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di assorbimento Sabine α per due frequenze . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori indicativi dei livelli di riferimento (Lrif) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livello massimo ammissibile, per banda di ottava, secondo le curve NC . . . . . . Livelli sonori consigliati nei locali per varie destinazioni d’uso . . . . . . . . . . . . . Classi di destinazione d’uso del territorio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limiti assoluti di immissione [Leq in dB (A)] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attenuazione di canali rettangolari non rivestiti internamente (dB/m) . . . . . . . . Attenuazione di canali circolari non isolati internamente (dB/m) . . . . . . . . . . . . Attenuazione di canali rettangolari o circolari con rivestimento interno (dB/m) . . Attenuazione per la presenza di un gomito a sezione rettangolare senza rivestimento interno e senza alette deviatrici (dB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attenuazione per la presenza di un gomito a sezione rettangolare con rivestimento interno e senza alette deviatrici (dB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attenuazione per la presenza di una curva circolare senza rivestimento interno e senza alette deviatrici (dB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attenuazione per la presenza di una curva ad angolo retto senza rivestimento interno e con alette deviatrici (dB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attenuazione per la presenza di una curva ad angolo retto con rivestimento interno e con alette deviatrici (dB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità massime suggerite per canali installati in cavedi e in controsoffitti . . . .

104 106 112 117 118 121

147 190 192 193 195 196 197 202 204 205 208 209 211 215 215 218 218 219 219 219 219 220

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INDICE DELLE TABELLE

7.21 7.22 7.23 8.1 8.2 8.3 8.4 8.5

8.6 8.7 8.8 8.9 8.10 8.11 8.12 8.13 8.14 8.15 8.16 8.17 8.18 8.19 8.20 8.21 8.22 8.23 8.24 8.25 8.26 8.27 8.28 8.29 9.1 9.2 9.3 9.4 9.5 9.6 9.7 9.8

Velocità massime consigliate dell’aria nei gomiti di condotti rettangolari, in funzione del livello di rumore accettabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Potere fonoisolante di pareti semplici e doppie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livelli di pressione sonora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Propagazione delle incertezze . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . I punti fissi della STI-90 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione dei termometri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometri a dilatazione e relativi campi di impiego . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori del coefficiente apparente di dilatazione cubica dei liquidi °C-1 per termometri a riempimento di liquido realizzati in vetro comune (da BS 1041, Section 2.1, 1985) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Materiali per termometri bimetallici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempio di tabella standard (riferita alla termocoppia tipo K, giunto di riferimento 0 °C) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche delle principali termocoppie standard . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limiti di temperatura (°C) per termocoppie standard impiegate in atmosfera ossidante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limiti di tolleranza secondo la norma UNI 7938 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resistività elettrica a 20 °C e campo di temperatura per i metalli usati come sensore nei termometri a resistenza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche e applicazioni dei principali termometri a infrarosso . . . . . . . . . . Valori di emissività per alcune sostanze a temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . . Igrometri diretti e indiretti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazioni termodinamiche nei sensori indiretti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidità relativa delle soluzioni di sali saturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Specchio riepilogativo delle caratteristiche metrologiche dei misuratori di umidità Variazione della densità al variare della temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi e svantaggi degli elementi meccanici sensibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipi di sensore a soffietto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Range di pressione e altre caratteristiche di differenti materiali utilizzati nella costruzione di tubi di Bourdon . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi, svantaggi e principali campi di utilizzo dei trasduttori potenziometrici . Proprietà dei trasduttori piezoresistivi a elemento metallico . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà dei trasduttori piezoresistivi a elemento semiconduttore . . . . . . . . . . . Vantaggi e svantaggi dei trasduttori piezoresistivi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi e svantaggi dei trasduttori a capacità variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vantaggi e svantaggi dei trasduttori piezoelettrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori di moltiplicazione del diametro per ottenere la distanza del punto dal bordo del canale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori del coefficiente di perdita di carico cd e incertezza in funzione del Red (con riferimento alla Norma ISO 5167) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione dei combustibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Reazioni di combustione dei principali costituenti dei combustibili . . . . . . . . . . Prodotti della combustione stechiometrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limiti di infiammabilità e temperature di ignizione per alcuni combustibili . . . . Poteri calorifici di sostanze presenti nei combustibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei principali combustibili solidi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione dei carboni fossili secondo Gruner . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche di alcuni combustibili liquidi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

XXXI

220 235 236 245 250 250 251

253 256 259 262 263 263 267 272 275 282 290 295 296 300 304 304 305 307 309 309 309 311 313 328 334 364 366 367 368 369 370 371 376

03-INDICE TABELLE-08

XXXII

9.9 9.10 9.11 9.12 9.13 9.14 9.15 9.16 9.17 9.18 9.19 9.20

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INDICE DELLE TABELLE

Temperature di preriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche del biodiesel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Composizione e caratteristiche del gas naturale distribuito in Italia . . . . . . . . . . Principali caratteristiche dei gas di petrolio liquefatti (GPL) . . . . . . . . . . . . . . . . Valori approssimati di portate d’aria stechiometricamente necessarie per la combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori di CO2 teorica e di CO2 reale con differenti valori di eccesso d’aria (ε %) . Prodotti della combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperature di combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori convenzionali per ottenere la potenza termica al focolare . . . . . . . . . . . . Valori dei coefficienti A1 A2 e B per il calcolo della potenza termica persa al camino . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori dei principali parametri della combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valutazione dei risultati di un’analisi di combustione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

378 379 380 382 385 386 388 389 399 400 401 402

PARTE SECONDA: COMFORT E MICROCLIMA 10.1 10.2 10.3 10.4 10.5 10.6 10.7 10.8 10.9 10.10 10.11 10.12 10.13 11.1 11.2 11.3 11.4 11.5 11.6 11.7 11.8 11.9 11.10 11.11 11.12 11.13 11.14 11.15

Livelli per la determinazione del metabolismo energetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodo 1A: metabolismo energetico per alcune occupazioni . . . . . . . . . . . . . . . Metodo 1B: metabolismo energetico per classe (in base al tipo di attività) . . . . . Resistenza termica per tipiche combinazioni di abbigliamento . . . . . . . . . . . . . . Resistenza termica per singoli capi di abbigliamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori ottimali della temperatura operante per attività leggera (ⱕ1,2 met), 50% di umidità relativa, velocità media dell’aria ⱕ0,15 m/s . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori del coefficiente A per il calcolo della temperatura operante . . . . . . . . . . . Tabella per la determinazione del voto medio previsto (PMV) con umidità relativa del 50%. Livello di attività: 58 W/m2 (1 met) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Categorie dell’ambiente termico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Differenza verticale di temperatura fra testa e piedi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Campo di variabilità della temperatura del pavimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Asimmetria della temperatura radiante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criteri di progetto per ambienti per diverse tipologie di edifici . . . . . . . . . . . . . . Principali inquinanti chimici degli ambienti confinati e loro effetti sulla salute . . Parametri di qualità accettabile dell’aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distanze minime da rispettare fra la presa di aria esterna e fonti di contaminanti . Portate minime di aria esterna da immettere nella zona occupata (Breathing Zone) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efficienza di distribuzione dell’aria: Ez . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portata di aria esterna per ospedali, case di cura ecc. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Norme UNI EN richiamate nel testo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensioni della zona occupata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione dell’aria estratta (ETA) e dell’aria espulsa (EHA) . . . . . . . . . . . Portate d’aria di estrazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Riutilizzo dell’aria estratta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione della qualità dell’aria esterna (ODA) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione della qualità dell’aria interna (IDA) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate di aria esterna per persona . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portata di aria esterna o trasferita da ambienti circostanti per locali non abitabili .

412 413 413 415 415 420 421 424 429 429 431 431 434 443 447 448 450 452 453 454 458 460 462 462 462 463 463 464

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INDICE DELLE TABELLE

11.16 11.17 11.18 11.19 11.20 11.21 11.22 11.23 11.24 11.25 11.26 11.27 11.28 11.29 11.30 11.31 11.32 11.33 11.34 11.35 11.36 12.1 12.2 12.3 12.4 12.5 12.6 12.7 12.8 12.9 12.10 12.11 12.12 12.13

XXXIII

Livelli di CO2 in ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Area di pavimento per persona . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Possibili tipologie di controllo della qualità dell’aria interna (IDA-C) . . . . . . . . Descrizione e applicabilità delle diverse categorie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Categorie raccomandate per il progetto degli impianti meccanici di raffreddamento e riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori della temperatura interna per la progettazione degli edifici e degli impianti HVAC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Intervalli di temperature per i calcoli energetici in raffreddamento e in riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate di aria esterna per diluire emissioni (bioeffluenti) dagli occupanti per le differenti categorie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate di aria esterna per diluire emissioni dall’edificio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempio di portate d’aria raccomandate (in edifici non residenziali) per tre categorie di inquinamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori raccomandati di umidità relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livelli di illuminamento per alcuni edifici e spazi, tratti dalla norma EN 12464-1 Portate di aria esterna e di estrazione in edifici a uso civile . . . . . . . . . . . . . . . . . Indici di affollamento i (n persone/100 m2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente correttivo in funzione dell’altitudine sul livello medio del mare . . . Classificazione dei filtri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classi di filtri e stadi di filtrazione richiesti per varie categorie di edifici . . . . . . Velocità dell’aria nel volume convenzionale occupato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate minime di aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtrazione minima prevista . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Elenco non esaustivo delle principali azioni per la manutenzione degli impianti e loro periodicità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Simboli e unità di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coordinate geografiche dei capoluoghi di provincia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione e temperatura dell’aria a diverse altitudini . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori medi mensili della temperatura media giornaliera dell’aria esterna . . . . . Temperature esterne minime di progetto (°C) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Zone climatiche in Italia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizioni esterne estive di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattore F(t) di distribuzione della temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori medi mensili della pressione parziale del vapore d’acqua nell’aria esterna . Valori medi mensili della temperatura media giornaliera dell’aria esterna, della pressione parziale del vapor d’acqua e dell’umidità relativa, per la città di Milano Irradiazione solare giornaliera media mensile diretta Hbh e diffusa Hdh sul piano orizzontale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scala Beaufort: velocità del vento e pressione dinamica in funzione della velocità Velocità giornaliera del vento - Media annuale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

464 465 465 466 467 467 468 469 469 470 470 471 472 475 478 478 479 481 483 487 510 518 518 521 522 524 526 527 528 531 535 537 541 541

PARTE TERZA: MOTO DEI FLUIDI 13.1 13.2

Masse volumiche dell’aria umida, al variare dell’umidità relativa da 0 al 100%, alla pressione di 101,325 kPa e per temperature comprese tra ⫺15 e 100 °C . . . Valori di ε per alcuni materiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

548 555

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XXXIV

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INDICE DELLE TABELLE

13.3 13.4 13.5 13.6 13.7 13.8

Valori di rugosità assoluta per alcuni condotti tipici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori di correzione della massa volumica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdita di carico di batterie di scambio termico (Pa) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità raccomandate/massime (m/s) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità raccomandate sulle griglie di ripresa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità per prese di aria esterna e per griglie di espulsione (m/s) . . . . . . . . . . . .

555 560 567 603 604 604

14.1 14.2 14.3 14.4

Guida alla scelta dei sistemi di diffusione con metodo ADPI . . . . . . . . . . . . . . . Guida alla scelta dei diffusori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità consigliate per le griglie di ripresa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità massime di efflusso dell’aria da bocchette . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

637 638 640 644

15.1 15.2 15.3

Classificazione dei condotti secondo pressione e velocità . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condotte circolari e ovali: spessori della lamiera di acciaio zincato (mm) . . . . . Canali rettangolari: spessori suggeriti per la lamiera di acciaio zincato (pressione statica fino a 750 Pa positiva o negativa) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dimensionali dei canali circolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raggio delle curve . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dimensionali dei canali rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Posizionamento dei deflettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità di attraversamento nelle serrande . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Supporti per canali rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Carichi massimi per singolo sostegno (kg) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Carichi massimi ammissibili per supporti di canali circolari . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei canali in lamiera nera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei canali rettangolari in PP e PVC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei canali circolari in PP e PVC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classi di tenuta per canali circolari (UNI EN 12237) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classi di tenuta per canali rettangolari (EN 1507) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori minimi di isolamento per condotte in ambienti non riscaldati . . . . . . . . . . Differenza di temperatura ammessa tra superficie e aria ambiente per diversi valori di umidità relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Spessori isolanti (mm) anticondensa minimi per condotte . . . . . . . . . . . . . . . . . . Differenze di temperature massime fra punto di rugiada ambiente e aria veicolata Aperture per condotte circolari. Dimensioni minime . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aperture per condotte rettangolari. Dimensioni minime . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Livelli di pulizia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

659 660

15.4 15.5 15.6 15.7 15.8 15.9 15.10 15.11 15.12 15.13 15.14 15.15 15.16 15.17 15.18 15.19 15.20 15.21 15.22 15.23 16.1 16.2 16.3 16.4 16.5 16.6 16.7 16.8 16.9 16.10 16.11

Proprietà fisiche dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scabrezza assoluta di alcuni tubi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità dell’acqua a seconda del tipo di servizio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità massima dell’acqua per contenere l’erosione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di perdita di carico localizzata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di perdita per alcuni organi di regolazione dei corpi scaldanti . . . . . Tubi di acciaio - Diametri e spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di rame - Diametri e spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di polietilene - Diametri e spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lunghezze equivalenti dei pezzi speciali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate in volume (m3/h a 15 °C) per gas naturale, densità 0,6, calcolate per tubazioni di acciaio, con perdita di pressione di 1,0 mbar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

660 662 663 668 674 678 680 680 681 681 682 682 692 692 696 699 700 702 704 705 707 710 711 712 712 714 724 725 726 726 727 727

03-INDICE TABELLE-08

16-01-2009

9:43

Pagina XXXV

INDICE DELLE TABELLE

16.12

17.1 17.2 17.3 17.4 17.5 17.6 17.7 17.8 17.9 17.10

XXXV

Portate in volume (m3/h a 15 °C) per gas naturale, densità 0,6, calcolate per tubazioni di rame, con perdita di pressione di 1,0 mbar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

728 755 756 757 758 760 762 762 763 763

17.15 17.16 17.17 17.18 17.19

Tubi secondo norma UNI EN 10255-2007 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di acciaio senza saldatura commerciali (bollitori normali) UNI EN 10220 . . Tubi di acciaio gas serie media UNI EN 10220 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di acciaio senza saldatura per impieghi a pressione secondo UNI EN 10216-1 Comparazione delle pressioni (UNI 1284) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà meccaniche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Forme raccomandate per la fornitura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensioni standard . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prove di tenuta idraulica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distanza fra i supporti in funzione del diametro dei tubi (fatte salve prescrizioni diverse in fase esecutiva) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensioni dei bracci l e h per circuiti a “U” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conduttività termica indicativa di riferimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Spessore di isolante da porre in opera in funzione della sua conduttività e del diametro della tubazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Spessore delle coppelle di polistirolo per coibentazione tubi acqua refrigerata in funzione del diametro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Codice dei colori distintivi per tubazioni convoglianti fluidi diversi . . . . . . . . . . Codice dei colori distintivi per tubazioni secondo norme ISO . . . . . . . . . . . . . . . Simboli usati nei disegni (abbreviazioni inglesi) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dei tubi preisolati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità massime dell’acqua suggerite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

18.1 18.2 18.3

Sovrappressioni d’esercizio consentite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubazioni e valvole per fluidi del gruppo 1 (Tabella 6 dell’allegato II al D.Lgs.) . Valvole per fluidi del gruppo 2 (Tabella 7 dell’allegato II al D.Lgs) . . . . . . . . . .

819 821 822

19.1 19.2 19.3 19.4

Equivalenza fra i gradi di durezza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione delle acque . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Capacità incrostanti e corrosive dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizionamenti chimici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

824 825 827 830

17.11 17.12 17.13 17.14

769 772 784 786 788 793 793 794 796 797

PARTE QUARTA: RISCALDAMENTO 20.1 20.2 20.3 20.4 20.5 20.6 20.7

Norme tecniche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gradi-giorno dei Comuni capoluoghi di provincia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Quadro temporale legislativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite dell’indice di prestazione energetica per la climatizzazione invernale, espressi in kWh/m2 anno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite applicabili dal 1 gennaio 2008, dell’indice di prestazione energetica per la climatizzazione invernale, espresso in kWh/m2 anno . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite applicabili dal 1 gennaio 2010, dell’indice di prestazione energetica per la climatizzazione invernale, espresso in kWh/m2 anno . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite dell’indice di prestazione energetica per la climatizzazione invernale, espresso in kWh/m3 anno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

850 852 860 864 864 864 865

03-INDICE TABELLE-08

XXXVI

20.8 20.9 20.10 20.11 20.12 20.13 20.14 20.15 20.16 20.17 20.18 20.19 20.20 20.21

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Pagina XXXVI

INDICE DELLE TABELLE

Valori limite applicabili dal 1 gennaio 2008, dell’indice di prestazione energetica per la climatizzazione invernale, espresso in kWh/m3 anno . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite applicabili dal 1 gennaio 2010, dell’indice di prestazione energetica per la climatizzazione invernale, espresso in kWh/m2 anno . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite della trasmittanza termica U delle strutture verticali opache, espressa in W/(m2 K) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite della trasmittanza termica U delle coperture orizzontali o inclinate espressa in W/(m2 K) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite della trasmittanza termica U dei pavimenti verso locali non riscaldati o verso l’esterno, espressa in W/(m2 K) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite della trasmittanza termica U delle chiusure trasparenti comprensive degli infissi, espressa in W/(m2 K) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori limite della trasmittanza termica U dei vetri, espressa in W/(m2 K) . . . . . . . Temperatura esterna di progetto e temperatura esterna media annuale . . . . . . . . Temperature interne di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Parametri e riferimenti normativi per la determinazione del coefficiente U . . . . Fattore di esposizione ek ed ei . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattore di riduzione bu per il calcolo delle dispersioni attraverso vani non riscaldati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura degli spazi riscaldati adiacenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabella riepilogativa del regime transitorio per esercizio e manutenzione degli impianti termici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

865 865 866 867 867 870 870 883 885 886 888 889 890 900

21.1 21.2

Impianto di alimentazione per caduta a sifone (schema a) . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto di alimentazione per aspirazione (schema b) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

938 938

22.1 22.2

Confronto fra sistemi di cogenerazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Costi unitari indicativi di centrali di cogenerazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

974 993

24.1

Pompe di calore con sorgente fredda costituita dall’acqua del circuito di raffreddamento dei motori primi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1055

25.1 25.2 25.3 25.4 25.5 25.6 25.7

Valori del coefficiente n . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Costante di tempo termica per diversi corpi scaldanti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche dimensionali ed emissione termica di un radiatore in ghisa . . . . . Dimensioni ed emissione termica dei tubi alettati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Disposizione degli aerotermi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Resa dei pannelli a pavimento, in fase di raffrescamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Altezza minima di installazione di piastre radianti orizzontali . . . . . . . . . . . . . . .

26.1 26.2 26.3

Tubi di acciaio - Diametri e spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1149 Tubi di rame - Diametri e spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1150 Tubi di polietilene - Diametri e spessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1151

1083 1086 1088 1094 1100 1115 1125

PARTE QUINTA: CONDIZIONAMENTO 28.1 28.2 28.3

Dimensioni e concentrazioni delle particelle nell’atmosfera . . . . . . . . . . . . . . . . 1173 Classificazione dei filtri elettrostatici “attivi” funzionanti con una carica elettrostatica fornita da un alimentatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1181 Classificazione dei filtri d’aria secondo UNI EN 779 - 2005 . . . . . . . . . . . . . . . . 1183

03-INDICE TABELLE-08

16-01-2009

9:43

Pagina XXXVII

INDICE DELLE TABELLE

28.4

28.5 28.6 28.7 28.8 28.9 28.10 28.11 28.12

XXXVII

Polvere inorganica di prova (polvere dell’Arizona) che costituisce il 72% in massa della polvere sintetica per il test di determinazione dell’arrestanza nei filtri delle classi G (Norma EN 779 - 2005) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori di efficienze (a 0,4 μm) misurate su filtri di classi F7-F9 in condizioni iniziali e finali e il valore medio attribuito . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Classificazione dei filtri assoluti secondo UNI EN 1822-1:2002 e metodi di prova . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Capacità di adsorbimento per diverse sostanze e gas contaminanti . . . . . . . . . . . Classi di pulizia per particelle aerotrasportate selezionate per camere bianche e zone pulite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipi di filtri e classi di qualità dell’aria ambiente secondo UNI EN 13779-2008 . Superficie filtrante rispetto alla superficie del soffitto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Parametri significativi per la progettazione delle camere bianche . . . . . . . . . . . . Classe di filtri e relativi valori di efficienza per applicazioni in ambienti a contaminazione controllata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1184 1185 1188 1195 1200 1202 1205 1205 1206

29.1

Confronto fra diversi sistemi di recupero del calore aria-aria . . . . . . . . . . . . . . . . 1220

30.1 30.2 30.3 30.4

Valori caratteristici di riferimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Emissione di vapor d’acqua a seconda dell’attività svolta . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidità relativa ambiente massima per evitare condensazione sui vetri . . . . . . . Efficienze di saturazione per diversi tipi di lavatori d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . .

31.1

Pressione di vapore per differenti valori di umidità relativa a 21 °C . . . . . . . . . . 1266

32.1 32.2 32.3 32.4

Dati caratteristici per il 21 di ogni mese . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coordinate geografiche di alcuni capoluoghi di provincia . . . . . . . . . . . . . . . . . . Altezza solare (β ) e azimut (ø) per le latitudini nord di 40° e 45° . . . . . . . . . . . . Fattori solari e shading coefficient per vetro semplice, vetro assorbente e vetro camera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Solar heat gain factor (SHGF) per 40° latitudine nord (ASHRAE 1997) (W/m2) . Radiazione solare massima estiva su superfici verticali (W/m2) . . . . . . . . . . . . . Radiazione solare massima estiva trasmessa (solar heat gain) attraverso vetro semplice verticale (W/m2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di riduzione della trasmittanza per la presenza di una serranda avvolgibile in legno collocata all’esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di riduzione della trasmittanza per la presenza di una serranda avvolgibile in PVC collocata all’esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficienti di riduzione della trasmittanza per la presenza di una veneziana collocata all’esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori di ombreggiamento (SC) per diversi tipi di vetri con veneziane interne . . Temperature sole-aria (t0) per 21 luglio 40° latitudine nord (°C) . . . . . . . . . . . . . Calore ceduto dalle persone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di contemporaneità per affollamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Potenza elettrica installata per illuminazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Potenza dissipata in ambiente da macchine accoppiate a motori elettrici (W) . . Potenze dissipate da apparecchiature elettroniche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Potenze dissipate da stampanti laser e fotocopiatrici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Potenze dissipate da apparecchiature d’ufficio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori di carico per diversi tipi di ufficio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Carichi di raffreddamento per differenti densità dei carichi . . . . . . . . . . . . . . . . .

32.5 32.6 32.7 32.8 32.9 32.10 32.11 32.12 32.13 32.14 32.15 32.16 32.17 32.18 32.19 32.20 32.21

1233 1234 1236 1239

1278 1281 1284 1287 1288 1292 1295 1300 1300 1301 1301 1304 1307 1308 1310 1312 1313 1313 1314 1314 1315

03-INDICE TABELLE-08

XXXVIII

32.22

16-01-2009

9:43

Pagina XXXVIII

INDICE DELLE TABELLE

32.24

Suddivisione delle emissioni per radiazione e per convezione da apparecchiature di ufficio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1316 Percentuale di calore radiante e convettivo sul totale calore sensibile (sensible heat gain) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1323 Carichi termici e portate d’aria unitarie per diverse applicazioni . . . . . . . . . . . . . 1325

33.1

Percentuale delle ore di funzionamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1333

35.1 35.2 35.3 35.4 35.5 35.6 35.7 35.8 35.9 35.10 35.11

Dati di progetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Parametri ambientali nei blocchi operatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate minime di rinnovo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati di funzionamento e di riferimento per il calcolo degli impianti per ospedali . Portate d’aria esterna espresse come ricambi/ora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori consigliati per la conservazione dei beni artistici in condizioni di clima stabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limiti massimi di concentrazione di inquinanti per musei e archivi . . . . . . . . . . Attività metabolica relativa a diversi sport . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dati di riferimento per il progetto di un palazzo dello sport . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori Fa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizioni termoigrometriche in diversi locali universitari . . . . . . . . . . . . . . . . .

1509 1513 1523 1525 1529 1547

36.1 36.2 36.3 36.4 36.5 36.6 36.7

Perdite di carico indicative per alcuni componenti dei gruppi di trattamento aria . Taglie motori trifasi 380÷460 V; 50 Hz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione sonora (Lp) e potenza sonora (Lw) per motori asincroni . . . . . . . . . . . . Campi di impiego dei diversi refrigeratori d’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contenuto d’acqua dell’impianto (m3) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensioni minime suggerite per centrali frigorifere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vita media attesa per vari tipi di macchina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1569 1573 1574 1583 1594 1604 1610

37.1

Protocolli standard europei per la Building Automation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1666

32.23

1424 1437 1448 1453 1480

PARTE SESTA: REFRIGERAZIONE 38.1 38.2 38.3 38.4 38.5 38.6

Coefficienti di effetto utile per diversi tipi di macchine a compressione . . . . . . . Caratteristiche termodinamiche di alcuni fluidi frigorigeni . . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà termodinamiche dei principali fluidi frigorigeni attualmente in uso . . Effetti fisiologici dell’ammoniaca sugli esseri umani . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Proprietà dell’ammoniaca: R-717 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori di COP per compressori alternativi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1675 1676 1683 1687 1688 1694

40.1 40.2 40.3 40.4

Variazione della resa e dell’assorbimento in funzione del fattore di sporcamento . Fattori di sporcamento per diversi tipi di acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura di condensazione per diversi fluidi raffreddanti . . . . . . . . . . . . . . . . Temperature di condensazione per diversi valori della temperatura al bulbo umido

1718 1718 1721 1727

PARTE SETTIMA: RISORSE ENERGETICHE 42.1 42.2

Classificazione delle fonti primarie di energia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1753 Anidride carbonica sviluppata per unità di energia prodotta (potere calorifico inferiore) nella combustione di combustibili fossili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1753

03-INDICE TABELLE-08

16-01-2009

9:43

Pagina XXXIX

INDICE DELLE TABELLE

XXXIX

42.3 42.4 42.5

Produzione annua e riserve provate primarie fossili nel 2005 . . . . . . . . . . . . . . . 1754 Condizioni per funzionamento misto con ventilazione naturale e meccanica . . . 1757 Confronto fra le principali caratteristiche delle soluzioni proposte . . . . . . . . . . . 1774

43.1

Classificazione delle risorse geotermiche in base alla temperatura °C (secondo diversi studiosi, vedasi bibliografia) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1782 Vita media prevista e relative pressioni massime di esercizio continuo per tubazioni di polietilene, in funzione della temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1791

43.2 44.1 44.2

Valori caratteristici e costi per differenti tipologie di collettori . . . . . . . . . . . . . . 1810 Coefficienti di correlazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1832

PARTE OTTAVA: TARATURE E COLLAUDI DEGLI IMPIANTI 46.1 46.2

Tolleranze per le misure di portata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1859 Valori di n per riscaldamento continuo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1901

04-INDICE FIGURE-08

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Pagina XLI

Indice delle figure PARTE PRIMA: FONDAMENTI 1.1

Relazione tra le diverse scale di temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

2.1 2.2

39

2.3 2.4 2.5 2.6 2.7 2.8 2.9 2.10 2.11 2.12 2.13

Trasformazione quasistatica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Piano di Clapeyron: rappresentazione di una trasformazione, quasistatica, nel piano p - v . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazione chiusa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambio di lavoro con l’esterno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rappresentazione del lavoro in un processo aperto con deflusso . . . . . . . . . . . . . Trasformazione a pressione costante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasformazione a volume specifico costante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Politropiche nel piano p – v . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione di saturazione dell’acqua in funzione della temperatura . . . . . . . . . . . Diagramma temperatura-entropia per vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma entropico schematico per l’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma schematico di Mollier per l’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di Mollier per il vapor d’acqua. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

40 40 41 42 43 44 45 53 55 56 57 61

3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6

Schema elementare di un impianto con motore a turbina a vapore . . . . . . . . . . . Ciclo Rankine ideale per vapore surriscaldato nel piano T - s . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo Rankine nel piano h - s . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema elementare di un impianto con turbina a gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo Brayton-Joule nel piano p - v . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo Brayton-Joule nel piano T - s . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

62 63 63 65 65 66

4.1 4.2

Conduzione in un materiale omogeneo e isotropo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione della temperatura nello spessore di una parete di materiale omogeneo e isotropo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione della temperatura in una parete costituita di due strati di natura diversa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione di temperatura nella parete di un cilindro cavo . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caso di due cilindri sovrapposti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubo coibentato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione della resistenza totale di isolamento di un tubo coibentato al variare del raggio dello strato coibente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flusso di calore da un ambiente a temperatura ti verso un altro a temperatura te . Scambiatore equicorrente; andamento delle temperature dei fluidi primario e secondario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatore controcorrente, andamento delle temperature dei fluidi primario e secondario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatore di calore del tipo a fascio tubiero con tubi a U . . . . . . . . . . . . . . . .

68

4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11

86 87 89 89 90 90 97 114 114 116

04-INDICE FIGURE-08

XLII

16-01-2009

10:55

Pagina XLII

INDICE DELLE FIGURE

4.12 4.13

Coefficiente correttivo F . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambiatore di calore a piastre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

118 119

5.1 5.2 5.3

Diagramma di Glaser . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di Glaser . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di Glaser . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

127 128 129

6.1 6.2

151

6.26 6.27 6.28

Diagramma di Mollier per l’aria umida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 1, temperatura normale da 0 a 50 °C, a livello del mare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 2, temperatura bassa da ⫺40 a +10 °C a livello del mare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 3, temperatura alta da 10 a 120 °C a livello del mare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 4, temperatura altissima da 100 a 200 °C a livello del mare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 5, temperatura normale da 0 a + 50 °C per 750 metri di altitudine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 6, temperatura normale da 0 a + 50 °C per 1500 metri di altitudine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 7, temperatura normale da 0 a + 50 °C per 2250 metri di altitudine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di miscelazione adiabatica di due masse d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Miscela di due masse d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un sistema di raffreddamento o riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . Riscaldamento senza umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un sistema di raffreddamento e deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . Raffreddamento con deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un sistema con preraffreddamento, raffreddamento con deumidificazione e successivo postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Preraffreddamento, raffreddamento con deumidificazione e successivo postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un sistema con preriscaldamento e umidificazione ad acqua . . . . . . . Differenti processi di umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un sistema con preriscaldamento, umidificazione a vapore e postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Preriscaldamento, umidificazione a vapore e postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . Schema di un sistema con preriscaldamento, umidificazione adiabatica con acqua e postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Preriscaldamento, umidificazione adiabatica con acqua e postriscaldamento . . . Schema di un sistema di climatizzazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trattamento aria al fine di climatizzare un ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetto dei ventilatori e del guadagno di calore sulle condizioni dell’aria inviata in ambiente e sulla potenza frigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo delle condizioni termoigrometriche ambientali, in un impianto VAV . Face and by-pass control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Postriscaldamento per garantire le condizioni ambientali di progetto . . . . . . . . .

184 186 188 189

7.1 7.2 7.3

Onda sonora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Addizione di livelli sonori in dB . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottrazione di livelli sonori in dB . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

192 194 194

6.3 6.4 6.5 6.6 6.7 6.8 6.9 6.10 6.11 6.12 6.13 6.14 6.15 6.16 6.17 6.18 6.19 6.20 6.21 6.22 6.23 6.24 6.25

153 154 155 156 157 158 159 160 162 163 164 165 166 169 170 171 173 174 175 177 178 180 182

04-INDICE FIGURE-08

16-01-2009

10:55

Pagina XLIII

INDICE DELLE FIGURE

7.4 7.5 7.6 7.7 7.8 7.9 7.10 7.11 7.12 7.13 7.14 7.15 7.16 7.17 7.18 7.19 7.20 7.21 7.22 7.23 7.24 8.1 8.2 8.3 8.4 8.5 8.6 8.7a 8.7b 8.8 8.9 8.10 8.11

8.12

8.13 8.14

Curve isofoniche (audiogramma normale) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve normalizzate di ponderazione A, B e C dei fonometri . . . . . . . . . . . . . . . . Indici NC di valutazione del rumore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve di valutazione RC . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per l’installazione dei ventilatori centrifughi . . . . . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per l’installazione dei ventilatori assiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Silenziatore rettangolare e circolare (Woods) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per l’installazione di silenziatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Posizionamento di un rilevatore in un canale di condizionamento . . . . . . . . . . . Linee guida per ridurre il rumore rigenerato dai gomiti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per ridurre il rumore rigenerato dalle diramazioni . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per ridurre il rumore rigenerato dai Te . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Linee guida per ridurre il rumore rigenerato da variazioni di percorso, variazioni di sezione ecc. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torre di raffreddamento con ventilatori assiali (Baltimore Aicoil Italia) . . . . . . . Supporti antivibranti a molla . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Supporto antivibrante in elastomero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di supporti sotto macchine rotanti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Giunti antivibranti e tipo montaggio per gruppo pompa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sostegni antivibranti per tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento quantitativo del potere fonoisolante di una parete a strato semplice . Isolamento acustico nei passaggi di tubazioni e canalizzazioni attraverso una struttura divisoria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Intervallo di incertezza: intervallo in cui potrebbe, con una certa probabilità, ricadere il valore ritenuto vero del misurando . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Configurazione generalizzata di uno strumento di misura . . . . . . . . . . . . . . . . . . Funzione caratteristica, sensibilità, soglia di sensibilità e zero vivo . . . . . . . . . . Schema di un termometro a dilatazione di liquido di tipo industriale . . . . . . . . . Diverse profondità di immersione per i termometri in vetro a riempimento di liquido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometro a tensione di vapore per temperature di processo superiori o inferiori alle temperature ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Deformazione di una lamina bimetallica sottoposta a carico termico . . . . . . . . . Esempio schematico di un termometro bimetallico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometro a bimetallo (Scantor) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetto Seebeck: la d.d.p. tra i punti M ed N (ES) è diversa da zero se e solo se t1 ≠ t2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Legge delle temperature successive o intermedie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipi di giunti di misura di termocoppie: (a) giunto isolato con guaina saldata; (b) giunto a massa; (c) giunto isolato con guaina estrusa; (d) giunto esposto; (e) termocoppia concentrica. 1 guaina metallica; 2 conduttore; 3 giunto di misura; 4 chiusura refrattaria della guaina; 5 polvere isolante compattata, ossido di magnesio (MgO) o allumina (Al2O3) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipi di sezioni rette di termocoppie inguainate con polvere minerale isolante: (a) tipo semplice; (b) tipo doppio; (c) tipo concentrico; 1 conduttori; 2 polvere minerale isolante; 3 guaina metallica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Configurazione generalizzata di un termometro a resistenza . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento della resistività elettrica normalizzata rispetto al valore di resistività a 0 °C di Ni, Cu, Pt . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

XLIII

199 200 206 207 216 217 221 223 224 225 225 225 226 227 229 230 230 231 232 234 234 238 241 242 251 252 254 254 255 255 257 258

261

262 265 267

04-INDICE FIGURE-08

XLIV

8.15 8.16 8.17 8.18 8.19 8.20 8.21 8.22 8.23 8.24 8.25 8.26 8.27 8.28 8.29

8.30 8.31 8.32 8.33 8.34 8.35 8.36 8.37 8.38 8.39 8.40 8.41 8.42 8.43 8.44 8.45 8.46 8.47 8.48 8.49 8.50 8.51 8.52 8.53 8.54 8.55

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Caratteristiche costruttive della termoresistenza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche ISO di termistori per misure di temperatura accurate . . . . Rappresentazione schematica di un pirometro monocromatico di tipo fotoelettrico Schema di funzionamento di un termometro a radiazione a “banda larga” . . . . . Esempi di pirometri industriali: pirometro fotoelettrico (a sinistra); pirometro portatile (al centro); pirometro a irraggiamento a radiazione totale (a destra) . . . Esempio di rapporti tra dimensioni del target (d) e distanza l dal pirometro, per una determinata ottica del pirometro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometro a raggi infrarossi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termometro elettronico (Testo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sonde termometriche (Testo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento di una termocamera con rilevatore IRFPA . . . . . . . . . Esempio di una termocamera all’infrarosso (basata su focal plane array) . . . . . Esempio di immagini termografiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometro a capello . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sensori igroscopici resistivi. In alto sensore resistivo ionico a forma di wafer, in basso a forma cilindrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . A sinistra: sensore resistivo ionico: (a) film conduttivo, igrometrico di tipo polimerico, (b) contatti elettrici, (c) elettrodi. A destra: risposta esponenziale di un sensore resistivo a 25 °C . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tempo di ripristino di un sensore resistivo ricoperto di materiale ceramico . . . . Igrometro capacitivo: (a) elettrodo superiore, (b) polimero, (c) elettrodo inferiore, (d) substrato di vetro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva caratteristica dei sensori idrometrici capacitivi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sensore igroscopico a impedenza variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sensore di umidità a condensazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidità relativa in funzione delle temperature del bulbo secco e del bulbo umido espresse in °C . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Psicrometro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Igrometro a ventilazione forzata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un igrometro elettrolitico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Campo di valori per diversi strumenti di misurazione della pressione . . . . . . . . . Manometro a U . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misura di una pressione differenziale pA > pB . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Angolo al contorno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Micromanometro di Prandtl . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Manometro a tubo inclinato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sensori di pressione: (a) diaframma corrugato; (b) capsula; (c) soffietto; (d) tubo di Bourdon a C; (e) tubo di Bourdon ritorto; (f) tubo di Bourdon a elica . . . . . . Manometri Bourdon . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasduttore di pressione potenziometrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento di un trasduttore a capacità variabile . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento di un trasduttore a induttanza variabile . . . . . . . . . . . Trasduttore di pressione: a) piezoelettrico; b) a struttura risonante a filo . . . . . . Attacchi per manometri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Anemometro a ventolina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un anemometro a ventolina: posizionamento dell’anemometro rispetto alla direzione del flusso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Anemometro a filo caldo (Airflow-De Costa) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva di taratura di un anemometro a filo caldo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

268 270 271 273 273 274 275 276 277 278 279 280 282 284

285 285 287 287 289 291 291 292 293 295 297 298 299 301 302 302 303 306 307 310 311 312 315 316 316 317 319

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8.56 8.57 8.58 8.59 8.60 8.61

XLV

322 323 324 325 326

8.90 8.91 8.92 8.93 8.94 8.95 8.96

Sezione di un tubo di Pitot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Manometro Magnehelic (Dwyer-SEI) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misurazione delle tre pressioni in diverse situazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubi di Pitot e micromanometro elettronico (Airflow-De Costa) . . . . . . . . . . . . . Profili di velocità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Punti di misurazione per canale rettangolare. La serie di forature si potrà chiudere per mezzo di una piastra con guarnizione, fissata al canale con autofilettanti . . Punti di misurazione per canale circolare. I due fori per le misure potranno essere chiusi per mezzo di una flangetta con guarnizioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Annubar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Griglia di Wilson . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distanze di rispetto per misurazioni precise . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diaframma calibrato a prese radiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diaframma calibrato con prese a camere anulari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Boccaglio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubo Venturi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore ad area variabile (rotametro). A spinta di Archimede; B spinta idrodinamica; W forza peso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rotametro (Fisher & Porter) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore a disco oscillante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore a pistone rotante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore volumetrico a lamelle retrattili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore volumetrico a turbina del tipo getto singolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore volumetrico a turbina del tipo multigetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore volumetrico a turbina del tipo S Woltmann . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore volumetrico a turbina del tipo P Woltmann . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi tipici di installazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collocazione di elementi perturbatori a valle del contatore . . . . . . . . . . . . . . . . . Portate caratteristiche di un misuratore volumetrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Formazione di vortici a valle di un ostacolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione del numero di Strouhal in funzione del numero di Reynolds . . . . . . . Swirlmeter (Fischer & Porter) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di installazione per misuratore di portata a vortice . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore a effetto Coanda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore di portata elettromagnetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Precauzioni da adottare nell’installazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore elettromagnetico: a) disposizione degli elettrodi, b) effetto del livello del fluido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di principio di un sensore di portata a ultrasuoni . . . . . . . . . . . . . . . . . . Misuratore di portata calorimetrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tachimetro stroboscopico (Testo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pinze amperometriche (Escort – Ampère) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fonometro (Cel) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termoigrografo registratore (Salmoiraghi) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di montaggio contatori di energia termica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9.1 9.2 9.3 9.4

Viscosità di alcuni combustibili liquidi in funzione della temperatura . . . . . . . . . Apparecchio di Orsat . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchio Fyrite per la determinazione di CO2 + SO2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di analizzatore elettronico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

374 391 391 392

8.62 8.63 8.64 8.65 8.66 8.67 8.68 8.69 8.70 8.71 8.72 8.73 8.74 8.75 8.76 8.77 8.78 8.79 8.80 8.81 8.82 8.83 8.84 8.85 8.86 8.87 8.88 8.89

327 329 329 330 331 331 333 333 334 337 338 339 340 340 341 342 342 342 343 345 346 347 347 348 349 349 351 352 352 353 355 357 358 360 361 362

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9.5 9.6 9.7

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Analizzatore di gas combusti (Testo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Triangolo di combustione per gas metano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchio indicatore della colorazione dei fumi (Bacharach) . . . . . . . . . . . . .

393 396 397

PARTE SECONDA: COMFORT E MICROCLIMA 10.1 10.2 10.3 10.4 10.5 10.6

10.7

10.8

10.9 10.10 10.11 11.1 11.2 12.1

Valori di clo raccomandati per diverse temperature operanti per attività sedentaria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma dei valori accettabili di temperatura operante e umidità relativa per attività leggera (ⱕ 1,2 met), abbigliamento tipico stagionale . . . . . . . . . . . . . . . . Percentuale prevista di insoddisfatti (PPD) in funzione del voto medio previsto (PMV) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Disagio locale causato da una differenza di temperatura verticale. PD percentuale di insoddisfatti; Δta,v differenza verticale di temperatura fra testa e piedi . . . . Disagio locale causato da pavimento caldo o freddo. PD percentuale di insoddisfatti; tf temperatura del pavimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Disagio locale causato da asimmetria della temperatura media radiante. PD percentuale di insoddisfatti; Δtpr asimmetria della temperatura radiante; 1 soffitto caldo; 2 parete fredda; 3 soffitto freddo; 4 parete calda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura operante ottimale in funzione dell’abbigliamento e dell’attività. I diagrammi riportano anche i valori ottimali di temperatura. PPD percentuale prevista di insoddisfatti; X resistenza termica dell’abbigliamento (clo); X⬘ resistenza termica dell’abbigliamento (m2 °C/W); Y potenza metabolica (met); Y⬘ potenza metabolica (W/m2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Massima velocità media dell’aria in funzione della sua temperatura e dell’intensità della turbolenza; ta,l temperatura dell’aria, °C; Va,l velocità media dell’aria, m/s; Tu intensità della turbolenza, % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Oscillazioni della velocità dell’aria in ambiente climatizzato . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità media dell’aria in funzione della temperatura e della turbolenza, per PPD = 15% . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocità dell’aria necessaria per compensare aumenti di temperatura . . . . . . . . .

417 420 426 427 428

428

430

431 433 433 435

Differenti tipi di aria negli impianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locali di pubblico spettacolo e di riunione. Andamento delle portate di aria esterna in funzione del rapporto V/n . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

460 477

Irraggiamento solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

530

PARTE TERZA: MOTO DEI FLUIDI 13.1

13.2

13.3 13.4

Profili di velocità (regime di moto laminare e regime di moto turbolento) per un – tra la velofluido che scorre in un condotto circolare. In ascisse è il rapporto w/w cità alla distanza r dall’asse e la velocità media di sezione . . . . . . . . . . . . . . . . . – tra la velocità media e quella massima in una Fattori di sezione (rapporto w/w max stessa sezione) in funzione del numero di Reynolds per condotti a sezione rettangolare e circolare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Abaco di Moody . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Abaco per la determinazione delle perdite di carico distribuite in condotti a sezione circolare (ε = 0,09; passo giunzioni 1,2 m; massa volumica 1,204 kg/m3) . . .

552

552 554 557

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13.5 13.6 13.7 13.8 13.9 13.10 13.11 13.12 13.13a 13.13b 13.14 13.15 13.16 13.17 13.18 13.19 13.20 13.21 13.22 13.23 13.24 13.25 13.26 13.27 13.28 13.29 13.30 13.31 13.32 13.33 13.34 13.35 13.36 13.37 13.38 13.39 13.40 13.41 13.42 13.43 13.44 13.45 13.46

XLVII

Fattori di correzione Km delle perdite di carico distribuite (ricavate dall’abaco della fig. 13.4) per rugosità differenti da quella standard . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fattori di correzione KT e KE delle perdite di carico distribuite (ricavate dall’abaco della figura 13.4) per temperature e quote differenti da quelle standard) . . . . Coefficienti di perdite per pezzi speciali circolari (O) e rettangolari (■ ■) . . . . . . Coefficienti di perdita per pezzi speciali e particolari dispositivi nei canali circolari e rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Interazione per alcuni elementi in serie di un circuito aeraulico . . . . . . . . . . . . . Valori del coefficiente K per un canale rettilineo fra due elementi in serie . . . . . Valori del coefficiente K per cambiamenti di direzione ravvicinati . . . . . . . . . . . Curva caratteristica di un circuito aeraulico in condizioni di turbolenza . . . . . . . Perdite di carico di batterie di scambio termico: batteria asciutta . . . . . . . . . . . . Perdite di carico di batterie di scambio termico: batteria bagnata . . . . . . . . . . . . Diagramma delle pressioni lungo un circuito aeraulico teorico . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore centrifugo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva caratteristica del ventilatore e del circuito con il punto di progetto . . . . . . Possibili curve caratteristiche di un circuito . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Campo di possibili prestazioni di un ventilatore con le tolleranze ammesse . . . . Ventilatore centrifugo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilatori centrifughi: a) a semplice aspirazione, b) a doppia aspirazione . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore con pale curvate all’indietro . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore con pale radiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore con pale curvate in avanti . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore centrifugo a pale rovesce piane . . . . . . . . Forme costruttive di un ventilatore centrifugo e posizioni del motore . . . . . . . . . Ventilatori assiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore assiale a elica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore assiale con girante intubata . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore assiale con preraddrizzatore . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore tangenziale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore centrifugo per torrini da tetto . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore elico-centrifugo per torrini da tetto . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore assiale per torrini da tetto . . . . . . . . . . . . . Regolazione a strozzamento con una velocità (ventilatore centrifugo) . . . . . . . . Regolazione a strozzamento con due velocità (ventilatore centrifugo) . . . . . . . . Regolazione a strozzamento con una velocità (ventilatore assiale) . . . . . . . . . . . Andamenti tipici delle potenze assorbite al variare della portata per diverse classi di ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione di velocità (ventilatore centrifugo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione di velocità (ventilatore assiale) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore centrifugo con pale curvate all’indietro, con alette direzionali per la regolazione della portata sull’aspirazione (VIV) . . . Regolazione con distributore per ventilatore assiale a una sola velocità . . . . . . . Curve caratteristiche di un ventilatore assiale con regolazione dell’inclinazione delle pale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve di potenza assorbita per diversi sistemi di controllo della portata . . . . . . . System effect . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lunghezza minima che deve avere il condotto a valle dei ventilatori per una buona distribuzione della velocità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di aspirazione per ventilatori centrifughi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

558 559 562 563 564 565 565 566 568 569 571 572 573 574 574 578 578 579 581 582 583 584 585 586 587 588 589 590 591 592 592 593 593 594 594 595 595 596 597 598 599 600 601

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13.47 13.48 13.49 13.50 13.51 13.52 13.53 13.54 13.55 13.56 13.57 13.58 13.59 13.60 14.1a 14.1b 14.2 14.3 14.4 14.5 14.6 14.7 14.8 14.9 14.10 14.11 14.12 14.13 14.14 14.15 14.16 14.17 14.18 14.19 14.20 14.21 14.22 14.23 14.24 14.25 14.26 14.27

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Curva caratteristica di due ventilatori uguali in parallelo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva caratteristica di due ventilatori uguali in serie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma per la scelta delle griglie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristica propria di serranda ad alette parallele . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristica propria di serranda ad alette contrapposte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche effettive di serranda ad alette parallele . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche effettive di serranda ad alette contrapposte . . . . . . . . . . . . . Controllo della temperatura ambiente con azione sulla serranda di regolazione della portata d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Serrande ad alette parallele per regolazione miscela . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva caratteristica di miscela . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lamiere forate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolatore meccanico automatico per portata costante serie RN (Trox) . . . . . . . Regolatore per portata variabile Serie TVR (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cassetta monocondotto a portata variabile Serie TVZ (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusori del gruppo “A”, a parete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusori del gruppo “A”, a soffitto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Movimento dell’aria con diffusori del gruppo “B” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Movimento dell’aria con diffusori del gruppo “C” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Movimento dell’aria con diffusori del gruppo “D” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Movimento dell’aria con diffusori del gruppo “E” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Percentuale di insoddisfatti in funzione della temperatura e della velocità dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Illustrazione schematica del moto dell’aria in un locale con ventilazione a dislocamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Terminale di diffusione aria per dislocazione (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gradienti di temperatura in un sistema di ventilazione a dislocamento . . . . . . . . Esempi di ventilazione locale: a) sotto le poltrone, b) sui banchi . . . . . . . . . . . . Caratteristiche aerauliche dei diffusori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bocchetta con doppio ordine di alette singolarmente regolabili e serrandina posteriore, costituita da captatore-raddrizzatore obliquo regolabile frontalmente . Bocchetta con doppio ordine di alette (FCR) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schemi di installazione di bocchette . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusori applicati a soffitto: a) distribuzione orizzontale, b) distribuzione verticale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sia con canale in controsoffitto, che come canale in vista, è consigliabile inserire un captatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusori circolari (FCR) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a coni fissi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a coni regolabili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore circolare a singolo cono regolabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore circolare con disco forellato e feritoia regolabile . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a effetto elicoidale con alette fisse (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a geometria variabile ad alto effetto induttivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a geometria variabile: a) fase di raffreddamento; b) fase intermedia; c) fase di riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a geometria variabile per grandi altezze . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusori multidirezionali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore lineare a feritoie regolabili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

601 602 605 609 610 610 611 611 613 614 615 616 617 618 620 621 623 624 625 626 627 629 631 632 635 642 643 643 645 646 648 648 649 649 650 650 651 651 652 652 653 654

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Ugello . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diffusore a pavimento con distribuzione elicoidale, flangia e cestello raccoglipolvere (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di aspirazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

655 656

15.1 15.2 15.3 15.4 15.5 15.6 15.7 15.8 15.9 15.10 15.11 15.12 15.13 15.14 15.15 15.16 15.17 15.18 15.19 15.20 15.21 15.22 15.23 15.24 15.25 15.26 15.27 15.28 15.29 15.30 15.31 15.32 15.33 15.34 15.35 15.36 15.37

Canali spiroidali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensioni per curve imbutite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensioni per curve a settori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di derivazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempio di pezzi a T con derivazione imbutita concentrica . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di pezzi a T con derivazione conica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pezzi speciali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di pezzi di trasformazione conici concentrici ed eccentrici . . . . . . . . . . . Dimensioni dei canali rettangolari in funzione dei diametri equivalenti . . . . . . . Giunzioni trasversali piatte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Giunzioni trasversali piatte con irrigidimenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Giunzioni trasversali con funzione di irrigidimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Giunzione trasversale con tirante di rinforzo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Giunzioni longitudinali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di curve per canali rettangolari (dimensioni in mm) . . . . . . . . . . . . . . . . Posizionamento dei deflettori (dimensioni in mm) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alette direttrici da inserire nei gomiti di canali rettangolari . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamento di una derivazione in funzione di una portata . . . . . . . . . . . . Suddivisione di un canale in funzione delle portate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Angoli di inclinazione ammessi per variazione di sezione . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemazione tipica di una batteria di riscaldamento a canale . . . . . . . . . . . . . . . Presa d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sostegni per canali di piccole dimensioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sostegni per canali di grandi dimensioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sostegni per canali circolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condotti flessibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico per condotti flessibili in PVC e alluminio . . . . . . . . . . . . . . . . . Supporti per condotti flessibili . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Serranda a iride per misurare e regolare la portata d’aria in un condotto . . . . . . Distanze minime da rispettare nell’installazione delle serrande a iride . . . . . . . . Serranda tagliafuoco (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchiatura per la prova di tenuta dei canali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Apparecchiatura Lindab per la verifica della tenuta dei canali . . . . . . . . . . . . . . . Esempio di coibentazione dei ponti termici costituiti dalle flange . . . . . . . . . . . . “Tappo” di ispezione tipica per canale circolare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Posizioni suggerite per le ispezioni nelle condotte di un impianto a doppio canale . Sistema di distribuzione dell’aria con manica tessile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

659 664 664 665 665 665 666 666 667 669 669 670 671 672 673 674 675 675 675 676 676 677 679 679 679 683 684 685 687 687 688 693 694 695 704 705 708

16.1a 16.1b 16.2a

Perdite di carico per acqua in tubazioni commerciali in acciaio: temperatura 7 °C . Perdite di carico per acqua in tubazioni commerciali in acciaio: temperatura 85 °C (1ª parte) Tubi in rame. Diagrammi per la determinazione delle perdite di carico lineari. Tubazioni con diametro in millimetri. Acqua a 10 °C . . . . . . . . . . . . . . . (2ª parte) Tubi in rame. Diagrammi per la determinazione delle perdite di carico lineari. Tubazioni con diametro in millimetri. Acqua a 10 °C . . . . . . . . . . . . . . . (1ª parte) Tubi in rame. Diagrammi per la determinazione delle perdite di carico lineari. Tubazioni con diametro in millimetri: acqua a 40 °C . . . . . . . . . . . . . . . .

715 716

16.2a 16.2b

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16.2b 16.2c 16.2c 16.3 16.4 16.5 16.6 16.7 16.8 16.9 16.10 16.11 16.12 16.13 16.14 16.15 16.16

16.17

16.18 16.19 16.20

17.1 17.2 17.3 17.4 17.5 17.6 17.7 17.8 17.9 17.10 17.11 17.12 17.13

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INDICE DELLE FIGURE

(2ª parte) Tubi in rame. Diagrammi per la determinazione delle perdite di carico lineari. Tubazioni con diametro in millimetri: acqua a 40 °C . . . . . . . . . . . . . . . . (1ª parte) Tubi in rame. Diagrammi per la determinazione delle perdite di carico lineari. Tubazioni con diametro in millimetri: acqua a 70 °C . . . . . . . . . . . . . . . . (2ª parte) Tubi in rame. Diagrammi per la determinazione delle perdite di carico lineari. Tubazioni con diametro in millimetri: acqua a 70 °C . . . . . . . . . . . . . . . . Perdite di carico in tubi di polietilene alta densità PN 16 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di una pompa centrifuga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di una pompa centrifuga per diverse velocità di rotazione . Campi di funzionamento di pompe centrifughe a 2900 giri/min e a 1450 giri/min (KSB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompe in serie e in parallelo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche con pompe in serie e in parallelo. H prevalenza; R resistenza del circuito; P potenza assorbita . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Convenienza dell’utilizzo di una pompa a velocità variabile . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di pompa centrifuga azionata a velocità variabile . . . . . . . Variazione delle prestazioni di una pompa ottenuta modificandone il diametro . Configurazioni di pompe: a) pompa in-line; b) pompa monoblocco; c) pompa centrifuga a basamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma delle perdite di carico di una valvola a flusso avviato. Valori Kv in funzione del grado di apertura (KSB) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione a semplice batteria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Correlazione tra portata percentuale fluente nella batteria (Q%) e potenza resa (P%). Le curve corrispondono a quattro diversi salti termici di progetto. Temperatura di mandata 90 °C . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento della caratteristica idraulica di una valvola di regolazione automatica. Q, portata percentuale; h, alzata percentuale dello stelo. 1 caratteristica lineare; 2 caratteristica ugualpercentuale; 3 caratteristica ugualpercentuale corretta per chiusura totale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagrammi relativi alla batteria, alla valvola e quello risultante dalla combinazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione differenziale della valvola . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di una valvola ugualpercentuale (1). La deformazione si accentua al diminuire dell’autorità. Con autorità = 0,1 la caratteristica diventa quasi lineare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collari di sostegno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alcuni esempi di staffe. H = spessore isolante + 30 mm minimo . . . . . . . . . . . . Diagramma dell’allungamento delle tubazioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito a “L” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito a “Z” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito a “U” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compensatore assiale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compensatore angolare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Applicazioni tipiche dei compensatori angolari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compensatore a snodo cardanico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Applicazioni tipiche dei compensatori a snodo cardanico . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compensatore sferico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Supporto a rullo per appoggio curvo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

720 721 722 723 732 734 736 737 737 738 740 741 742 743 745 746

747

748 749 750

751 768 770 773 774 774 774 775 776 777 777 778 778 779

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INDICE DELLE FIGURE

17.14 17.15 17.16 17.17

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779 780 781

17.18 17.19 17.20 17.21 17.22

Supporto a rullo per appoggio piano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selle con collare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Guida completa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempio di corretta esecuzione dell’isolamento in corrispondenza delle staffe. La quota L viene dimensionata in relazione al coefficiente di resistenza alla compressione del materiale isolante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubazioni verticali (a) e tubazioni tracciate (b) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Particolare di scatola smontabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Particolare di isolamento supporti serbatoi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione tipica dello scavo per posa di tubi preisolati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cavo scaldante autoregolante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

18.1 18.2 18.3 18.4 18.5 18.6 18.7 18.8 18.9 18.10 18.11 18.12 18.13 18.14 18.15 18.16 18.17 18.18 18.19

Valvola di intercettazione a flusso avviato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di intercettazione a flusso libero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di ritegno a flusso avviato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di ritegno a clapet o a battente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola a farfalla . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola a sfera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di sicurezza a leva a grande alzata. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di sicurezza a molla a grande alzata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Saracinesca per acqua a corpo piatto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rubinetto a maschio. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola per radiatore con preregolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola per radiatore con preregolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di riduzione della pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtro raccoglitore di impurità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola di taratura e bilanciamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve caratteristiche di valvole di bilanciamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvole a tre vie: miscelatrice e deviatrice . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola a quattro vie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valvola pneumatica a due vie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

804 805 805 806 807 807 808 809 810 811 812 812 813 814 815 815 816 817 818

19.1

Trattamento dell’acqua per impianti di riscaldamento ad acqua calda di potenza superiore a 350 kW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trattamento dell’acqua per impianti di riscaldamento ad acqua calda di potenza uguale o inferiore a 350 kW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto automatico proporzionale di dosaggio di poliammine alifatiche filmanti su un impianto di caldaia a vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito di raffreddamento con parziale recupero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

19.2 19.3 19.4

787 789 791 792 799 801

832 833 834 838

PARTE QUARTA: RISCALDAMENTO 20.1 20.2 20.3 20.4 21.1 21.2

Esempi di pareti fittizie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di pareti fittizie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di flusso che riassume il metodo di calcolo del carico termico totale . Diagramma di flusso delle procedure di calcolo e collegamenti con gli altri standard . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

868 868 882 894

Caldaia a condensazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto a condensazione con sistema di miscelazione errato . . . . . . . . . . . . . . .

912 913

04-INDICE FIGURE-08

LII

21.3 21.4 21.5 21.6 21.7 21.8 21.9 21.10 21.11 21.12 21.13 21.14 21.15 21.16 21.17 21.18 21.19 21.20 21.21 21.22 21.23 21.24 21.25

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INDICE DELLE FIGURE

Impianto a condensazione con sistema di miscelazione corretto . . . . . . . . . . . . . Caldaia a condensazione e accessori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione del rendimento termico utile dei generatori di calore al variare del fattore f di carico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo della temperatura di mandata con inserzione in sequenza di tre caldaie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito termoregolato e pompa anticondensa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione del rapporto “r” in funzione del fattore di carico “f” e dei Δt di progetto, per una temperatura massima di mandata (“f” = 1) di 85 °C . . . . . . . . . . . Andamento di q0 per diverse tipologie di impianto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentazione del bruciatore per aspirazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentazione del bruciatore per gravità . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentazione del bruciatore con serbatoio di servizio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentazione del bruciatore con impianto a sifone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locale fuori terra . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locale interrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locale interrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locale interrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Locale seminterrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Installazione all’aperto in adiacenze a parete . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Camera di raccolta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Particolare del camino con angoli arrotondati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caratteristiche generali del camino . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo dell’inquinamento atmosferico per impianti termici aventi potenzialità del focolare di 35 ÷ 1160 kW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo dell’inquinamento atmosferico per impianti termici aventi potenzialità del focolare superiore a 1160 kW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo dell’inquinamento atmosferico per impianti termici aventi potenzialità del focolare superiore a 2300 kW . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

913 914 916 916 917 919 920 937 939 940 941 944 944 945 946 946 947 962 963 964 967 968 969

22.1 22.2 22.3 22.4 22.5 22.6 22.7 22.8 22.9 22.10 22.11 22.12 22.13

Flussi energetici per produzione separata di energia elettrica e termica . . . . . . . Diagramma di flusso nel caso di cogenerazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di centrale di cogenerazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principio schematico di produzione del caldo e del freddo con cogenerazione . . Diagramma di flusso per un impianto di cogenerazione con motore alternativo . Schema di gruppi ad assorbimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema semplificato di un gruppo di cogenerazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di turbina a gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di flusso per cogenerazione con turbina a gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto di cogenerazione con turbina a vapore in contropressione . Diagramma di flusso per cogenerazione con turbina a vapore . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto a ciclo combinato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di flusso di impianto a ciclo combinato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

972 973 976 977 979 980 982 986 986 988 988 989 991

23.1 23.2 23.3 23.4 23.5

Possibili configurazioni di reti di teleriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottostazione di alimentazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottostazione di servizio per collegamento diretto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottostazione di servizio per allacciamento indiretto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Produzione di acqua calda sanitaria a riscaldamento istantaneo con limite della temperatura di ritorno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Produzione di acqua calda sanitaria con riscaldamento istantaneo a due circuiti .

1023 1025 1026 1027

23.6

1028 1029

04-INDICE FIGURE-08

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INDICE DELLE FIGURE

LIII

23.7 23.8

Produzione di acqua calda sanitaria con accumulo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1030 Produzione di acqua calda sanitaria con accumulo a due circuiti . . . . . . . . . . . . . 1030

24.1 24.2 24.3 24.4 24.5 24.6 24.7 24.8 24.9 24.10 24.11

Schema di una pompa di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo di una pompa di calore (ciclo Rankine a vapore surriscaldato) . . . . . . . . . Possibili sorgenti fredde per impianti a pompa di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Integrazione di una pompa con una caldaia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompa di calore acqua-acqua a inversione di ciclo integrata con una caldaia . . . Pompa di calore acqua-acqua con inversione sull’impianto . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento con modalità “solo freddo” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento con modalità “solo caldo” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento con modalità “freddo + recupero” . . . . . . . . . . . . . . . Andamento del COP per una pompa di calore acqua-acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . Potenza termica richiesta nei diversi giorni di una stagione di riscaldamento . . .

1035 1036 1039 1040 1040 1041 1043 1044 1046 1048 1050

25.1 25.2 25.3 25.4 25.5 25.6 25.7 25.8 25.9 25.10 25.11

Impianto a circolazione naturale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto a pioggia avente caldaia in cantina e radiatori a piano terreno . . . . . . . Impianto a sorgente avente caldaia in cantina e radiatori a piano terreno . . . . . . Circuito aperto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito chiuso con vaso di espansione aperto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito chiuso con vaso di espansione chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti con ritorno diretto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti con ritorno inverso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito ibrido con ritorni diretto e inverso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito monotubo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito monotubo a sviluppo verticale, con distribuzione a pioggia e ritorno diretto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito monotubo a sviluppo verticale, con distribuzione a pioggia e ritorno inverso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rete di distribuzione orizzontale con collettore complanare . . . . . . . . . . . . . . . . Eiettore per impianto monotubo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto monotubo con valvole a tre vie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distribuzione monotubo in serie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Maggiore è la perdita nel tratto A-B, maggiore è la portata in circolazione nel circuito secondario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pompa 2 nel circuito secondario nel caso di tratto A-B molto breve; quando la pompa 2 è ferma si ha circolazione solo nel circuito primario . . . . . . . . . . . . . . . Circuito primario e circuiti secondari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema con ritorno diretto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema con ritorno inverso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diverse possibili tipologie di circuiti secondari . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione del circuito secondario con comando sulla pompa . . . . . . . . . . . . . Regolazione del circuito secondario in funzione della temperatura esterna rilevata da una sonda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione del circuito secondario a mezzo spillamento dal circuito primario . Circuiti primario e secondario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Movimento dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemazione corretta di un radiatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Riduzione percentuale di resa per differenti modalità di posa dei radiatori . . . . . Variazione della temperatura con il tempo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Radiatore in ghisa a piastra . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1059 1060 1061 1063 1064 1065 1066 1067 1068 1069

25.12 25.13 25.14 25.15 25.16 25.17 25.18 25.19 25.20 25.21 25.22 25.23 25.24 25.25 25.26 25.27 25.28 25.29 25.30 25.31

1070 1071 1072 1072 1073 1073 1073 1074 1075 1075 1076 1076 1077 1077 1078 1078 1084 1085 1085 1086 1087

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LIV

25.32 25.33 25.34

25.35 25.36 25.37 25.38 25.39 25.40 25.41 25.42 25.43 25.44 25.45 25.46 25.47 25.48 25.49 25.50 25.51 25.52 25.53 25.54 25.55 25.56 25.57 25.58 25.59 25.60 25.61 25.62 25.63 25.64 25.65 25.66 25.67 25.68 25.69 25.70

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INDICE DELLE FIGURE

Differenti possibili allacciamenti dei radiatori alla rete di distribuzione . . . . . . . Schema della regolazione della temperatura dell’acqua ai corpi scaldanti, in funzione della temperatura esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 Valvola miscelatrice a tre vie con motore elettrico di azionamento; 2 sonda interna, 3 sonda esterna, 4 tubo di comando con orologio e programmi, 5 elettropompa di circolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 Pompa anticondensa, 2 valvole di ritegno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1 valvola a quattro vie, 2 produttore acqua calda sanitaria, 3 corpi scaldanti impianto di riscaldamento, 4 elettropompa di circolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di compensazione per un impianto a radiatori . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di valvola termostatica autoazionata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubo alettato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termoconvettore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termoconvettore da incasso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilconvettore con mobile di copertura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aerotermo a proiezione orizzontale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aerotermo a proiezione orizzontale con serranda manuale a bandiera per miscela aria esterna, aria di ricircolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aerotermo a proiezione verticale con presa di aria esterna dal tetto . . . . . . . . . . Confronto di gradienti termici per aerotermi a proiezione verticale (pensili) e proiezione orizzontale (a parete) con e senza accessorio di ripresa . . . . . . . . . . . Gradiente termico per aerotermi a parete (proiezione aria orizzontale) con temperatura di mandata aria 48 °C e bassa portata d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gradiente termico per aerotermi a parete (proiezione aria orizzontale) con temperatura di mandata aria 37 °C e grande portata d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento delle temperature di un locale riscaldato con radiatori o ventilconvettori in funzione dell’altezza dal pavimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento delle temperature di un locale riscaldato da un sistema radiante in funzione dell’altezza dal pavimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di un pavimento radiante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva caratteristica di base . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distribuzione di pannelli radianti a pavimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diversi possibili tracciati delle serpentine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di regolazione automatica compensata per impianto a pannelli . . . . . . . Diagramma di compensazione della temperatura dell’acqua per impianto a pannelli . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Foto di un ambiente con travi radianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termostriscia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Termostrisce applicate in un capannone industriale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Valori di pressione nel punto di inserzione dei diversi tipi di vasi di espansione . . Vaso di espansione aperto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vasi di espansione aperti per tre distinti generatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collegamento del vaso di espansione aperto a una caldaia . . . . . . . . . . . . . . . . . Collegamento del vaso di espansione con tubazioni di carico e di sicurezza . . . Collegamento di due generatori di calore a un’unica tubazione di sicurezza . . . Pompa sulla partenza. Schema di installazione e diagramma delle pressioni . . . Pompa sul ritorno. Schema di installazione e diagramma delle pressioni . . . . . . Strumentazione di sicurezza secondo norme ISPESL - vaso aperto . . . . . . . . . . . Impianto con vaso chiuso senza diaframma . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto con vaso chiuso con diaframma . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1089 1090

1091 1091 1092 1093 1094 1095 1095 1096 1097 1098 1099 1099 1100 1101 1101 1107 1107 1109 1110 1112 1113 1114 1115 1123 1124 1124 1127 1128 1129 1129 1130 1131 1134 1135 1136 1138 1139

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25.71

Strumentazione di sicurezza e controllo per impianto di riscaldamento con vaso chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1143

26.1

Protezione della tubazione nell’attraversamento di pareti perimetrali esterne o di solette . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1153 Schema funzionale di un impianto autonomo di riscaldamento con radiatori e di condizionamento con ventilconvettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1156

26.2

27.1 27.2 27.3 27.4 27.5

Contabilizzazione diretta, schema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contabilizzazione diretta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contabilizzazione indiretta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sottocentrale di riscaldamento e produzione d’acqua calda ad uso igienico-sanitario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centrale termica con utenze diverse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1162 1163 1164 1168 1168

PARTE QUINTA: CONDIZIONAMENTO 28.1 28.2 28.3 28.4 28.5 28.6 28.7 28.8 28.9 28.10 28.11 28.12 28.13 28.14 28.15 28.16 29.1 29.2 29.3 29.4 29.5 29.6 29.7 29.8 29.9 29.10 29.11

Diagramma della perdita di carico di un filtro in funzione della polvere accumulata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Captazione per inerzia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Captazione per intercettazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Meccanismo di captazione per diffusione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetto setaccio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione dell’efficienza di filtrazione in funzione delle dimensioni delle particelle di polvere e della velocità di attraversamento dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . Filtro elettrostatico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtri piani, filtri a tasche, filtri assoluti ecc. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Filtro rotativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di filtro inerziale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Passaggio di aria dalla zona pulita a quella esterna in una clean room . . . . . . . . Schema per il controllo della pressione differenziale tra due ambienti confinanti . Camera bianca con flusso d’aria non direzionale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Camera bianca a effetto laminare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Telaio per pannelli a flusso laminare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contenitore per filtri assoluti e prefiltri (canister) con estrazione filtri in regime di sicurezza (Trox) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore di calore fra aria espulsa e aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore con flussi equicorrenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore con flussi in controcorrente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore con flussi incrociati (cross-flow) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recupero di solo calore sensibile in inverno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recupero di calore sensibile in inverno, con condensazione di vapor d’acqua . . Recupero di calore totale in estate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore a piastre fisse . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperatore rotativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di funzionamento di uno scambiatore a tubi di calore . . . . . . . . . . . . . . Disposizione verticale del recuperatore di calore, con 5 gradi di inclinazione sul piano orizzontale (lo schema è riferito al funzionamento invernale) . . . . . . . . . .

1176 1177 1177 1178 1178 1179 1180 1191 1192 1196 1201 1201 1203 1204 1205 1209 1210 1212 1212 1213 1215 1216 1217 1222 1223 1224 1224

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INDICE DELLE FIGURE

29.12 29.13 29.14 29.15

Circuito di recupero con batterie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recupero con torri entalpiche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di recupero con batterie a fluido bifase . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema per il free-cooling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1225 1226 1227 1228

30.1 30.2 30.3 30.4 30.5 30.6 30.7 30.8

Intervallo di umidità relativa ottimale per il benessere e la salute . . . . . . . . . . . . Lavatore d’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento delle temperature dell’aria e dell’acqua in un lavatore d’aria . . . . . . Rappresentazione dell’umidificazione adiabatica nel diagramma psicrometrico . Umidificatore elettrico a elettrodi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificatore a vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Umidificazione con vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di produzione di vapore pulito per umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . .

1232 1237 1238 1239 1241 1242 1243 1244

31.1 31.2 31.3 31.4

Interazione fra aria e acqua in raffreddatore evaporativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di una valvola di regolazione termostatica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Raffreddamento e deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione del vapor d’acqua alla superficie della sostanza essiccante in funzione del contenuto d’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pressione del vapor d’acqua alla superficie della sostanza essiccante in funzione del contenuto d’acqua e per diverse temperature . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo di essiccazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Metodi di deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principio di funzionamento di un deumidificatore rotativo . . . . . . . . . . . . . . . . . Prestazioni tipiche di un deumidificatore rotativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1251 1254 1258

31.5 31.6 31.7 31.8 31.9 32.1 32.2 32.3 32.4 32.5 32.6 32.7 32.8 32.9 32.10 32.11 34.1 34.2 34.3 34.4 34.5 34.6 34.7 34.8

Carico termico istantaneo per radiazione solare e carico effettivo di raffreddamento in caso di costruzione leggera, media e pesante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rappresentazione schematica della relazione tra flussi termici, carico di raffreddamento e calore rimosso dall’impianto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetto della rotazione della Terra intorno al Sole . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Angoli solari per superfici orizzontali e verticali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Latitudine, angolo orario e declinazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Trasmissione della radiazione solare attraverso un vetro semplice di spessore 3 mm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ombreggiamento di una finestra a sud con aggetto orizzontale di 90 cm . . . . . . Ombre proiettate da oggetti orizzontali e verticali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rappresentazione schematica dell’andamento dei raggi solari incidenti, riflessi e assorbiti per la presenza di una veneziana interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetto dell’accumulo sul carico di raffreddamento dovuto all’illuminazione . . . Carico di raffreddamento dovuto alla radiazione solare (ovest) . . . . . . . . . . . . . . Tipica sezione di un’unità di trattamento aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Foto di un’unità di trattamento aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Batteria di scambio termico, estraibile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di umidificazione con ugelli e pompa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di umidificazione con pacco evaporante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Simboli grafici . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto monocondotto a portata costante per zona singola: regolazione sulla batteria di raffreddamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto monocondotto a portata costante per zona singola: regolazione sul bypass della batteria di raffreddamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1263 1264 1265 1267 1268 1270 1274 1275 1277 1279 1280 1286 1298 1299 1302 1309 1321 1337 1338 1340 1341 1342 1344 1349 1350

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34.9 34.10 34.11 34.12 34.13 34.14 34.15 34.16 34.17 34.18 34.19 34.20 34.21 34.22 34.23 34.24 34.25 34.26 34.27 34.28 34.29 34.30 34.31 34.32 34.33 34.34 34.35 34.36 34.37 34.38 34.39 34.40

35.1 35.2 35.3 35.4 35.5 35.6 35.7a

Impianto monocondotto a portata costante per zona singola: regolazione sulla batteria di postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto monocondotto a portata costante per più zone: postriscaldatori di zona . Impianto multizone: regolazione sulle serrande di miscela . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto monocondotto a portata variabile (VAV), senza postriscaldamento . . . Diffusore per impianti a portata variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto per più zone: VAV con postriscaldamento locale . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto per più zone: VAV con ricircolo locale (fan assisted VAV boxes) . . . . . Cassetta miscelatrice a portata costante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto a doppio canale con batteria fredda nel canale freddo . . . . . . . . . . . . . Impianto a doppio canale con batteria di preraffreddamento su aria esterna . . . . Impianto a doppio canale con doppio ventilatore e portata variabile . . . . . . . . . . Cassetta miscelatrice a portata variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto a doppio condotto (dual conduit) a portata variabile . . . . . . . . . . . . . . . Trattamento dell’aria primaria in estate e in inverno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto misto aria-acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuiti a spillamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito a spillamento con portata costante al secondario e variabile al primario . Terminale a induzione per impianti a 4 tubi con batteria unica ma con circuiti separati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilconvettore: unità base . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema funzionale di impianti per fluidi caldi e freddi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Regolazione della temperatura ambiente con ventilconvettori a 4 tubi . . . . . . . . Schema di principio di un impianto speciale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Funzionamento della cassetta regolatrice e sua regolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di compensazione della temperatura ambiente . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto con mobiletti a pompa di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizionatore autonomo ad armadio monoblocco con condensatore raffreddato ad acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizionatore autonomo ad armadio monoblocco con condensatore raffreddato ad aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizionatore autonomo ad armadio in due sezioni, con condensatore raffreddato ad aria mediante ventilatori centrifughi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizionatore autonomo ad armadio in due sezioni, con condensatore raffreddato ad aria mediante ventilatori assiali . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circolazione dell’acqua di raffreddamento in circuito chiuso, raffreddata mediante torri evaporative . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Canalizzazione, in un corridoio centrale, dell’aria di ricircolo al condizionatore autonomo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Il condizionatore monoblocco raffreddato ad aria deve poter prendere dall’esterno e poi espellere l’aria di raffreddamento del condensatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un possibile sistema per la climatizzazione di un edificio di grande altezza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di immissione ed estrazione aria per caveau . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variazione della differenza di temperatura utile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi di immissione aria nei centri di calcolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di distribuzione dell’aria nei CED con gruppi over . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema free-cooling . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemazione ventilconvettore per camere d’albergo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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1351 1352 1354 1355 1357 1358 1360 1362 1363 1364 1365 1365 1367 1369 1370 1372 1373 1379 1381 1382 1384 1390 1391 1392 1394 1399 1399 1400 1400 1402 1403 1403

1409 1412 1415 1417 1418 1418 1421

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35.7b 35.7c 35.8 35.9 35.10 35.11 35.12 35.13 35.14 35.15 35.16 35.17 35.18a 35.18b 35.18c 35.19 35.20 35.21 35.22 35.23 35.24 35.25 35.26 35.27 35.28 35.29 35.30 35.31 35.32 35.33 35.34 35.35 35.36 35.37 35.38 35.39 35.40 35.41

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Sistemazione ventilconvettore per camere d’albergo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemazione ventilconvettore per camere d’albergo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto UTA a servizio di singola sala operatoria e UTA per le altre zone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto per sale operatorie con UTA per il pretrattamento e unità singole per ciascuna sala operatoria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto con unità centralizzata per il pretrattamento di tutta l’aria esterna e UTA di ricircolo e/o di post-trattamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Possibili sistemi di immissione e ripresa aria in sale operatorie . . . . . . . . . . . . . . Schema semplificato di impianto di climatizzazione per sale operatorie, con unità di postrattamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unità di pretrattamento dell’aria esterna per sale operatorie . . . . . . . . . . . . . . . . Schema del gruppo di pretrattamento aria esterna per degenze e sale operatorie . Unità di postrattamento aria per sale operatorie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema funzionale del postrattamento per ogni sala operatoria . . . . . . . . . . . . . . Schema della regolazione della temperatura ambiente nelle camere di degenza . Cappa convenzionale (portata e velocità di captazione variabili) . . . . . . . . . . . . . Cappa con aria di by-pass (portata e velocità di captazione pressoché costanti) . Cappa a portata variabile (e velocità di captazione costante) . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemazione tipica di un impianto per un laboratorio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di impianto di condizionamento di laboratori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilancio termico per apparecchiatura di cucina posta sotto una cappa . . . . . . . . Cappa a isola . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cappa a flusso bilanciato o a compensazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controsoffitto filtrante di estrazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un impianto di climatizzazione di un ipermercato a più piani . . . . . . Un moderno centro commerciale su più piani . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di ventilazione per una porta d’accesso a bussola in un grande magazzino . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento della pressione dell’aria su una porta, in inverno in assenza di vento (a) e in presenza di vento (b) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flussi d’aria nei pressi di una porta munita di apparecchio di ventilazione . . . . . Impianto a doppio condotto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto a portata variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto con condotto unico a portata costante, con postriscaldamento e postumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di Fanger per determinare la temperatura ottimale per il pubblico in funzione dell’attività (met) e dell’abbigliamento (clo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperature ottimali per gli atleti negli edifici sportivi in funzione dell’attività svolta (vestiario = 0,1 clo) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condizioni termoigrometriche in una piscina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto di climatizzazione per una piscina, con deumidificazione con aria esterna ed eventuale batteria di raffreddamento per il periodo estivo . . . . . . . . . . . . . Impianto di climatizzazione di una piscina coperta con un sistema di deumidificazione a pompa di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto di climatizzazione a tutta aria di una sala di un teatro con galleria . . . Mandata dell’aria dall’alto e ripresa dal basso in una sala di spettacolo . . . . . . . Tipico esempio di immissione aria a parete mediante ugelli in una sala di spettacolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di immissione di aria dal basso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1422 1423 1438 1438 1439 1454 1455 1456 1457 1458 1459 1463 1473 1473 1474 1477 1479 1483 1486 1487 1488 1495 1499 1503 1504 1505 1518 1520 1521 1524 1525 1531 1533 1534 1540 1541 1542 1543

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35.42 35.43

Impianto di climatizzazione a tutta aria in una sala cinematografica . . . . . . . . . . 1544 Sistema di diffusione dell’aria da tavolo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1549

36.1 36.2 36.3 36.4 36.5

Sezione di ingresso dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione ventilante, sezione di espulsione e sezione di miscelazione . . . . . . . . . . Coulisse e controtelaio per filtri piani . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controtelaio per filtri a tasche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sifone per lo scarico della condensa dalla vasca di raccolta delle sezioni di deumidificazione e umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attacchi per sfogo dell’aria e per drenaggio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Attacchi per l’ingresso e l’uscita dell’acqua; controcorrente . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione della resa di una batteria di raffreddamento con valvola a tre vie miscelatrice sul ritorno dell’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione con by-pass della batteria fredda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rappresentazione del processo di raffreddamento e deumidificazione sul diagramma psicrometrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma del fattore di by-pass per una tipica batteria di raffreddamento . . . . Sistemi di regolazione per batterie di preriscaldamento dimensionate per flussi equicorrente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione ventilante di un’unità di trattamento dell’aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilatori “senza coclea” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Esempi di collegamento dei canali alle bocche dei ventilatori . . . . . . . . . . . . . . . Abaco per la scelta degli antivibranti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Giunto antivibrante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diversi tipi di pulegge . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito ventilconvettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cassetta per impianto a portata variabile . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cassetta miscelatrice per impianto a doppio condotto a portata variabile . . . . . . Schema semplificato per centrale frigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gruppi frigoriferi in parallelo e utenze regolate con valvole a tre vie . . . . . . . . . Circuito primario con by-pass . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito primario-secondario con pompe secondarie a portata variabile . . . . . . . Sistema primario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema funzionale di una centrale frigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di filtrazione spinta con filtro duplex e pompe in derivazione dal circuito principale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Serbatoio inerziale inserito nel circuito quale serbatoio disgiuntore . . . . . . . . . . Disposizione del serbatoio inerziale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di collegamento per condensatore raffreddato con acqua di acquedotto, pozzo o fiume ecc. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipico schema di circuito di raffreddamento con torre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rappresentazione schematica della pressione statica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un circuito per prevenire la formazione di ghiaccio . . . . . . . . . . . . . . Sistema di recupero del calore con doppio condensatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di recupero del calore con accumulo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Centrale con recupero di calore realizzata per un grande centro servizi . . . . . . . Schema di principio di una centrale termica a servizio di un complesso con diversi circuiti: riscaldamento, ventilazione, produzione di acqua calda sanitaria . . . . Schema funzionale di centrale termica di quartiere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

36.6 36.7 36.8 36.9 36.10 36.11 36.12 36.13 36.14 36.15 36.16 36.17 36.18 36.19 36.20 36.21 36.22 36.23 36.24 36.25 36.26 36.27 36.28 36.29 36.30 36.31 36.32 36.33 36.34 36.35 36.36 36.37 36.38 36.39

1553 1553 1555 1555 1557 1558 1559 1559 1560 1561 1563 1565 1566 1567 1568 1570 1571 1575 1577 1580 1581 1584 1585 1586 1587 1589 1590 1593 1594 1594 1596 1596 1597 1598 1599 1600 1601 1606 1608

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37.1 37.2 37.3 35.4 37.5 37.6 37.7 37.8a 37.8b 37.9 37.10 37.11 37.12 37.13 37.14 37.15 37.16 37.17 37.18 37.19 37.20 37.21 37.22 37.23 37.24 37.25 37.26 37.27 37.28 37.29 37.30 37.31 37.32 37.33 37.34 37.35 37.36 37.37 37.38

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Catena di regolazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito di regolazione chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagrammi di variazione della variabile controllata in un sistema di primo ordine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo a due posizioni . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemi P, P-I, P-I-D a confronto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito di regolazione digitale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di controllo con aria esterna fissa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo economizzatore. Controllo della temperatura di miscela . . . . . . . . . . . . . . Ciclo economizzatore. Controllo entalpico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Preriscaldamento a vapore o acqua calda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Preriscaldamento con circuito acqua a portata costante e temperatura variabile . Regolazione delle batterie di riscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo della temperatura e dell’umidità relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo dei sistemi di umidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo di pressione statica in un circuito VAV . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di compensazione della temperatura ambiente ta in funzione della temperatura esterna te . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Controllo della pressione differenziale tra due ambienti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema funzionale per impianto di riscaldamento statico . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione per impianto a pannelli radianti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione per un impianto di ventilazione estiva e di termoventilazione invernale con tutta aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema funzionale di impianto di condizionamento monocondotto, portata costante, zona singola . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di regolazione per impianto monocondotto, portata costante, diverse zone, a tutta aria esterna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione per un impianto monocondotto a portata costante a servizio di ambienti con elevato carico termico interno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione di un impianto monocondotto, portata costante, con diverse zone e batterie di postriscaldamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di regolazione per un impianto multizone . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di regolazione DDC per un impianto monocondotto a portata variabile . Sistema di regolazione della temperatura ambiente in un sistema VAV con postriscaldamento di zona . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema a doppio canale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema a doppio canale con deumidificazione dell’aria totale . . . . . . . . . . . . . . Schema ritaratura dei fluidi e commutazione stagionale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di regolazione per impianto misto a due tubi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema centrale termica per inserimento caldaie in cascata . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di regolazione per centrale frigorifera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di regolazione per torre di raffreddamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Architettura sistema integrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Architettura di sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Interoperabilità tra controllori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Architettura di software applicativo di sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flusso dell’informazione all’interno del sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1613 1613 1614 1616 1618 1620 1622 1623 1624 1625 1625 1626 1626 1628 1629 1630 1630 1630 1632 1633 1634 1635 1636 1638 1639 1641 1642 1643 1644 1646 1649 1651 1653 1654 1656 1657 1658 1663 1665

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PARTE SESTA: REFRIGERAZIONE 38.1 38.2 38.3 38.4 38.5

38.17 38.18 38.19 38.20 38.21 38.22

Diagramma termodinamico: pressione-entalpia specifica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo inverso di Carnot (frigorifero) a vapore saturo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo frigorifero ideale a semplice compressione di vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . Cicli frigoriferi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Effetto dell’irreversibilità della compressione adiabatica sul ciclo frigorifero ideale di riferimento a semplice compressione di vapore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coefficiente di effetto utile per una macchina frigorifera a compressione operante secondo il ciclo ideale di Carnot . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ciclo di compressione-aspirazione ideale per un compressore alternativo . . . . . Rendimento volumetrico λ di compressori alternativi . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Spaccato di un compressore alternativo a 6 cilindri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di compressore rotativo a lama fissa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di compressore rotativo a lame rotanti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rotori di un compressore bivite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Processo di compressione in un monovite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Processo di compressione in un compressore a spirale orbitante . . . . . . . . . . . . . Normali campi di lavoro dei compressori impiegati nella costruzione dei gruppi refrigeratori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva tipica di funzionamento di un compressore centrifugo per differenti aperture del distributore palettato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principio di funzionamento di una macchina ad assorbimento . . . . . . . . . . . . . . Bilancio termico di una macchina frigorifera ad assorbimento . . . . . . . . . . . . . . Ciclo frigorifero ad assorbimento monostadio nel diagramma log p - 1/T . . . . . Diagramma log p - 1/T per la miscela binaria acqua-ammoniaca . . . . . . . . . . . . Diagramma log p - 1/T per la miscela binaria acqua-soluzione di bromuro di litio Sezione schematica di una macchina ad assorbimento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

39.1 39.2

Evaporatore a fascio tubiero (shell and tube) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1711 Evaporatore allagato (flooded shell and tube) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1712

40.1 40.2 40.3 40.4

Processo di condensazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condensatore a fascio tubiero . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento delle temperature in un condensatore ad aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di un gruppo refrigeratore d’acqua con due compressori, due circuiti e condensatori ad aria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gruppo refrigeratore d’acqua condensato ad aria da 1400 kW . . . . . . . . . . . . . . Rappresentazione schematica di un condensatore evaporativo . . . . . . . . . . . . . .

38.6 38.7 38.8 38.9 38.10 38.11 38.12 38.13 38.14 38.15 38.16

40.5 40.6 41.1a 41.1b 41.2 41.3 41.4 41.5 41.6 41.7 41.8

Torre di raffreddamento a circuito aperto con ventilatore centrifugo, in pressione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torre di raffreddamento a circuito aperto con ventilatore assiale, in depressione . Torre di raffreddamento a induzione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento delle temperature dell’aria e dell’acqua in una torre di raffreddamento Trasformazione dell’aria che attraversa una torre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torre di raffreddamento a circuito chiuso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Torri di raffreddamento assiali in parallelo in un grande impianto di raffreddamento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Free-cooling indiretto sfruttando la migrazione naturale del frigorigeno . . . . . . Free-cooling indiretto con scambiatore di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1670 1670 1671 1672 1673 1674 1690 1691 1693 1695 1695 1696 1697 1699 1700 1702 1703 1704 1706 1706 1707 1708

1714 1719 1722 1723 1724 1726 1730 1731 1732 1732 1733 1735 1736 1738 1739

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41.9 41.10 41.11 41.12 41.13 41.14 41.15

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Free-cooling con utilizzo diretto dell’acqua proveniente da torre in ciclo chiuso Possibile ritorno dell’aria calda e umida verso le prese d’aria . . . . . . . . . . . . . . . Distanza fra le torri necessaria per evitare interferenze reciproche . . . . . . . . . . . Sollevamento di una torre sul terrazzo di un edificio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Basamento e supporti antivibranti per una torre di raffreddamento . . . . . . . . . . . Basamento e supporti per una torre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema di collegamento fra due torri . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

1740 1741 1742 1743 1744 1745 1746

PARTE SETTIMA: RISORSE ENERGETICHE 42.1 42.2 42.3 42.4 42.5 42.6 42.7 42.8 42.9 42.10 42.11

Parete convenzionale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Parete schermata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Parete ventilata naturalmente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Facciata opaca ventilata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento delle temperature nelle pareti: normale e ventilata, in inverno e in estate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologie funzionali di facciate trasparenti doppie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipologie funzionali di facciate trasparenti modulari: regime estivo . . . . . . . . . . Tipologie funzionali di facciate trasparenti modulari: regime invernale . . . . . . . Andamento dell’intensità dell’UHI in funzione dello spazio . . . . . . . . . . . . . . . . Disposizione degli strati costituenti un green roof . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Scambi energetici negli scenari considerati (green roof pressoché secco, green roof umido e solaio tradizionale) per 100 unità di energia solare . . . . . . . . . . . . .

1760 1761 1762 1764 1765 1768 1769 1771 1777 1778 1780

43.1

Andamento del COP in funzione della differenza tra le temperature dell’utenza calda e della sorgente fredda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1787

44.1 44.2 44.3 44.4 44.5

Irradiazione solare annuale sul piano orizzontale in Italia . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilancio termico di un collettore solare piano vetrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definizione delle differenti aree di un collettore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curva tipica di efficienza di un collettore solare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rendimento di un collettore solare contro la differenza tra la temperatura media del fluido e la temperatura dell’aria esterna per diversi valori della radiazione solare incidente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di un collettore solare piano vetrato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principio di funzionamento di un collettore solare piano vetrato . . . . . . . . . . . . . Curve di efficienza tipiche per collettori solari piani . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Andamento dell’IAM al variare dell’angolo di incidenza per collettori solari piani vetrati . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sezione di un collettore solare sottovuoto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Collettori solari sottovuoto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curve di efficienza tipiche per tre tipologie di collettori solari termici sottovuoto . Curve di efficienza di alcuni collettori solari sottovuoto disponibili in commercio Angoli d’incidenza per due differenti tipologie di collettori solari . . . . . . . . . . . . Sezione di un collettore solare piano con concentratore parabolico . . . . . . . . . . . Schema impiantistico di un impianto solare a circolazione forzata . . . . . . . . . . . Impianto senza dispositivo di riscaldamento ausiliario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto con generatore termico istantaneo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto con resistenza elettrica integrata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

44.6 44.7 44.8 44.9 44.10 44.11 44.12 44.13 44.14 44.15 44.16 44.17 44.18 44.19

1795 1798 1800 1801

1802 1803 1803 1804 1805 1805 1806 1807 1808 1808 1810 1813 1816 1817 1818

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44.20 44.21 44.22 44.23 44.24 44.25 44.26 45.1a 45.1b 45.1c 45.2 45.3 45.4 45.5 45.6 45.7 45.8 45.9

Impianto con scambiatore di calore integrato per il riscaldamento ausiliario . . . Impianto con caldaia istantanea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto con riscaldamento dell’acqua sanitaria mediante uno scambiatore di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto con centrale di riscaldamento sottotetto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Impianto combinato riscaldamento e produzione acqua calda sanitaria e riscaldamento piscina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilancio energetico dei sottosistemi impiantistici inerenti all’impianto solare riferito a un impianto di preriscaldamento solare oppure a sola energia solare . . Bilancio energetico dei sottosistemi impiantistici inerenti all’impianto solare riferito a un impianto a energia solare con fonte di energia ausiliaria . . . . . . . . . Diagramma di carico immaginario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di carico immaginario, con accumulo parziale . . . . . . . . . . . . . . . . . Diagramma di carico immaginario, con accumulo totale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accumulo di acqua fredda e distribuzione con ugelli al fondo e in sommità . . . Vasca di accumulo con membrana flessibile di separazione . . . . . . . . . . . . . . . . . Vasca di accumulo con setti separatori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vasca di accumulo a compartimenti . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accumulo di ghiaccio: a) fase di carica; b) scarica con accumulo parziale; c) scarica con accumulo totale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema di accumulo del ghiaccio con batteria sommersa . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accumulo di freddo con sfere contenenti acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accumulo di ghiaccio con produttore esterno (a caduta) . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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1819 1820 1821 1823 1824 1826 1828 1842 1843 1844 1846 1847 1847 1848 1850 1851 1852 1852

PARTE OTTAVA: TARATURE E COLLAUDI DEGLI IMPIANTI 46.1 46.2 46.3 46.4 46.5 46.6 46.7 46.8 46.9 46.10 46.11 46.12 46.13 46.14

Diagramma della miscela aria esterna - aria ricircolata . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Balometro (AccuBalance – TSI) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tolleranze ammesse per le portate d’acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rilievo Δp di una valvola . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prese di pressione differenziale per ventilconvettori . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Circuito da bilanciare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rilevazione delle prestazioni di una batteria di riscaldamento o raffreddamento senza deumidificazione . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rilevazione delle prestazioni di una batteria di raffreddamento con deumidificazione ad acqua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rilevazione delle prestazioni di una batteria di riscaldamento elettrica . . . . . . . . Rilevazione delle prestazioni di una batteria di raffreddamento a espansione diretta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rilevazione delle prestazioni di un recuperatore di calore . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rilievo delle prestazioni di un ventilatore . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Zone per il rilievo delle caratteristiche di un ventilatore con tubo di Pitot . . . . . Rilevazione delle prestazioni di un ventilconvettore. Per la determinazione della quantità di calore all’ingresso e all’uscita si useranno le due misure di temperatura e di umidità relativa portandole su un diagramma psicrometrico . . . . . . . . . . .

1862 1863 1865 1866 1867 1872 1877 1878 1879 1880 1882 1885 1886

1887

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Prefazione Sotto il profilo editoriale della Hoepli, la radice del Manuale di Rossi sta nel Manuale teorico-pratico di riscaldamento, ventilazione e impianti sanitari di Carlo Rumor (cui il figlio Aldo ha dato poi seguito) e Giovanni Strohmenger, edito nel 1911 e giunto alla 13a edizione nel 1985, un manuale che è stato fedele compagno di lavoro per diverse generazioni di termotecnici. Anche di Nicola Rossi, il cui Manuale in diverse circostanze fa riferimento a quello. Anche di chi vi parla, che ha ancora sul proprio tavolo di lavoro la sesta edizione, ristampata nel 1959, ampiamente chiosata e piena di foglietti integrativi resi necessari dal passare del tempo. La “termotecnica” di Rossi non è tutta la termotecnica, ma la stessa del RumorStrohmenger, cioè quella necessaria all’impiantistica di climatizzazione dell’aria nell’edilizia residenziale e del terziario, non nell’industria. L’Autore del resto, al di là del titolo, precisa bene e in diversi punti del testo il contorno della trattazione perseguita: – nella definizione di centrale termica, nel cap. 16, là dove ad essa demanda la “produzione del fluido termovettore destinato agli impianti centralizzati di riscaldamento e climatizzazione” e la localizza in “piani interrati o sulla copertura dell’edificio, qualche volta anche in volumi tecnici distinti dall’immobile servito”, definizioni da cui si trae che l’oggetto della trattazione è l’“edificio”, l’immobile, non la sede di processi produttivi industriali; – e ancora nel cap. 14, ove “per fabbisogno energetico di un edificio si intende la quantità di energia che occorre fornire o sottrarre per mantenere una ben definita e prefissata condizione di comfort”, una energia dunque chiaramente destinata al benessere fisiologico. L’Autore comunque, dopo questa definizione “stretta” di fabbisogno energetico, allarga la trattazione anche all’impiantistica della climatizzazione nel terziario secondo le tipologie elencate nell’apertura del cap. 31. Il tempo trascorso tra l’impostazione del Rumor-Strohmenger e quella di Rossi – un tempo nel quale l’impiantistica della climatizzazione dell’aria si è grandemente evoluta – ha determinato cambiamenti somatici nei contenuti dei due manuali, dovendosi riconoscere una propedeuticità scientifica maggiormente estesa rispetto all’applicazione tecnologica perché questa abbia buoni fondamenti (il Rumor-Strohmenger inizia con i dati generali di calcolo, il Rossi con i fondamenti). Giusto:

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PREFAZIONE

Quelli che s’innamoran di pratica senza scienza son come ’l nocchieri ch’entra in navilio sanza timone o bussola, che mai ha certezza dove si vada. (Leonardo da Vinci: “Pensieri”, 10) Ai fondamenti classici della disciplina l’Autore ha aggiunto argomenti di norma trattati nelle letterature specializzate, come il meticoloso, lungo cap. 3 sugli strumenti di misura, il cap. 13 sugli elementi di acustica tecnica, gli impianti di trattamento dell’acqua nel cap. 24 e l’intera quinta e ultima parte del Manuale su taratura e collaudo degli impianti. Ma pur detto ciò, l’Autore ha indubbiamente privilegiato la praticità del tecnologo rispetto alla rigorosità formale, in pieno accordo con Pitagora che riteneva “essere il numero l’essenza di tutte le cose”. Ne è venuto un manuale operativo di tutto rispetto. Qualche esempio a testimonianza di ciò: – le tabelle 31.1 e 31.2 [nella seconda edizione sono le tabelle 31.2 e 31.3, N.d.A.] sulle caratteristiche e sui dati di funzionamento degli impianti per gli ospedali; – il cap. 13 sul “rumore”, eccellente e insolito, è di 43 pagine con una ricchezza di figure che sono più esplicite di tanti discorsi. A tal proposito, si deve dare atto al Manuale di Rossi un investimento cospicuo sulle immagini che, con la loro grande capacità di trasmissione della conoscenza in modo tanto preciso quanto sintetico, rendono visibile con efficacia diversi difficili concetti (come un prete in un campo di neve, avrebbero detto i nostri “vecchi”!). Infine, le dimensioni del Manuale. Si può pensare che esse abbiano superato le peggiori paure dell’Autore prima e dell’Editore poi. Il manuale classico di altri tempi, come il Rumor-Strohmenger, doveva stare in una tasca. Questo non ci sta neanche in due. L’Autore ha cercato prima l’impossibile formula atta a consentire al ghiaccio (le pagine) e all’acqua bollente (il contenuto) di stare in una stessa pentola, ma ha dovuto poi ripiegare (lo si avverte in molti punti del Manuale) su un’ottimazione dei contenuti dei diversi capitoli non massimizzando nessuno di essi. E ciò avrà fatto soffrendo, come è facile immaginare. Lo consoli l’ottimo risultato raggiunto. EVANDRO SACCHI Ordinario nel Dipartimento di Energetica del Politecnico di Milano maggio 1998

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Introduzione alla prima edizione La progettazione degli impianti di climatizzazione si è fatta, in questi ultimi anni, particolarmente complessa e articolata per le sempre più pressanti esigenze in fatto di benessere termoigrometrico, di qualità dell’aria, di contenimento della spesa energetica e per la promulgazione di moltissime nuove norme, sia nazionali che estere, alle quali occorre attenersi. Ho aderito, quindi, con particolare entusiasmo all’invito rivoltomi dall’Editore Hoepli di preparare un nuovo testo, il Manuale del termotecnico, che potesse, in forma sintetica, fornire a quanti operano nel settore dell’impiantistica del benessere una messe di dati, di informazioni, di suggerimenti tali da rendere meno arduo il loro compito nella progettazione, nell’esecuzione e nella gestione degli impianti. Il libro, aggiornato anche con le norme e i decreti emessi entro i primi mesi del 1998, affronta tutti i principali temi che è necessario conoscere per poter progettare e realizzare gli impianti che possano garantire il benessere, salvaguardare l’ambiente interno ed esterno e risparmiare energia. L’esperienza maturata in tanti anni di professione e di insegnamento ha dettato non solo la sequenza degli argomenti trattati ma anche il contenuto e l’ampiezza dei capitoli. L’opera è stata, infatti, concepita per fornire agli studenti, ai progettisti, ai professionisti e a quanti altri operano nel settore termotecnico, uno strumento semplice ma ricco di informazioni, con dati, tabelle, grafici e schemi di cui si ha sempre bisogno nell’attività di studio e di progettazione: il libro, cioè, vuole avere la pretesa di riassumere e contenere tutto (o quasi tutto) ciò che un tecnico deve avere sempre a portata di mano e che possa essere facilmente e rapidamente reperito. Probabilmente però il testo, nonostante le sue dimensioni e per la vastità degli argomenti trattati, è incompleto in alcune parti o forse anche poco approfondito in altre; esso è, pertanto, certamente perfettibile, anche con l’aiuto dei lettori, dai quali mi attendo suggerimenti, consigli, stimoli per le successive edizioni. L’ampia bibliografia riportata alla fine del volume, riferita ai singoli capitoli, potrà essere di aiuto a quanti desiderano un maggiore approfondimento. Il manuale è suddiviso in cinque parti: fondamenti, riscaldamento, condizionamento, refrigerazione, tarature e collaudi degli impianti; in dettaglio il contenuto potrà essere esaminato scorrendo l’indice generale e, ancora meglio, l’indice analitico. A un attento osservatore apparirà la differenza di estensione fra alcuni capitoli e la mancanza (apparente) di alcuni argomenti: ciò è frutto di una scelta conseguente all’esperienza e a personali convincimenti. Il capitolo 3 sugli strumenti di misura, per esempio, è particolarmente esteso e complesso, in quanto ho ritenuto necessario colmare una lacuna spesso presente

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negli addetti ai lavori: è soltanto con adeguate misure che si può verificare il funzionamento di un’apparecchiatura, di un impianto, di un sistema, consentendo, se necessario e opportuno, le dovute modifiche o correzioni. Al contrario il capitolo 10, sulle macchine termodinamiche, è molto scarno, perché sono dell’opinione che argomenti così vasti e complessi debbano essere affrontati ricorrendo a testi specifici e perché al termotecnico occorre conoscerne le caratteristiche salienti, per prevederne l’inserimento nel sistema da lui progettato, lasciando agli specialisti il compito di definirne nel dettaglio tutti gli aspetti. Della cogenerazione e del teleriscaldamento vengono date le informazioni salienti, che potranno essere lo spunto per successivi approfondimenti. Degli evaporatori dei gruppi refrigeratori d’acqua non si parla esplicitamente, mentre ai condensatori è stato dedicato il capitolo 37. Sulla deumidificazione dell’aria mi sono dilungato nei capitoli 27 e 32, parlando delle batterie di raffreddamento (con acqua refrigerata o a espansione diretta di fluido frigorigeno), ma in essi non si fa cenno alla deumidificazione chimica, che potrà essere un argomento da sviluppare, eventualmente, in una successiva edizione. Per i brevi ricorsi all’analisi infinitesimale, chiedo scusa a coloro che non ne posseggono i fondamenti, assicurandoli che il tralasciare dette parti, che fanno parte delle cognizioni di base, non riduce la comprensione dell’opera in sé. Un accenno particolare è stato posto sulle nuove norme che regolano gli impianti di riscaldamento alla luce della legge n. 10/91 e dei relativi regolamenti di esecuzione e delle norme UNI emanate per fornire ai progettisti un adeguato supporto. Meritano di essere citati, fra gli altri, il capitolo 31, sulle tipologie degli impianti di climatizzazione, nel quale è possibile trovare dettagliate informazioni sulle peculiarità che devono possedere gli impianti per soddisfare alle diverse esigenze poste dalla destinazione d’uso degli edifici per i quali essi devono essere studiati, il capitolo 34, sulle condotte per la distribuzione dell’aria, nel quale sono descritte dettagliatamente le loro principali caratteristiche, e il capitolo 36 sui fluidi frigorigeni. Il testo si chiude con il capitolo 40, sulla taratura, il bilanciamento e il collaudo, che sono le doverose operazioni da effettuarsi nella fase finale di tutti gli impianti ben progettati ed eseguiti. Dell’impiego dei sistemi informatici nella progettazione degli impianti, nel testo si parla in occasione degli impianti di riscaldamento e di condizionamento, a proposito del calcolo dei fabbisogni e dei carichi termici, e indirettamente con i disegni, tutti eseguiti con sistema CAD. Dei diversi programmi di calcolo non si è ritenuto, però, di parlare dato che, a parte il grande numero presente sul mercato, in Italia (a differenza degli Stati Uniti) non esistono quelli a cui sicuramente riferirsi. È una lacuna a cui le associazioni culturali del settore stanno per porre rimedio. Ovunque è stato adottato il Sistema Internazionale, reso obbligatorio fin dal 1982: spero che ciò possa contribuire al definitivo abbandono del superato sistema tecnico. Desidero ora concludere questa breve introduzione con i doverosi, particolari ringraziamenti al professor Evandro Sacchi per i preziosi consigli e i suggerimenti fornitimi nel corso dell’esame dei singoli capitoli e per aver accolto la mia richiesta di voler scrivere la prefazione dell’opera.

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Sono grato a tutti i miei collaboratori e, in particolare, alla signora Mariella Perbellini per l’impegno profuso nella stesura del testo in videoscrittura. Un ringraziamento va, infine, alle ditte, alle case editrici, agli enti e agli autori che hanno concesso la riproduzione di dati e di testi; voglio in particolare ringraziare l’American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers (ASHRAE), per lo straordinario aiuto che ho ricevuto dallo studio e dalla consultazione dei suoi magnifici testi. maggio 1998

NICOLA ROSSI

Introduzione alla seconda edizione Dopo cinque anni dall’uscita della prima, vede oggi la luce la seconda edizione di questo manuale che, secondo le informazioni fornitemi dall’Editore, ha incontrato un buon successo. I continui progressi nella progettazione degli impianti di climatizzazione, l’immissione nel mercato di nuovi componenti e terminali e l’emissione di norme revisionate o del tutto nuove, hanno imposto questo sforzo, per far sì che il manuale sia sempre utile a tutti gli addetti ai lavori. Pressoché tutti i capitoli hanno subito, quale più quale meno, revisioni e aggiornamenti, alcuni sono stati completamente riscritti e ne sono stati aggiunti due: uno sugli evaporatori e uno sulla deumidificazione. Sono stati approfonditi temi oggi particolarmente rilevanti, quali quelli sulla filtrazione dell’aria (anche alla luce della nuova norma UNI EN 1822-1,2,3,4 e 5, della norma EN 779:2002, nonché della norma ISO 14644 per le camere bianche), sugli impianti per le sale operatorie e per i laboratori, sulla legionellosi, sulle operazioni di manutenzione e altri ancora. Vale la pena citare alcuni capitoli, mentre per gli altri si rimanda al testo. Nel capitolo 6: “Ventilazione”, viene ampliato e discusso il concetto della qualità dell’aria indoor (IAQ), commentando un documento recente pubblicato nella Gazzetta Ufficiale n. 252 del 27/11/2001 “Linee guida per la tutela e la promozione della salute negli ambienti confinati”. Viene, altresì, presentata la nuova norma americana ASHRAE-Standard 62-2001 “Ventilation for acceptable Indoor Air Quality”. Si affronta anche il problema dell’efficienza di ventilazione, nonché la problematica

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degli impianti a ventilazione controllata (DCV). Vengono date prescrizioni relative ai requisiti igienici degli impianti di climatizzazione e alle operazioni di manutenzione necessarie. Un paragrafo affronta il problema della legionellosi, con riferimento alle “linee guida per la prevenzione e il controllo della legionellosi” apparse nella Gazzetta Ufficiale n. 103 del 5.5.2000 e alle ASHRAE Guideline 12-2000. Nel capitolo 18: “Valvolame per impianti termici”, è commentata la nuova direttiva europea, nota come PED (Pressure Equipment Directive 97/23/CE), relativa ai materiali impiegati e alle pressioni ammissibili. Nel capitolo 19: “Impianti di riscaldamento autonomi”, viene illustrata e commentata la norma UNI 7129-2001 circa la progettazione, l’installazione, l’esercizio e la manutenzione degli impianti domestici a gas con potenza termica nominale inferiore a 35 kW. Anche il capitolo 25: “Condizionamento: calcolo dei carichi termici estivi”, è stato aggiornato considerando, fra l’altro, le nuove procedure di calcolo ASHRAE apparse nell’Handbook Fundamentals, 2001. Viene anche illustrato un metodo rapido di calcolo molto utile per una valutazione veloce e approssimata del carico di raffreddamento. È appena il caso di far notare che le figure sono passate da 743 a 791 e le tabelle da 258 a 300. La bibliografia è stata completamente riveduta e aggiornata e l’indice analitico è stato ampliato così da rendere più facile e immediata la ricerca degli argomenti. Desidero ringraziare vivamente il mio collaboratore, Martino Marazzani, per i preziosi suggerimenti, nonché i progettisti-disegnatori Gabriele Malavasi ed Enzo Tomasella. Un sentito ringraziamento va, anche questa volta, alle ditte, alle case editrici, agli Enti e agli Autori che hanno concesso la riproduzione di dati e di testi. Rinnovo infine la mia gratitudine all’American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers (ASHRAE) per l’importante aiuto fornitomi dai suoi sempre validissimi testi. giugno 2003

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Introduzione alla terza edizione L’avvento di nuove norme e l’accresciuta complessità degli impianti hanno imposto una revisione e un aggiornamento pressoché totale del manuale. Si è iniziato con il riordinare e razionalizzare la successione dei capitoli, per rendere più facile e immediata la consultazione del testo. Molti argomenti sono stati aggiornati e ampliati allo scopo di fornire uno strumento il più possibile utile a quanti (professori, progettisti, installatori, studenti) lo consultano abitualmente per le proprie attività. La materia è vasta e l’aggiornamento non è semplice: basti pensare alla proliferazione di norme UNI, UNI-EN e altre ancora che si sono succedute fino a qualche giorno fa, ma che certamente continueranno ad essere emesse, anche perché in Italia si stanno recependo le normative EN (Europaïsche Norm) che, per quanto possano essere complesse (e non in lingua italiana), sono molto importanti e ad esse bisogna fare riferimento, per poter progettare impianti in tutta la Comunità Europea. A conferma di ciò è sufficiente un dato: nel testo sono citate e/o commentate ben 70 nuove norme UNI e UNI EN! I capitoli sono passati da 42 a 46, perché ne sono stati aggiunti quattro: “Psicrometria”, “Green Project”, “Geotermia” ed “Energia solare”. Mi sia consentito, ora, richiamare l’attenzione del lettore su alcuni capitoli. Il capitolo 20 “Calcolo del fabbisogno termico” affronta il tema del risparmio energetico e, dalle prime leggi (10/91 e successive), percorre tutto il lungo e complesso iter che ha portato alla formulazione del D.Lgs. 311/06, fornendo, pertanto, al progettista tutte le informazioni perché possa redigere la relazione di calcolo del fabbisogno di energia per il riscaldamento e il raffrescamento. Il capitolo 6 “Psicrometria” descrive diffusamente l’argomento relativo alle trasformazioni dell’aria, con esempi grafici e numerici. Il capitolo 42 “Green Project” illustra le modalità per una progettazione energeticamente orientata. Il capitolo 44 “Energia solare”, infine, descrive, con schemi funzionali, le possibili configurazioni degli impianti con pannelli solari, così da fornire indicazioni utili per la progettazione e la realizzazione di tali impianti. In totale, le figure sono passate da 791 a 861 e le tabelle da 300 a 375. La bibliografia di tutti i capitoli è stata aggiornata e ampliata, l’indice analitico è stato anch’esso reso più completo. Il lavoro di correzione, riordino e ampliamento dei capitoli è stato possibile anche per l’apporto prezioso di alcuni valenti professori e professionisti ai quali va il mio vivo ringraziamento: il prof. ing. Furio Cascetta, DIAM, Seconda Università di Napoli, il dott. ing. Giuseppe Rotondo, professore a contratto, e la dott.ssa ing. Mari-

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lena Musto, ricercatrice, entrambi presso la Facoltà di Ingegneria dell’Università di Napoli “Federico II”, per la redazione insieme al sottoscritto di cinque paragrafi del cap. 8 “Metrologia e strumenti di misura”; il dott. ing. Luca Alberto Piterà per la collaborazione nella stesura del cap. 20 “Calcolo del fabbisogno termico” e del cap. 44 “Energia solare”; il dott. ing. Dario Bucciarelli per la collaborazione nella riedizione del cap. 7 “Elementi di acustica tecnica”. Fondamentale è stato il contributo di tutti i miei collaboratori; tra questi voglio citare la signora Lucrezia Ippolito, per il ponderoso lavoro di videoscrittura e riordino di testi, tabelle, figure e indici. Ringrazio inoltre le società, le case editrici, gli enti e gli autori che, con le loro opere, hanno reso possibile la stesura della terza edizione di questo manuale. Ancora una volta, infine, devo esprimere la mia gratitudine all’American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineers (ASHRAE). gennaio 2009

NICOLA ROSSI

Si ringraziano le Società che, con pubblicazioni tecniche, disegni e fotografie, hanno fornito un valido apporto per la redazione del libro: AAF S.r.l., Mozzate (Como) Acquindustriali S.r.l., Milano Aermec S.p.A., Bevilacqua (Verona) Aldes S.p.A., Modena Alfa Laval S.p.A., Monza (Milano) Ampere S.p.A., Milano Angelantoni Industrie S.p.A., Massa Martana (Perugia) Ariagel S.p.A., Treviso (Milano) Arjo S.r.l., Moncalieri (Torino) Armacell S.p.A., Trezzano (Milano) Armstrong Italia S.r.l., Milano AS.A.P.I.A. (Bologna) Atisa S.p.A., Bareggio (Milano) Baltimore Aircoil Italia S.r.l., Chiuro (Sondrio) Baltur S.p.A., Cento (Ferrara) Balzaretti & Modigliani S.p.A., Milano Belimo Servomotori S.r.l., Zanica (Bergamo) Beretta Ing. A. S.p.A., Lecco Biasi Termotecnica S.p.A., Verona Biraghi Luigi & Figli S.r.l., Sesto S. Giovanni (Milano) Biral A.G., Münsingen (Svizzera) Blue-Box S.r.l., Piove di Sacco (Padova) Bongioanni S.p.A., Vignolo (Cuneo) Buderus S.p.A., Assago (Milano)

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Caleffi S.p.A., Fontaneto d’Agogna (Novara) Camfil S.p.A., Cinisello Balsamo (Milano) Camini Wierer S.p.A., Ronco all’Adige (Verona) Carbofuel Officine Meccaniche S.p.A., Gorla Minore (Varese) Carel S.p.A., Brugine (Padova) Carival S.r.l., Grassobbio (Bergamo) Carrier S.p.A., Agrate Brianza (Milano) CBI Italiana S.p.A., Monza (Milano) Chibro S.p.A., Como (Como) Cillichemie Italiana S.r.l., Milano Clever S.r.l., Masate (Milano) Climaproduct S.p.A., Caponago (Milano) Climaveneta S.p.A., Bassano del Grappa (Vicenza) Clivet Italia S.r.l., Villapaiera-Feltre (Belluno) Climovent System S.r.l., Venaria Reale (Torino) C.N.S. S.p.A., Milano CO.E.S. Italia, Pioltello (Milano) Cofermetal S.p.A., Milano Cofim S.p.A., Cernusco sul Naviglio (Milano) Copeland Italia S.r.l., Saronno (Varese) Coster S.p.A., Milano Cuenod Italiana S.r.l., Novara Daikin Air Conditioning Italy S.p.A., San Donato Milanese (Milano) Danfoss S.r.l., Torino De Bernardi S.r.l., Trezzano sul Naviglio (Milano) De.Co.Sta S.r.l., Milano Decsa S.r.l., Voghera (Pavia) Dinak S.A., Vigo (Spagna) Ecoflam S.p.A., Resana (Treviso) Effebi S.p.A., Bovezzo (Brescia) Electra S.r.l., Santa Maria Hoè (Lecco) Erca S.p.A., San Donato Milanese (Milano) Euroclima S.p.A., Brunico (Bolzano) Eurotecno S.r.l, Bresso (Milano) Eurovent Certification CY, Parigi (Francia) Evapco S.r.l., Rho Milano F.A.C.O. S.r.l., Varallo Pombia (Novara) F.B.R. Bruciatori S.r.l., Angiari (Verona) F.C.R. S.p.A., Cinisello Balsamo (Milano) Felicinovich & C. S.n.c., Melzo (Milano) Ferroli S.p.A., S. Bonifacio (Verona) Fischer & Porter S.p.A., Cernusco sul Naviglio (Milano) Fluxa S.p.A., Milano Flygt, Cusago (Milano) Fraccaro S.r.l., Castelfranco Veneto (Treviso)

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France Air Italia, Monza (Milano) Galletti S.p.A., Bentivoglio (Bologna) Geberit S.A., Manno (Svizzera) Giacomini S.p.A., S. Maurizio d’Opaglio (Novara) Grundfos Pompe Italia S.r.l., Truccazzano (Milano) Hitachi Europe Ltd, Maidenhead, Berkshire (Gran Bretagna) Honeywell S.p.A., Milano Hoval-Carival S.r.l., Grassobbio (Bergamo) ICI Caldaie S.p.A., S. Maria di Zevio (Verona) Ideal Clima S.p.A., Brescia Ideal Standard S.p.A., Milano Irsap S.p.A., Arquà Polesine (Rovigo) Istituto Italiano del Rame S.r.l., Milano Ivar S.r.l., Verona Johnson Controls S.p.A., Sesto S. Giovanni (Milano) KSB Italia S.p.A., Milano KTK Klimatechnik S.r.l., Rivignano (Udine) La Politermica S.c.a.r.l., Bolzano Lindab Italia S.r.l., Volpiano (Torino) Lowara S.p.A., Montecchio Maggiore (Vicenza) L.S.I. Laboratori di Strumentazione Industriale S.p.A., Settala (Milano) LTG S.r.l., Melzo (Milano) Lufta S.r.l., Milano Madel Italiana S.r.l., Missaglia (Lecco) Maico Italia S.p.A., Lonato del Garda (Brescia) Marzorati S.p.A., Milano Mason Industries, Inc., U.S.A. Mekar S.r.l., Isola Della Scala (Verona) Mita S.p.A., Milano Mitsubishi Electric Europe B.V., Agrate Brianza (Milano) Mival S.r.l., Bornate Sesia (Vercelli) Myson S.r.l., Milano Nicotra S.p.A., Zingonia (Bergamo) Nobel S.r.l., Milano Novair S.r.l., Isola Della Scala (Verona) Olimpia Splendid S.p.A., Gualtieri (Reggio Emilia) Oventrop S.r.l., Calderara di Reno (Bologna) Panasonic Climatizzatori, Milano Pneumatex A.G., Füllinsdorf (Svizzera) Pompe Vergani S.p.A., Merate (Como) Prosystem Italia S.r.l., Pianiga (Venezia) Proter Imex S.r.l., S. Pietro di Feletto (Treviso) Raimondi P. S.a.s., Rescaldina (Milano) R.C. Condizionatori S.p.A., Valle Salimbene (Pavia) RDZ S.r.l., Cordignano (Treviso)

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Recuperator S.r.l., Rescaldina (Milano) Refcomp S.p.A., Lonigo (Vicenza) Rendamax Italia S.r.l., Villarbasse (Torino) Renwer Control Italia S.r.l., Milano Rhoss S.p.A., Pordenone Riello R.B.L. Riello Bruciatori S.p.A., Legnago (Verona) Rimi S.r.l., Almese (Torino) Robur S.p.A., Verdellino/Zingonia (Bergamo) Roccheggiani S.p.A., Camerano (Ancona) Runtal Italia S.r.l., Pozzo d’Adda (Milano) Sabiana S.p.A., Corbetta (Milano) Sagi Cofim S.p.A., Cernusco sul Naviglio (Milano) Saiver S.r.l., Monza (Milano) Salmoiraghi S.p.A., Milano Samp S.r.l., Concorezzo (Milano) Sanyo Airconditioners Europe S.r.l., Milano Satchwell Ltd, Londra Saunier Duval S.p.A., Assago (Milano) Sauter Italia S.p.A., Milano Scantor Termometri S.r.l., Cinisello Balsamo (Milano) Schako Klima Luft, Kolbingen (Germania) Schiedel S.r.l., Truccazzano (Milano) Schlumberger Industries S.r.l., Milano SEI S.p.A., Trezzano sul Naviglio (Milano) Selkirk S.r.l., Formello (Roma) SICC S.p.A., Rovigo Siemens Italia S.p.A. - Building Automation, Milano Sigma Italiana S.r.l., Ozzano Emilia (Bologna) Socologstor S.r.l., Adria (Rovigo) Soler y Palau S.A., Ripoll (Girona, Spagna) Spriano S.p.A., Vimodrone (Milano) Swep International AB, Svezia TCF S.r.l., Cadriano di Granarolo Emilia (Bologna) Tecnair Lb S.r.l., Uboldo (Varese) Technibel S.A., Trévoux (Francia) Technik S.p.A., Cinisello Balsamo (Milano) Tecno-Ventil S.p.A., Spino d’Adda (Cremona) Tenaris S.p.A., Dalmine (Bergamo) Termoacqua S.r.l., Fizzonasco di Pieve Emanuele (Milano) Testo S.p.A., Settimo Milanese (Milano) Thermital S.p.A., Volpago del Montello (Treviso) Thermocold, Poggibonsi (Siena) Top Edile S.r.l., Milano Trane Italia S.r.l., Assago (Milano) Trox Italiana S.p.A., Milano

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Tyco - Wormald Italiana S.p.A., Milano Unical A.G. S.p.A., Casteldario (Mantova) Velta Italia S.r.l., Terlano (Bolzano) Vibrostop S.r.l., Milano Viega Italia S.r.l., Crespellano (Bologna) Viessmann S.r.l., Balconi di Pescantina (Verona) VIR Valvoindustria Ing. Rizzio S.p.A., Valduggia (Vercelli) Vortice S.p.A., Zoate di Tribiano (Milano) Watts Cazzaniga S.p.A., Biassono (Milano) Wavin Italia S.p.A., Santa Maria Maddalena (Rovigo) Weishaupt Italia S.p.A., Saronno (Varese) Wilo Italia S.r.l., Peschiera Borromeo (Milano) Wolf Italia S.r.l., San Donato Milanese (Milano) Woods Italiana S.p.A., Cinisello Balsamo (Milano) York International S.r.l., Barlassina (Milano) Ygnis Italia S.r.l., Castronno (Varese) Zani S.r.l., Rovigo Zetaesse S.p.A., Onara di Tombolo (Padova)

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Enti citati nel testo A.I.CARR. (Associazione Italiana Condizionamento dell’Aria, Riscaldamento e Refrigerazione) via Melchiorre Gioia 168, 20125 Milano AIRU (Associazione Italiana Riscaldamento Urbano) piazza Trento 13, 20135 Milano AMCA (Air Movement and Control Association, Inc.) 30 West University Drive, Arlington Heights, IL 60004, USA ANSI (American National Standards Institute) 25 West 43rd Street, 4th floor, New York, NY 10036, USA ARI (Air-Conditioning and Refrigeration Institute) 4100 North Fairfax Drive, Suite 200, Arlington, VA 22203, USA AS.A.P.I.A. (Associazione Nazionale Aziende Produttrici di Condotte e Componenti per Impianti Aeraulici) p.zza Martiri 3, 40121 Bologna ASSCA (Associazione per lo Studio ed il Controllo della Contaminazione Ambientale) corso Mazzini 9, 27100 Pavia ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Inc.) 1791 Tullie Circle, N.E., Atlanta, GA 30329, USA ASME International (The American Society of Mechanical Engineers) Three Park Avenue, New York, NY 10016-5990, USA ASTM (American Society for Testing and Materials) 100 Barr Harbor Drive, P.O. Box C700, West Conshohocken, PA 19428-2959, USA CEN (Comité Européen de Normalisation) Rue de Stassart 36, B-1050-Bruxelles, Belgio

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ENTI CITATI NEL TESTO

CNR (Consiglio Nazionale delle Ricerche) p.le A. Moro 7, 00185 Roma CTI (Comitato Termotecnico Italiano) via Pacini 11, 20131 Milano ENEA (Ente per le Nuove tecnologie, l’Energia e l’Ambiente) Lungotevere Thaon de Revel 76, 00196 Roma ENEL (Ente Nazionale per l’Energia Elettrica) via Ombrone 2, 00198 Roma Eurovent (Certification Company) 62, boulevard de Sébastopol, 75003 Paris, Francia IMG (Istituto di Metrologia G. Colonnetti), Università di Torino corso Unione Sovietica 612/21, 10135 Torino ISA (The International Society for Measurement and Control) 67 Alexander Drive, Research Triangle Park, NC 27709, USA ISO (International Organization for Standardization) 1, Rue de Varembé, Case postale 56, CH-1211 Genève 20, Svizzera ISPESL (Istituto Superiore per la Prevenzione e la Sicurezza del Lavoro) via Mangiagalli 3, 20133 Milano NAFA (National Air Filtration Association) P.O. Box 68639, Virginia Beach, VA 23471, USA NFPA (National Fire Protection Association) 1 Batterymarch Park, P.O. Box 9101, Quincy, MA 02269, USA SMACNA (Sheet Metal and Air Conditioning Contractors’ National Association, Inc.) 4201 Lafayette Center Drive, Chantilly, VA 20151-1209, USA UL (Underwriters Laboratories, Inc.) 333 Pfingsten Road, Northbrook, IL 60062-2096, USA UNI (Ente Nazionale Italiano di Unificazione) via Sannio 2, 20135 Milano

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Premessa La normativa In tutte le attività di un termotecnico, dalla progettazione all’esecuzione degli impianti, dal commissioning al collaudo, il rispetto delle “norme” è una costante che non può né deve essere trascurata. È, infatti, sempre utile riferirsi alle norme per risolvere tanti problemi in maniera corretta; spesso, quando le norme diventato cogenti, è necessario attenervisi per evitare possibili conseguenze spiacevoli. I principali Enti Normatori sono: – ISO, International Organization for Standardization, a livello mondiale; – CEN, Comité Européen de Normalisation, a livello europeo; – UNI, Ente Nazionale di UNIficazione, a livello nazionale. L’UNI ha, poi, demandato al CTI, Comitato Termotecnico Italiano, il compito della preparazione delle norme italiane relative alla termotecnica e all’energia. Altri Enti Normatori, nel settore elettrico, sono: – IEC, International Electric Committee, a livello mondiale; – CENELEC, Comité Européen de Normalisation ELECtrotechnique, a livello europeo; – CEI, Comitato Elettrotecnico Italiano, a livello nazionale. Importantissime sono, inoltre, le norme emanate dallo Stato sotto forma di Leggi, Decreti, Regolamenti ecc. che sono riportate nella Gazzetta Ufficiale. Anche gli organismi minori, quali Regioni, Province e Comuni, dettano regole da rispettare nel proprio territorio e/o in ambienti particolari. È bene chiarire subito che le norme ISO hanno carattere di “raccomandazioni” e quindi non sono obbligatorie. Le norme CEN (EN) hanno carattere “cogente” (obbligatorio) solo se richiamate nelle Direttive Europee CE che, come noto, sono le Leggi della Comunità Europea, altrimenti sono anch’esse raccomandazioni; in

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ogni caso devono essere obbligatoriamente recepite dall’ente nazionale e annullano le eventuali norme nazionali similari. Anche le norme UNI e quelle recepite UNI-EN o UNI-ISO o UNI-EN-ISO sono cogenti solo se richiamate dalle Leggi italiane. Pur non rientrando nella normativa in senso stretto, sono infine da tenere presenti quelle Associazioni (per es. AEI, Associazione Elettrotecnica ed Elettronica Italiana; SIA, Società Svizzera degli Ingegneri e Architetti; ASCE, American Society of Civil Engineers ecc.) che per la loro autorevolezza (soprattutto nei Paesi di cultura anglosassone) assumono un carattere di ufficialità. La consultazione dei loro elaborati è preziosa per la soluzione degli specifici problemi. Alcuni indirizzi utili sono i seguenti. a) In Italia: AEI (Associazione Elettrotecnica ed Elettronica Italiana): www.aei.it - piazzale R. Morandi 2, 20121 Milano, tel. 02 77790200 CEI (Comitato Elettrotecnico Italiano): www.ceiuni.it - via Saccardo 9, 20134 Milano, tel. 02 210061 CNR (Consiglio Nazionale delle Ricerche): www.cnr.it - piazzale Aldo Moro 7, 00185 Roma, tel. 06 49931 CTI (Comitato Termotecnico Italiano): www.cti2000.it - via G. Pacini 11, 20131 Milano, tel. 02 2662651 Parlamento: www.parlamento.it b) Internazionali: ANSI (American National Standards Institute): www.ansi.org - 1819 L Street, NW, 6th floor, Washington DC 20036, USA (è valido anche l’indirizzo di New York citato nelle pagine precedenti) ASCE (American Society of Civil Engineers): Est 47th Street 345, New York 17 NY, USA BSI (British Standards Institution): www.bsi.org.uk - Windsor House, 39 King Street, EL2V 8DQ, London, UK CEN (Comité Européen de Normalisation): www.cenorm.be - Bruxelles

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DIN (Deutsches Institut für Normung): www.din.de - Burggrafenstrasse 6, 10787 Berlin, Germania IEC (International Electrotechnical Commission): www.iec.ch - Genève, Svizzera ISO (International Organization for Standardization): www.iso.org - rue de Varembè 1, Case postale 56, CH-1211 Genève 20, Svizzera SIA (Società degli Ingegneri e degli Architetti Svizzeri): Selnaustrasse 8039, Zürich, Svizzera SNV (Schweizerische Normen-Vereinigung): www.snv.ch - Bürglistrasse 29, CH 8400 Winterthur, Svizzera In questi ultimi anni vi è stato, e tuttora vi è, un grande fermento e molte norme sono state o revisionate o emanate. È, quindi, opportuno verificare costantemente la validità delle norme che vengono utilizzate. Per opportuna conoscenza è bene sapere che la normativa europea sugli impianti di condizionamento dell’aria è elaborata dal Comitato Tecnico TC 156 del CEN (Comité Européen de Normalisation), che elabora e fa pubblicare tutte le relative norme. I lavori del CEN TC 156 (Ventilation for Buildings) vengono seguiti in Italia ufficialmente dall’UNI, in pratica dal suo braccio operativo CTI (Comitato Termotecnico Italiano) e, più in particolare, dal Sottocomitato 5 (SC5): “Condizionamento dell’aria e refrigerazione”. Oggi il TC 156 è strutturato in 14 Working Group (WG), ciascuno dedicato a un settore specifico. Il TC 156 è uno dei comitati CEN con maggior carico di lavoro, visto il diffondersi degli impianti e l’auspicata necessità di aggiornare i criteri progettuali con normative unitarie al fine di realizzare sistemi edificio-impianto sempre più energeticamente efficienti. È quindi necessario, come innanzi suggerito, tenere sempre sotto controllo la situazione e aggiornarsi continuamente.

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

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3

GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA 1.1

IL SISTEMA INTERNAZIONALE SI

Tutte le grandezze fisiche sono misurate fissando per ciascuna un’unità di misura. Dal 1° gennaio 1978 in tutti i Paesi dell’Unione Europea è stato introdotto, ed è l’unico legalmente riconosciuto, il Sistema Internazionale (Système International d’unités), abbreviato SI, che definisce sette unità fondamentali e due supplementari. In Italia tali unità sono state legalizzate con il DPR n. 802 del 12.8.1982 in attuazione della direttiva CEE n. 80/1981. Riferendosi alla norma CNR-UNI 10003 del febbraio 1984, aggiornata alle decisioni della XVII Conferenza generale dei pesi e misure del 1983, è stata compilata la tab. 1.1 con le sette unità fondamentali. Tab. 1.1

Sistema Internazionale di misura SI - Unità fondamentali

Grandezza

Unità

Simbolo Definizione

Lunghezza

metro

m

Lunghezza del tragitto compiuto dalla luce nel vuoto in un intervallo di tempo di 1/299.792.458 di secondo. In Italia il metro è attuato mediante i campioni dell’Istituto di metrologia Gustavo Colonnetti del CNR, a Torino.

Massa

kilogrammo kg

Massa del campione in platino-iridio conservato presso il Bureau International des Poids et Mesures (BIPM) a Sèvres. In Italia il campione del kilogrammo è conservato presso il Ministero dell’Industria, del Commercio e dell’Artigianato (Servizio metrico), a Roma. Un altro campione primario è conservato presso l’Istituto di metrologia Gustavo Colonnetti del CNR, a Torino.

Tempo

secondo

Intervallo di tempo che contiene 9.192.631.770 periodi della radiazione corrispondente alla transizione fra i due livelli iperfini dello stato fondamentale dell’atomo di cesio 133.

s

(segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 1.1) Grandezza

Unità

Simbolo

Definizione In Italia il secondo è attuato mediante il campione dell’Istituto elettrotecnico nazionale Galileo Ferraris, a Torino.

Corrente elettrica

ampere

A

Intensità di corrente elettrica che, mantenuta costante in due conduttori paralleli rettilinei di lunghezza infinita, di sezione circolare trascurabile, e posti alla distanza di un metro l’uno dall’altro nel vuoto, produrrebbe tra i due conduttori la forza di 2  107 N su ogni metro di lunghezza. In Italia l’ampere è attuato mediante il campione dell’Istituto elettrotecnico nazionale Galileo Ferraris, a Torino.

Temperatura termodinamica

kelvin

K

Frazione 1/273,16 della temperatura termodinamica del punto triplo dell’acqua. In Italia la scala termodinamica è attuata mediante i campioni dell’Istituto di metrologia Gustavo Colonnetti del CNR, a Torino.

Quantità di sostanza

mole

mol

Quantità di sostanza di un sistema che contiene tante entità elementari quanti sono gli atomi in 0,012 kg di carbonio 12. Le entità elementari devono essere specificate e possono essere atomi, molecole, ioni, elettroni ecc. ovvero gruppi specificati di tali particelle.

Intensità luminosa

candela

cd

Intensità luminosa, in una data direzione, di una sorgente che emette una radiazione monocromatica di frequenza 540  1012 Hz e la cui densità energetica in quella direzione è 1/683 W/sr. In Italia la candela è attuata mediante il campione dell’Istituto elettrotecnico nazionale Galileo Ferraris, a Torino.

Accanto alle sette unità fondamentali vengono definite anche due unità di misura adimensionali (un tempo denominate supplementari): il radiante (rad) (*) e lo steradiante (sr) (**), rispettivamente unità di misura dell’ampiezza di angolo piano e unità di misura dell’ampiezza di angolo solido. Per quanto riguarda la temperatura occorre sottolineare che la maggior parte dei (*)

Radiante

(**)

Steradiante

Angolo piano tra due raggi di un cerchio che intercettano sulla circonferenza un arco di lunghezza uguale al raggio. Angolo solido che, avendo il vertice al centro di una sfera, intercetta un’area sulla superficie della sfera uguale a quella di un quadrato col lato di lunghezza pari al raggio della sfera.

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

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processi fisici, chimici e biologici è caratterizzata e/o regolata dalla temperatura: questa grandezza assume, quindi, un ruolo di particolare rilievo in ogni settore scientifico e tecnico. Il valore di 273,16 K è stato assegnato al punto triplo dell’acqua, mentre il punto di solidificazione dell’acqua è leggermente inferiore: 273,15 K. Questo valore, per accordo internazionale, è stato attribuito allo zero Celsius (cioè lo zero assoluto 0 K   273,15 °C). Per tradizione storica, accanto alla temperatura assoluta T, la Conferenza generale dei pesi e delle misure riconosce anche l’uso della temperatura Celsius, t, legata alla precedente dalla relazione: t (°C)  T (K)  273,15 Nel 1742 l’astronomo svedese Anders Celsius propose una scala di temperatura per mezzo di due punti fissi: il punto di fusione del ghiaccio e il punto di ebollizione dell’acqua alla pressione standard, rispettivamente posti eguali a 0 °C e 100 °C. L’intervallo così determinato fu suddiviso in 100 parti, per cui si parlava di “grado centigrado”. In realtà nel 1948 fu riconosciuto che tale dizione è impropria in quanto la temperatura di ebollizione dell’acqua alla pressione standard è di 99,97 °C e non di 100 °C, e, pertanto, la IX Conferenza dei pesi e delle misure propose l’adozione della denominazione “grado Celsius” (simbolo °C). Intervallo di temperatura: le unità di intervallo o differenza di temperatura termodinamica e Celsius sono identiche. La Conferenza generale dei pesi e delle misure ha raccomandato che tali intervalli o differenze siano espressi in kelvin (K) o in gradi Celsius (°C). Gli altri nomi e simboli come “grado”, “deg” o altro devono essere abbandonati. 1.2

GRANDEZZE DERIVATE E LORO UNITÀ DI MISURA

Poiché molte grandezze fisiche sono legate fra di loro da determinate relazioni è possibile derivare le corrispondenti unità di misura, note le unità fondamentali. Fra le più note e impiegate nel settore termotecnico si citano quelle riportate nel prospetto seguente. Frequenza

(hertz, simbolo Hz) indica la frequenza di un fenomeno periodico con periodo di 1 secondo: 1 Hz  1/s.

Forza

(newton, simbolo N) è la forza che, applicata a un corpo avente massa di 1 kg, gli imprime un’accelerazione di 1 m/s2: 1 N  1 kg m/s2.

Peso

è anch’esso una forza, definita come prodotto della massa per l’accelerazione di gravità; l’unità di misura è il newton e la relazione con la vecchia unità è: 1 kgf (o kgp)  9,81 kg m/s2  9,81 N. Il valore esatto, per convenzione internazionale, dell’accelerazione di gravità a livello del mare e alla latitudine di 45°, è 9,80665 m/s2 che si approssima, per i calcoli pratici, a 9,81 m/s2. Il peso non è una caratteristica di un corpo, in quanto varia al variare dell’accelerazione di gravità che, per esempio, dall’equatore al polo varia rispettivamente da 9,78039 m/s2 a 9,83217 m/s2.

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FONDAMENTI

Pressione

(pascal, simbolo Pa) è la pressione esercitata dalla forza di 1 N applicata perpendicolarmente a una superficie avente area di 1 m2: 1 Pa  1 N/m2   kg/(m s2). L’altra unità di misura ancora ammessa è il bar, pari a 105 Pa ovvero a 100 kPa, con relativi sottomultipli: il millibar (mbar) (più corretto sarebbe parlare di ettopascal) e il microbar (μbar). Il bar è un po’ più piccolo di una atmosfera fisica e un po’ più grande di un’atmosfera tecnica: 1 bar  0,9869 atm  1,0197 at. In passato erano ammesse anche altre unità di misura che si ritrovano ancora nell’esistente letteratura tecnica. Per comodità del lettore si citano: l’atmosfera fisica o metrica (atm) pari a 101.325 Pa, ossia 1,01325 bar; 1 atm è anche eguale a 1,03323 kgf/m2 ossia 10.332,30 mm c.a.; l’atmosfera tecnica (at) pari a 1 kgf/cm2, ossia 10.000 kgf/m2 (10.000 mm di colonna d’acqua) e, quindi, 98.066,5 Pa, pari a circa 0,981 bar; si ricava, infine, che 1 mm colonna d’acqua  9,81 Pa. Con ata si esprime la pressione assoluta in atmosfere tecniche; con ate si esprime la pressione in atmosfere tecniche relativa alla pressione di riferimento di 1 atm. Fra la pressione p e l’altezza manometrica h (metri) di un liquido sussiste la relazione: phρg dove: ρ è la massa volumica (kg/m3) e g è l’accelerazione di gravità (9,81 m/s2); per l’acqua ρ g  1000  9,81  9,81 kPa/m

Calore, energia, lavoro

sono grandezze equivalenti, nel sistema SI l’unità di misura è il joule (J). Il joule è il lavoro compiuto dalla forza di 1 N quando il suo punto di applicazione si sposta di 1 m nella sua propria direzione: 1 J  1 N m. L’unità tradizionale del calore era la kilocaloria, definita come la quantità di calore necessaria per innalzare la temperatura di 1 kg di acqua da 14,5 °C a 15,5 °C, sotto una pressione di 760 mmHg. Valgono le seguenti relazioni: 1 J  1 N m  1 W s  1 kg m2/s2 1 kcal  4,1868 kJ  1,163 W h  426,94 kgf m 1 kgf m  9,81 joule 1 kWh  1000 W h  3600 kJ

Potenza

l’unità di potenza è il watt (W) ed è la potenza che dà origine alla produzione (o dissipazione) di energia di 1 J in 1 s: 1 watt  1 J/s  1 N m/s  1 kg m2/s3  0,86 kcal/h 1 kW  1 kJ/s  1000 N m/s  860 kcal/h 1 cavallo vapore (CV)  735,5 watt

Potenziale elettrico

(differenza di potenziale, forza elettromotrice, tensione) l’unità di misura è il volt (V); rappresenta la differenza di potenziale elettrico che esiste tra due sezioni di un conduttore che, percorso dalla corrente elettrica costante di 1 A e senza essere sede di altri fenomeni energetici oltre a quello Joule, dissipa nel

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

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tratto compreso fra le due sezioni considerate la potenza di 1 W: 1 V  1 W/A Resistenza elettrica

l’unità di misura è l’ohm (Ω); rappresenta la resistenza elettrica fra due sezioni di un conduttore che, percorso dalla corrente elettrica di 1A e senza essere sede di alcuna forza elettromotrice, dà luogo fra le due sezioni considerate alla differenza di potenziale di 1 V: 1 Ω  1 V/A

Conduttanza elettrica

l’unità di misura è il siemens (S): rappresenta la conduttanza elettrica tra due sezioni di un conduttore nel quale la differenza di potenziale di 1 V, applicata tra le due sezioni considerate, dà luogo, in assenza di alcuna forza elettromotrice, al passaggio della corrente elettrica di 1 A: 1 S  1 A/V

Flusso luminoso l’unità di misura è il lumen (lm): rappresenta il flusso luminoso emesso, nell’angolo solido di 1 sr, da una sorgente puntiforme isotropa di intensità di 1 cd: 1 lm  1 cd sr Illuminamento l’unità di misura è il lux (lx); è l’illuminamento prodotto dal flusso luminoso di 1 lm, ripartito in modo uniforme su una superficie con area di 1 m2: 1 lx  1 lm/m2

Nella tab. 1.2 sono riportate le unità derivate che più frequentemente ricorrono e nella tab. 1.3 le unità di misura accettate nell’uso col sistema SI. Tab. 1.2 Grandezza

Unità derivate SI Unità

Espressione

Nome

Simbolo

in altre unità SI

in unità fondamentali

hertz

Hz

—

1/s

Forza

newton

N

—

kg m/s2

Pressione e tensione

pascal

Pa

N/m2

kg/(m s2)

Energia, lavoro, quantità di calore

joule

J

Nm

kg m2/s2

Potenza (meccanica, termica, elettrica)

watt

W

J/s

kg m2/s3

Potenziale elettrico, differenza di potenziale elettrico, tensione elettrica, forza elettromotrice

volt

V

W/A

kg m2/(s3 A)

Resistenza elettrica

ohm

Ω

V/A

kg m2/(s3 A2)

siemens

S

A/V

s3 A2/(kg m2)

lumen

lm

—

cd sr

lx

lm/m2

cd sr/m2

Frequenza

Conduttanza elettrica Flusso luminoso Illuminamento

lux

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FONDAMENTI

Tab. 1.3

Unità di misura accettate nell’uso col SI

Nome

Simbolo

Grandezza

Valore in unità SI

Minuto

min

tempo

1 min = 60 s

Ora

h

tempo

1 h = 60 min = 3600 s

Giorno

d

tempo

1 d = 24 h = 86.400 s

Grado d’angolo

°

angolo piano

1° = (/180) rad

Minuto d’angolo

’

angolo piano

1’ = (1/60)° = (/10.800) rad

Secondo d’angolo

”

angolo piano

1”= (1/60)’ = (/648.000) rad

l oppure L

volume

1 L = 1 dm3 = 10-3 m3

t

massa

1 t = 1000 kg

eV

energia

1 eV = 1,60217733 10-19 J (*)

Litro Tonnellata (metrica) Elettronvolt (*)

Valore ottenuto sperimentalmente.

Poiché in alcuni casi talune unità risultano sconvenienti da usare perché espresse da numeri troppo grandi o troppo piccoli, o perché è più opportuno esprimere in modo sintetico la misura di una grandezza, si ricorre all’uso di opportuni prefissi che vengono scritti abbreviati o per esteso immediatamente prima del simbolo della grandezza. Nella tab. 1.4 sono riportati tali prefissi corrispondenti ai multipli e sottomultipli. Tab. 1.4

Multipli e sottomultipli delle unità SI

Fattore di applicazione

Nome

Simbolo

Fattore di applicazione

Nome

Simbolo

1024 1021 1018 1015 1012 109 106 103 102 101

jotta zetta exa peta tera giga mega kilo etto deca

Y Z E P T G M k h da

101 102 103 106 109 1012 1015 1018 1021 1024

deci centi milli micro nano pico femto atto zepto yocto

d c m μ n p f a z y

1.3

NORME DI SCRITTURA DEL SISTEMA INTERNAZIONALE

Queste norme, vivamente raccomandate dal Comitato internazionale pesi e misure, riguardano il modo di scrivere le unità di misura SI e i relativi simboli. Le unità, anche se derivate da nomi propri devono essere sempre scritte in carattere tondo e minuscolo e prive di accento; per esempio, si scrive ampere e non ampère o Ampère. Fa eccezione Celsius che ha la lettera iniziale sempre maiuscola. I nomi italiani delle unità di misura, scritti per esteso, prendono il plurale secondo le normali regole grammaticali; quelli stranieri restano invariati. Esempio:

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

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metro - metri grammo - grammi pascal - pascal newton - newton kelvin - kelvin Tutti i simboli devono essere scritti con l’iniziale maiuscola, se derivati da nomi propri, con la minuscola negli altri casi; per esempio si scriverà W per watt, A per ampere, N per newton, V per volt, K per kelvin ecc., ma lm per lumen, cd per candela, m per metro. Fa eccezione il simbolo di litro che si può scrivere anche L. I simboli delle unità di misura non vanno mai seguiti dal punto (m, e non m.) e vanno sempre scritti dopo il valore numerico (3 kg e non kg 3). Fra il valore numerico e il simbolo va lasciato uno spazio; non si lascia, invece, uno spazio tra il numero e il simbolo del grado dell’angolo piano. L’unità di misura, se citata in un periodo nel quale non è accompagnata dal valore numerico della grandezza a cui si riferisce, va sempre scritta per esteso e mai in simbolo (per esempio, si dirà “il kilogrammo è l’unità di massa del SI” e non “il kg è l’unità di misura del SI”). Per le unità composte da due o più, nella scrittura del simbolo non si devono usare trattini, ma solo un punto a metà altezza o uno spazio vuoto (per esempio si scriverà N  m oppure N m). 1.4

SIMBOLI ADOTTATI

I simboli per le grandezze che si incontreranno nel testo sono qui riportati con i relativi simboli delle unità di misura impiegate. Trattandosi di simboli e non di abbreviazioni essi non sono mai seguiti dal punto e sono invariati al singolare e al plurale. A a a B b C c c cp cv Dod de, dh E e e e F

area profondità accelerazione pressione barometrica larghezza conduttanza unitaria velocità del suono calore specifico (capacità termica massica) calore specifico a pressione costante calore specifico a volume costante diametro di un condotto diametro equivalente o diametro idraulico exergia, energia base dei logaritmi naturali exergia specifica, energia specifica efficienza di scambio termico forza

m2 m m/s2 kPa m W/(m2 K) m/s J/(kg K) J/(kg K) J/(kg K) m m J – J/kg – N

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f f fF G g H H h h, z hc he, αe hi, αi hi k, γ K, U I J l, L L, W Lw Lp moM m ˙ N, ω n n n P p Δp Q qoφ R R R r r r r S s s, d

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FONDAMENTI

fattore di sporcamento frequenza fattore di attrito peso accelerazione di gravità entalpia potere calorifico di un combustibile entalpia specifica altezza coefficiente di convezione adduttanza unitaria esterna o conduttanza unitaria superficiale esterna adduttanza unitaria interna o conduttanza unitaria superficiale interna conduttanza superficiale unitaria radiativa rapporto di calori specifici trasmittanza unitaria o coefficiente globale di trasmissione intensità di corrente elettrica equivalente meccanico del calore lunghezza lavoro livello di potenza sonora livello di pressione sonora massa portata di massa velocità angolare esponente della politropica velocità di rotazione ricambi d’aria nell’unità di tempo potenza pressione differenza di pressione quantità di calore flusso termico (o potenza termica) costante dei gas resistenza elettrica resistenza termica unitaria (in generale) calore di vaporizzazione resistività termica resistenza termica specifica raggio entropia entropia specifica spessore

m2 K/W Hz – N 9,80665 m/s2 J J/kg o J/m3 J/kg m W/(m2 K) W/(m2 K) W/(m2 K) W/(m2 K) cp /cv W/(m2 K) A J/kJ m J dB dB kg kg/s rad/s — 1/s 1/s W Pa Pa J W J/(kg K) Ω m2 K/W J/kg m K/W K/W m J/K J/(kg K) m

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

T, θ t, ϑ t Δt, Δϑ U u V v • V, Q, qv V, E w x x x, y, z z α (alfa) α (alfa)

temperatura assoluta temperatura tempo differenza di temperatura energia interna energia interna specifica volume volume specifico portata volumetrica tensione, f.e.m. velocità titolo del vapore umidità specifica dell’aria coordinate altezza coefficiente di dilatazione lineare adduttanza unitaria, coefficiente di scambio termico superficiale α (alfa) accelerazione angolare β (beta) coefficiente isobaro di espansione termica β (beta) angolo piano γ (gamma) coefficiente di dilatazione cubica γ (gamma) angolo piano differenza fra valori Δ, δ (delta) ε (epsilon) coefficiente di effetto frigorifero ε (epsilon) emissività di una superficie ε (epsilon) coefficiente di eccesso d’aria η (eta) rendimento θ (teta) tempo ϑ, θ (teta) temperatura λ (lambda) lunghezza d’onda λ (lambda) conduttività termica μ (mu) viscosità dinamica ν (nu) viscosità cinematica ρ (ro) massa volumica ρ (ro) resistività elettrica σ (sigma) costante di Stefan-Boltzmann σ (sigma) tensione superficiale τ (tau) tempo, costante di tempo ϕ (fi) umidità relativa ϕ (fi) flusso termico specifico (per unità di superficie) ψ (psi) grado di saturazione ψ, k coefficiente di trasmissione lineico ω, Ω (omega) angolo solido ω (omega) pulsazione

11

K °C s °C J J/kg m3 m3/kg m3/s, L/s V m/s — kgv/kga (o gv/kga) m m 1/K W/(m2 K) rad/s2 1/K rad 1/K rad — — — — — s °C m, nm W/(m K) Pa s m2/s kg/m3 Ωm W/(m2 K4) N/m s — W/m2 — W/(m K) sr rad/s

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FONDAMENTI

1.5

TABELLE DI CONVERSIONE

Il Sistema Internazionale vieta, come si è detto, l’impiego di alcune unità che, tuttavia, sono state molto impiegate, specie in termotecnica, e che, nonostante il divieto, continuano a essere utilizzate. Si ritiene, pertanto, opportuno riportare nelle tab. 1.5 e tab. 1.6 i principali fattori di conversione nonché i fattori di conversione per le unità di misura del sistema anglosassone presenti nella letteratura tecnica di provenienza Stati Uniti (ASHRAE, SMACNA, ANSI, ARI ecc.). In questo sistema l’unità di misura della lunghezza è il piede (foot, simbolo ft) o il pollice (inch, simbolo in): 1 ft  0,3048 m 1 in  0,0254 m L’unità di misura della massa è la libbra (pound, simbolo lb oppure p). 1 lb  0,45359237 kg La pressione viene misurata in libbre forza per pollice quadrato (pound per square inches), con il simbolo psi. La temperatura, nel sistema anglosassone, è misurata nella scala Fahrenheit, nella quale è posta eguale a 32 °F la temperatura di fusione del ghiaccio e 212 °F la temperatura di ebollizione dell’acqua e tale intervallo è diviso in 180 parti eguali. Indicando con tc e tF i gradi Celsius e i gradi Fahrenheit si hanno le seguenti relazioni: tF  32  1,8 tc tc  5/9 (tF  32) Nella fig. 1.1 è rappresentata la relazione fra le diverse scale di temperatura. L’unità di misura del calore è la Btu (British thermal unit) che corrisponde alla quantità di calore necessaria per elevare di un grado Fahrenheit la temperatura di una libbra d’acqua. 1 Btu  0,252 kcal   0,293 W

Fig. 1.1 Relazione tra le diverse scale di temperatura.

Nella letteratura tecnica anglosassone la potenza frigorifera viene spesso espressa in tonnellate di refrigerazione (ton of refrigeration) equivalente a 12.000 Btu/h e, cioè, 3024 kcal/h ossia 3516 W; per valutazioni approssimate si può considerare 1 ton  3,5 kW.

m2

— —

m2

J/(kg K)

J/(kg K)

N

Hz

J

m

kg

kg/m3

Area

Calore specifico

Costante dei gas (**)

Forza, peso (**)

Frequenza

Lavoro, energia, calore (**)

Lunghezza

Massa

Massa volumica

1

kgf m — m3/h L/h

Nm

kg/s

m3/s L/h

Momento di una forza (**)

Portata in massa

Portata in volume

3600 1

—

0,102

0,102

—

—

1

0,000278 1

—

9,80665

9,80665

—

—

1

0,18585

cfm (ft3/min) gpm (gal/min)

lb/h

lbf ft

lb ft2 (**)

lb/ft3

lb (pound)

in (inch) ft (foot)

2118,88 0,0044

7936,6

0,7375

23,73

0,06243

2,20462

39,370 3,2808

(segue)

4,719474  104 227,16

1,26  104

1,356

0,0421

16,01846

0,45359237

0,0254 0,3048

0,9478  103 1055,06

Btu

1,355818

1 0,73756

1

lbf ft

Hz (cycle/sec)

4,4482

5,3807

0,239  103 4186,8

lbf (pound force) 0,2248

ft/R

Btu/(lbf °F)

0,00064516 0,09290304

1/K

GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

I fattori di conversione esatti sono riportati in neretto.

kgf s2 m (**)

Momento d’inerzia (**) kg m2

m

9,80665 3600 4186,8

1

9,80665

K

Fattori

in2 (square inch) 1550 ft2 (square foot) 10,7639

I-P Inch-Pound

14:30

kgf m 0,102 Wh (wattora) 0,278  103 Cal (kilocaloria) 0,239  103

Hz

0,102

9,80665

4186,8

0,239  103 0,102

1

1/K

1

K

Fattori

20-11-2008

kgf (kg forza)

m/K

kcal/(kgf °C)

ST (Tecnico)

Unità SI

Grandezza

Unità di altri sistemi (*)

Tab. 1.5 Unità del Sistema Internazionale SI e principali fattori di conversione

CAPITOLO 01-08.OK Pagina 13

13

kcal/(m2 h °C) 0,85985

m3

N/mm2

s

W/m2 K

m/s

giri/s

Pa s  N s/m2 kgf s/m2 m2/s 1 cSt (centistoke) 1,0  106

PaN/m2

m2/s

m3

Pressione (**)

Sollecitazione dei materiali (**)

Tempo

Trasmissione termica

Velocità

Velocità di rotazione

Viscosità dinamica (**)

Viscosità cinematica

Volume

1

0,102

60

1

1

1 1,0  106

9,80665

0,01667

1

1,163

1 3600

Fattori

ft3 (cubic foot)

ft2/sec

lbf sec/ft2

rpm (rev/min)

fpm (foot/min)

Btu/(ft2 h °F)

sec (second) h (hour)

psi (lbf/in2)

in w. (inch of water) psi (lbf/in2) lbf/ft2

Btu/h

35,315

10,764

0,02088

60

196,85

0,176

1 0,0002778

145,04

0,145  103 0,02088

0,00401

3,412

0,02831685

0,09290304

47,88026

0,01667

0,00508

5,678263

1 3600

0,00689

6894,757 47,88026

249,09

0,2930711

745,7

1

1/K

I fattori di conversione esatti sono riportati in neretto.

(**)

Per passare dalle unità del sistema SI a quelle di altri sistemi, moltiplicare per K; inversamente moltiplicare per 1/K. I fattori di conversione valgono solo dove l’accelerazione di gravità ha il valore g  9,80665 m/s2 equivalenti a 32,17 ft/s2.

giri/min

m/s

1 0,0002778

9,80665

98.066,5 133,322

0,102  104 0,0075 0,102

9,80665

1,163

0,102

0,85985

1

K

BHP 0,00134 (brake horsepower)

W

I-P Inch-Pound

14

14:30

kgf/mm2

kgf/m2  mmH2O kgf/cm2 at torr  mmHg

kcal/h

735,5

1

1/K

20-11-2008

(*)

s h

W

CV 0,00136 (cavallo vapore)

Potenza termica

Fattori

W

1

K

Potenza meccanica

W

ST (Tecnico)

W

Unità SI

Unità di altri sistemi (*)

Potenza elettrica

Grandezza

(seguito tabella 1.5)

CAPITOLO 01-08.OK Pagina 14

FONDAMENTI

W/(m K)

c

λ

K

α

Calore specifico

Conduttività termica

Coeff. di trasm. di una parete

Coeff. di trasm. term. superf.

1

0,85985

m2 h °C/kcal

m2 K/W

Btu/(ft2 h °F) 0,85985 ft2 h °F/Btu

1,163

Btu/(ft2 h °F)

Btu/(ft h °F)

I fattori di conversione esatti sono riportati in neretto.

Per passare dalle unità SI a quelle di altri sistemi, moltiplicare per K; inversamente moltiplicare per 1/K.

1,163

kcal/(m2 h °C) 0,85985

1,163

1,163

10,764

39,37

5,678263

0,176110

0,176110

0,57779

0,239103

gr. Fahrehneit (°F) 9/5

piede qd (ft2)

0,239  103 4186,8 Btu/(lb °F)

1

kcal/(m2 h °C) 0,85985

kcal/(m h °C)

kcal/(kgf °C)

gr cent. (°C)

W/(m2 K)

W/(m2 K)

kelvin (K)

1

pollice (in)

1/K

0,176110

5,678263

5,678263

1,730735

4186,8

5/9

0,09290304

0,0254

0,9478  103 1055,06

K

Fattore di convers.

Sistema I-P

14:30

Fattore di sporcamento f

J/kg K

Dt

Differenza di temp.

metro qd (m2) 1

metro qd (m2)

A

Superficie

1

4186,8 Btu

0,239103 1

1/K

Unità di mis.

K

Fattore di convers.

metro (m)

kilocaloria (kcal)

Unità di mis.

Sistema ST

20-11-2008

metro (m)

s

Spessore

joule (J)

Unità di mis.

Q

simbolo

Sistema SI

Quantità di calore

Grandezza

Tab. 1.6 Grandezze utilizzate in termotecnica

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA 15

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16

14:30

Pagina 16

FONDAMENTI

1.6

MASSA VOLUMICA, DENSITÀ

La massa volumica ρ di un solido o di un liquido omogeneo è il rapporto tra la massa e il suo volume: m ρ  –––– (kg/m3) (1.1) V Il peso specifico e la portata in peso non sono previsti nel sistema SI; i loro valori numerici nel sistema tecnico corrispondono, rispettivamente, alla massa volumica e alla portata in massa del sistema SI. La densità è il rapporto della massa volumica di un solido o liquido omogeneo alla massa volumica di un eguale volume di acqua a 4 °C:

ρ m d  –––––  ––––– ρa ma Nelle tabb. 1.7, 1.8, 1.9 sono riportate le masse volumiche di alcune sostanze solide, liquide e dell’acqua. Tab. 1.7 Sostanza Acciaio dolce Alluminio Argento Argilla refrattaria Asfalto Bitume Bronzo Calcestruzzo (pomice) Calcestruzzo (ghiaia) Calcestruzzo armato Carbone Carbone di legna Carbone in polvere Carta di cellulosa Cartone Cera Cuoio Duralluminio Ferro puro Gesso in polvere Ghiaccio Gomma Gres Lana di amianto Lana di scoria

Massa volumica a 20 °C di alcune sostanze solide ρ (kg/m3) 7830 2740 10.500 1850  2000 1100  1500 1100 8500  8900 1200 1800  2300 2400 1200  1500 215 600  750 700  1100 800 960  1040 800  1000 2750  2870 7880 1820 921 1100  1190 2200  2700 300 200  300

Sostanza

ρ (kg/m3)

Lana di vetro Legno (secco): – abete – faggio – pino – quercia Legno compensato Linoleum Magnesia (polvere) Magnesite Marmo Mattoni (asciutti) Mattoni refrattari Mica Minio al piombo Neve soffice (0 °C) Oro Ottone Piombo Platino Porcellana Polietilene Polivinilcloruro (PVC) Quarzo Rame

52  100 450 720 550 820 600 1150  1300 300  400 3000  5100 2500  2800 1620 2600 2900  3100 8600  9100 100 19.290 8400  8700 11.340 21.470 2300  2500 920 1350 2100  2650 8300  8930 (segue)

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Pagina 17

GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

17

(seguito tabella 1.7) Sostanza

ρ (kg/m3)

Sostanza

Sabbia (asciutta) Schiuma di polistirolo Segatura di legno Stagno Sughero (lastre)

1520 25 200 7310 120  300

Vetro (lastre) Vetro (Pyrex) Zinco Zolfo (cristallino)

Tab. 1.8

2400  3000 2230 7130 1960

Massa volumica a 20 °C di alcune sostanze liquide ρ (kg/m3)

Sostanza Acetone Acido cloridrico (25%) Acido nitrico (100%) Acido solforoso (96%) Acido solforico Acqua di mare Alcool etilico (95% vol.) Alcool metilico (95% vol.)

Tab. 1.9

ρ (kg/m3)

791 1150 1520 1840 1853 1020  1030 789 792

Sostanza

ρ (kg/m3)

Benzina Benzolo Etere etilico Mercurio Olio combustibile Olio di lino Olio di oliva Olio lubrificante

680  710 879 714 13.600 840  920 940 911 920

Massa volumica e volume specifico dell’acqua fra 0 e 100 °C

Temperatura (°C)

Massa volumica (kg/dm3)

Volume specifico (dm3/kg)

0 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34

0,99987 0,99999 0,99997 0,99989 0,99975 0,99955 0,99930 0,99900 0,99865 0,99820 0,99783 0,99737 0,99687 0,99633 0,99576 0,99512 0,99449

1,00013 1,00001 1,00003 1,00011 1,00025 1,00045 1,00070 1,00100 1,00135 1,00180 1,00217 1,00264 1,00314 1,00368 1,00426 1,00490 1,00554 (segue)

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14:30

Pagina 18

FONDAMENTI

(seguito tabella 1.9) Temperatura (°C)

Massa volumica (kg/dm3)

Volume specifico (dm3/kg)

36 38 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80

0,99374 0,99302 0,99224 0,99186 0,99147 0,99107 0,99066 0,99025 0,98982 0,98940 0,98896 0,98852 0,98807 0,98762 0,98715 0,98669 0,98621 0,98573 0,98525 0,98475 0,98425 0,98375 0,98324 0,98272 0,98220 0,98167 0,98113 0,98059 0,98005 0,97950 0,97894 0,97838 0,97781 0,97723 0,97666 0,97607 0,97548 0,97489 0,97429 0,97368 0,97307 0,97245 0,97183

1,00630 1,00703 1,00782 1,00821 1,00860 1,00901 1,00943 1,00985 1,01028 1,01071 1,01116 1,01161 1,01207 1,01254 1,01302 1,01349 1,01398 1,01448 1,01497 1,01549 1,01600 1,01652 1,01705 1,01758 1,01812 1,01867 1,01923 1,01979 1,02036 1,02093 1,02151 1,02210 1,02269 1,02330 1,02390 1,02452 1,02514 1,02576 1,02639 1,02703 1,02768 1,02833 1,02899 (segue)

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Pagina 19

GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

19

(seguito tabella 1.9) Temperatura (°C)

Massa volumica (kg/dm3)

Volume specifico (dm3/kg)

81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100

0,97121 0,97057 0,96994 0,96930 0,96865 0,96800 0,96734 0,96668 0,96601 0,96534 0,96467 0,96399 0,96330 0,96261 0,96192 0,96122 0,96051 0,95981 0,95909 0,95838

1,02964 1,03032 1,03099 1,03167 1,03236 1,03306 1,03376 1,03447 1,03519 1,03590 1,03662 1,03736 1,03810 1,03884 1,03959 1,04034 1,04111 1,04187 1,04266 1,04343

1.7

CALORE SPECIFICO O CAPACITÀ TERMICA MASSICA

Per calore specifico (o capacità termica massica) si intende la quantità di calore c che bisogna fornire (o sottrarre) all’unità di massa di una sostanza per elevare (o abbassare) la sua temperatura di 1 K: Q c  ––––––––– m (t2  t1)





kJ ––––– kg K

(1.2)

Il calore specifico di uno stesso materiale non è costante ma varia con la temperatura secondo una relazione del tipo: c  c0  α t

(1.3)

dove c è il calore specifico alla temperatura t e c0 il calore specifico a 0 °C, α è una costante che, nei casi pratici, visto il suo valore molto ridotto, può trascurarsi, considerando quindi: c  c0 Nelle tabb. 1.10, 1.11, 1.12 sono riportati i calori specifici per alcune sostanze solide, liquide e dell’acqua. Nel paragrafo 2.2 sono riportati (tab. 2.2) i calori specifici di alcuni gas.

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FONDAMENTI

Tab. 1.10

Calore specifico a 20 °C di alcune sostanze solide

Sostanza

c

Acciaio dolce Alluminio Argento Argilla refrattaria Asfalto Bitume Bronzo Calcestruzzo (ghiaia) Calcestruzzo (pomice) Carbone fossile Carbone in polvere Carta di cellulosa Cartone Cera Cuoio Duralluminio Ferro puro Gesso in polvere Ghiaccio 0 °C Gomma Gres Lana di amianto Lana di scoria Lana di vetro Legno di pino Legno di quercia

Tab. 1.11

kJ ––––– kg K  0,488 0,942 0,234 0,8  0,9 0,92 1,63 0,435 0,88 1,1 1,3 1,01 1,34 1,26 3,43 1,49 0,912 0,452 1,09 2,04 1,42 0,71 0,80 0,75 0,657 2,72 2,40

Sostanza

c

Magnesia (polvere) Magnesite Marmo Mattoni (asciutti) Mattoni refrattari Mica Minio al piombo Neve sciolta (0 °C) Oro Ottone Piombo Platino Porcellana PVC Quarzo Rame Sabbia (asciutta) Schiuma di polistirolo Segatura di legno Stagno Sughero (lastre) Vetro (lastre) Vetro (Pyrex) Zinco Zolfo (cristallino)

kJ ––––– kg K  0,98 0,93 0,8  1,0 0,8 0,8 0,88 0,25 2,1 0,131 0,389 0,129 0,130 0,75 1,00 0,8  0,92 0,385 0,80 1,382 2,51 0,226 2,052 0,795 0,840 0,390 0,790

Calore specifico a 20 °C di alcune sostanze liquide

Sostanza Acetone Acido cloridrico (25%) Acido nitrico (100%) Acido solforoso (96%) Acido solforico Acqua Alcool etilico (95% vol.) Alcool metilico (95% vol.)

c

kJ ––––– kg K  2,15 1,93 3,10 0,648 1,48 4,18 2,84 2,51

Sostanza Benzina Benzolo Etere etilico Mercurio Olio combustibile Olio lubrificante Olio di oliva

c

kJ ––––– kg K 

2,09 1,72 2,26 0,138 1,88 1,67  2,01 1,63

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

21

Tab. 1.12 Calore specifico dell’acqua (c ) e del vapor d’acqua a saturazione (c ) t

(°C) 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200

Ps

(kPa)

0,6112 1,2280 2,3388 4,2460 7,3835 12,3499 19,944 31,198 47,412 70,180 101,419 143,384 198,685 270,298 361,565 476,198 618,275 792,235 1002,871 1255,324 1555,074

c





kJ ––––– kg K

4,229 4,188 4,183 4,183 4,182 4,182 4,183 4,187 4,194 4,204 4,217 4,232 4,249 4,268 4,288 4,312 4,338 4,369 4,403 4,443 4,489

c





kJ ––––– kg K

1,868 1,874 1,882 1,892 1,905 1,919 1,937 1,958 1,983 2,011 2,044 2,082 2,126 2,176 2,233 2,299 2,374 2,460 2,558 2,670 2,797

t  temperatura Celsius Ps  pressione di saturazione c  calore specifico dell’acqua c  calore specifico del vapore saturo

Dall’esame delle precedenti tabelle appare evidente che l’acqua ha il più alto valore di calore specifico; quindi, a parità di variazione di temperatura fra una condizione iniziale e un’altra finale, la quantità di calore assorbita o ceduta dall’acqua è molto più grande, a parità di massa, di quella relativa a ogni altra sostanza: di qui l’interesse dell’acqua come fluido termovettore negli impianti termici.

1.8

VISCOSITÀ

La viscosità esprime la resistenza offerta da un fluido al suo scorrimento: si definisce viscosità dinamica la forza occorrente per far scorrere una superficie piana unitaria, con velocità unitaria, rispetto a un’eguale superficie posta a distanza unitaria. Dimensionalmente la viscosità dinamica o assoluta è espressa da una sollecitazione moltiplicata per una lunghezza e divisa per la velocità: in unità SI, quindi, la viscosità

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FONDAMENTI

dinamica è espressa da N m2 m/(m s1)  N m2 s  Pa s. L’unità di misura di impiego comune è il poise (P) equivalente a 0,1 Pa s o il centipoise (cP), pari a 103 Pa s. Nella tab. 1.13 sono riportati i valori della viscosità dinamica per alcune sostanze e per differenti temperature, dato che essa diminuisce notevolmente con il crescere della temperatura. Questo comportamento è da tener presente nel caso degli oli lubrificanti le cui temperature d’impiego sono sempre differenti da quelle di riposo: è, pertanto, necessario conoscere la legge di variazione della viscosità con la temperatura poiché al diminuire della viscosità si riducono anche le proprietà lubrificanti. Per alcuni gas (anche l’aria) la viscosità, invece, aumenta con la temperatura. Si definisce anche una viscosità cinematica data dal rapporto fra la viscosità dinamica e la massa volumica della sostanza; nel sistema SI l’unità di misura è N m2 s/(kg m3)  m2/s. L’unità di misura più frequente è lo stokes (St) pari a 104 m2/s (cm2/s) e maggiormente il centistokes (cSt) pari a 106 m2/s (mm2/s). Per misurare la viscosità si ricorre ad apparecchi detti viscosimetri. I più noti consentono di desumere la viscosità cinematica attraverso la misura della velocità di scorrimento e di deflusso del fluido in esame attraverso un tubo; su questo principio si basano i viscosimetri di Engler, Redwood e Saybolt. I gradi Engler sono il rapporto fra il tempo impiegato dalla sostanza in esame, alla temperatura di 50 °C, a defluire dal foro calibrato del viscosimetro e quello impiegato da una stessa quantità di acqua alla temperatura di 20 °C. Nella tab. 1.14 sono poste a confronto le diverse scale di viscosità.

1.9

DILATAZIONI E CONTRAZIONI

Tutti i corpi (solidi, liquidi e gassosi) subiscono variazioni dimensionali al variare della temperatura. Solidi Nel caso di sostanze solide occorre considerare la dilatazione (o contrazione) lineare, superficiale e cubica. Il coefficiente di dilatazione lineare α (1/K) rappresenta l’incremento dell’unità di lunghezza per l’aumento della temperatura di 1 K. Si può, infatti, scrivere: L1  L0  α L0 t1  L0 (1  α t1)

(1.4)

dove L0 e L1 sono le lunghezze alle temperature di 0 °C e di t1 °C. Per un altro valore di temperatura t2 si può scrivere: si ricava, pertanto:

L2  L0 (1  α t2) 1  α t2 L2  L1 –––––––– 1  α t1

(1.5)

che permette di ricavare la lunghezza L2 di un corpo alla temperatura t2, nota la sua lunghezza L1 alla temperatura t1.

45.283

1.664

Mercurio

2.945.119

Glicoletilene

Glicerina

267,14

Freon 22

1.771

Alcool etilico

859,44

46.080

Acido solforico

Benzolo

1.494

Acido nitrico

1.561

22.174

861.586

241,65

648,97

1.206

24.669

1.470

11.346

271.849

219,94

498,59

841,41

13.724

890,2

1.535

650,7

279,19

40 °C

1.389

6.045

91.960

201,32

389,20

599,82

7.911

703,27

1.223

465,3

235,02

60 °C

1.317

3.343

33.168

185,25

308,29

436,25

4.711

563,50

986,89

354,2

199,86

80 °C

1.253

1.913

12.692

171,28

247,53

323,20

2.891

457,35

806,65

281,8

171,57

100 °C

1.195

1.130

5.130

159,08

201,24

243,56

1.824

375,63

666,93

234,1

148,57

120 °C

1.143

687,79

2.181

148,35

165,51

186,47

1.181

311,93

557,30

198,5

129,69

140 °C

1.096

430,08

971,81

138,88

137,59

144,88

782,92

261,69

470,32

172,4

114,05

160 °C

1.053

275,90

452,56

130,49

115,54

114,12

530,88

221,65

400,60

152,9

101,01

180 °C

1.014

181,31

219,68

123,01

97,95

91,07

367,65

189,44

344,20

137,8

90,05

200 °C

14:30

1.144

1.955

2.531

Acido cloridrico

335,35 1.000

407,68

Acetone

20 °C

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Acqua

0 °C

Fluido

Tab. 1.13 Viscosità dinamica di liquidi (Pa s106)

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA 23

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FONDAMENTI

Tab. 1.14

Conversione delle scale di viscosità

Viscosità cinematica (cSt)

Scala Engler (gradi)

Scala Redwood (s)

Scala Saybolt (s)

2 6 10 14 18 25 35 45 60 80 100 150 200 300 500 700 1000

1,14 1,48 1,84 2,22 2,65 3,46 4,71 5,99 7,92 10,60 13,2 19,9 26,8 40,0 66,0 93,0 133,0

31 41 52 65 78 105 144 184 245 326 406 620 820 1230 2040 2820 4100

32 46 59 74 90 120 164 209 279 371 463 700 940 1410 2320 3250 4750

La dilatazione superficiale può essere anch’essa calcolata con l’espressione: S1  S0  2 α S0 t1  S0 (1  2 α t1)

(1.6)

dove S0 è l’area di una superficie alla temperatura di 0 °C e S1 è quella alla temperatura t1. Si potrà calcolare l’area della superficie a temperatura t2, nota S1 e t1, con l’espressione: 12αt S2  S1 ––––––––2 1  2 α t1

(1.7)

Per la dilatazione cubica le considerazioni sono simili: V1  V0  3 α V0t1  V0  γ V0t1

(1.8)

dove γ è il coefficiente di dilatazione cubica che, per i corpi isotropi, può porsi eguale a 3 α: 1  γ t2 V2  V1 ––––––– 1  γ t1

(1.9)

Poiché al variare del volume si modifica la massa volumica è utile tener presente, quindi, che: 1  γ t1 ρ2  ρ1 ––––––– 1  γ t2

(1.10)

Nelle tabb. 1.15 e 1.16 sono riportati i coefficienti di dilatazione lineare α e di dilatazione cubica γ per alcune sostanze solide.

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

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Liquidi Nel caso dei liquidi si considera soltanto la dilatazione cubica. Come nel caso dei solidi si può scrivere: 1  γ t2 V2  V1 ––––––– 1  γ t1

(1.11)

dove V2 e V1 sono i volumi del liquido alle temperature t2 e t1 e γ è il coefficiente di dilatazione cubica. Vale, ancora, anche per i liquidi la (1.10): 1  γ t1 ρ2  ρ1 ––––––– 1  γ t2 Tab. 1.15

Coefficiente di dilatazione lineare α di sostanze solide α

Sostanza

––K1 

Alluminio 2,36  105 Acciaio dolce 1,20  105 Argento 1,96  105 Bronzo 1,75  105 Carbone 0,27  105 Duralluminio 2,35  105 Ferro 1,4  105 Foamglas 0,83  105 Ghisa 1,04  105 Gres 0,5  1,2  105 Legno: – di quercia (parallelo alla fibra) 0,49  105 – di quercia (trasversale alla fibra) 5,44  105 Marmo 0,2  2,0  105 Mercurio 0,61  105

Tab. 1.16 Sostanza Alluminio Argento Ferro Gomma Oro Piombo Platino

(1.12)

α

Sostanza

––K1 

Mica 1,35  105 Nichel 1,33  105 Oro 1,42  105 Ottone 1,84  105 Piombo 2,93  105 Platino 0,89  105 Platino-iridio 0,83  105 Polistirene 7,0  105 Poliuretano (schiuma di) 7,0  105 Polivinilcloruro (PVC) 7,0  105 Rame 1,65  105 Stagno 2,3  105 Sughero espanso 7,0  105 Vetro al quarzo 0,051  105 Vetro Jena (per termometri) 0,35  0,81  105 Zinco 3,58  105

Coefficiente di dilatazione cubica γ di sostanze solide γ

––K1 

7,08  105 5,83  105 3,55  105 48,70  105 4,41  105 8,39  105 2,65  105

Sostanza Porcellana Rame Stagno Vetro Jena (per termometri) Zinco

γ

––K1 

0,81  105 4,99  105 6,89  105 1,05  2,43  105 8,9  105

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FONDAMENTI

Le variazioni di volume dei liquidi, per effetto di variazioni della temperatura, sono notevoli (basta confrontare i coefficienti di dilatazione cubica dei liquidi con quelli dei solidi). Di ciò occorre tener conto perché, nel caso di liquidi contenuti in recipienti chiusi, nei quali cioè non è resa possibile l’espansione dell’aumento di volume, si possono raggiungere valori tali di pressione da portare allo scoppio del recipiente nel quale il liquido è contenuto. Il tema verrà ripreso nel paragrafo degli impianti di riscaldamento con vasi aperti e vasi chiusi. L’acqua, peraltro, ha un comportamento anomalo nei confronti degli altri liquidi perché nell’intervallo di temperatura fra 0 °C e 4 °C il suo volume diminuisce all’aumentare della temperatura, per riprendere ad aumentare da 4 °C in poi. Nella tab. 1.17 si riportano i coefficienti di dilatazione cubica per alcuni liquidi. Gas Per i gas sottoposti a variazione di temperatura a pressione costante vale l’espressione: (1.13) V1  V0 (1  γ t1) dove γ è il coefficiente di dilatazione cubica dei gas. È stato dimostrato che il coefficiente γ è indipendente dalla natura del gas, dalla temperatura e dalla pressione e vale: 1 γ  ––––  0,00367 273

(1/K)

(1.14)

Noto il volume V1 di un gas alla temperatura t1, si ricava il volume V2 alla temperatura t2 con l’espressione: 1  γ t2 V2  V1 –––––––– 1  γ t1

(1.15)

Nella formula t1 e t2 sono temperature in gradi Celsius; se, quindi, nell’espressione (1.15) si sostituisce a γ il suo valore 1/273, si potrà scrivere: T2 V2  V1 ––– T1

(1.16)

dove T1 e T2 sono le temperature assolute in K; se ne deduce: V1 V2 ––––  ––––  costante T1 T2

(1.17)

che esprime la legge di Gay-Lussac: “a pressione costante, il volume di una massa invariabile di gas è direttamente proporzionale alla sua temperatura assoluta”. Poiché si può anche scrivere:

ρ1 T2 ––––  –––– ρ2 T1

(1.18)

se ne deduce che per i gas la massa volumica è inversamente proporzionale alla temperatura assoluta. Quanto sopra vale per i gas perfetti ma si può ritenere ancora valido per gas reali nel campo di pressioni in essere nel settore termotecnico.

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

Tab. 1.17

27

Coefficiente di dilatazione cubica γ di sostanze liquide γ

Sostanza

––K1 

Acetone 1,487  103 Acido cloridrico (33,2%) 0,455  103 Acido solforico (100%) 0,56  103 Acqua (da 20 a 70 °C) 0,20  0,59  103 Alcool etilico (99,3%) 1,13  103 Alcool metilico 1,20  103

1.10

Sostanza Etere etilico Mercurio Olio di oliva Olio minerale Petrolio Freon R22

γ

––K1 

1,62  103 0,182  103 0,72  103 0,75  0,95  103 0,955  103 3,0  103

CAMBIAMENTI DI STATO

Il passaggio da uno stato di aggregazione a un altro viene definito cambiamento di stato. Le sostanze, infatti, possono trovarsi in natura in tre diversi stati: solido, liquido e gassoso. Il passaggio dallo stato solido a quello liquido è detto fusione; il passaggio inverso, solidificazione. Il passaggio da liquido a vapore è detto vaporizzazione; il passaggio inverso, condensazione. Si parla di liquefazione nel passaggio da gas a liquido. Infine il passaggio diretto dallo stato solido a quello aeriforme è detto sublimazione. La temperatura alla quale inizia la fusione delle sostanze viene detta temperatura di fusione o punto di fusione; durante il processo di passaggio dallo stato solido a quello liquido la temperatura rimane costante e il calore assorbito dalla sostanza, detto calore di fusione, serve per compiere il lavoro interno. Tale calore viene reso disponibile nella trasformazione opposta di solidificazione che avviene sempre alla stessa temperatura. Nelle tabb. 1.18 e 1.19 sono riportati rispettivamente le temperature di fusione e il calore di fusione di alcuni corpi. Tab. 1.18 Sostanza Acciaio dolce Alluminio Argento Bronzo Carbonio Cera Ferro Mercurio Nichel

Temperatura di fusione e solidificazione di alcune sostanze alla pressione standard t

(°C)

1350  1450 660,4 961,9 900,0  960,0 3550,0 64,0 1535,0 38,9 1453,0

Sostanza Oro Ottone Piombo Platino Rame Stagno Vetro Zinco Zolfo

t

(°C)

1064,0 900,0 327,5 1772,0 1083,4 231,9 1100  1200 419,6 112,8

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Pagina 28

FONDAMENTI

Tab. 1.19 Sostanza

Calore di fusione di alcune sostanze Q

(kJ/kg)

Sostanza

251,1 333,3 356 104,6 138,1 11,7 293

Oro Piombo Platino Rame Stagno Zinco

Acciaio Acqua (ghiaccio) Alluminio Argento Ghisa Mercurio Nichel

1.11

Q

(kJ/kg) 67 24 113 209 58,6 112

EBOLLIZIONE

La temperatura alla quale ha inizio il fenomeno dell’ebollizione, cioè il passaggio dallo stato liquido all’aeriforme interessante tutta la massa del liquido, dicesi punto di ebollizione. L’ebollizione inizia quando la pressione del vapore sviluppato è eguale alla pressione ambiente. Se la pressione è costante anche la temperatura di ebollizione si mantiene costante per tutta la durata del fenomeno. Il calore assorbito dal liquido serve per compiere il lavoro interno ed è definito calore di vaporizzazione. Nella tab. 1.20 sono riportate le temperature di ebollizione di alcune sostanze. Tab. 1.20

Temperatura di ebollizione di alcune sostanze alla pressione normale (101.325 Pa)

Sostanza

t

Alcool puro Alluminio Benzina Glicerina Grassi

(°C)

78,3 2467,0 90  100 290 300  325

Sostanza

(°C)

t

Mercurio Olio minerale Petrolio Zinco Zolfo

356,6 350 150 907 444,7

Nella tab. 1.21 sono riportati i calori di vaporizzazione per alcune sostanze. Tab. 1.21 Sostanza Acqua Alluminio Ammoniaca Argento Benzene Cloro Etano Idrogeno

Calore di vaporizzazione di alcune sostanze alla pressione normale (101.325 Pa) Q

(kJ/kg)

Sostanza

2.430 11.721 1.369 2.177 396 260 490 460

Magnesio Mercurio Nichel Oro Piombo Rame Stagno Zinco

Q

(kJ/kg) 5.651 301 6.195 1.758 921 4.646 2.595 1.800

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA

1.12

29

FATTORI DI CONVERSIONE FRA LE UNITÀ DI MISURA

Nella tab. 1.22 sono riportati i fattori di conversione fra le unità più impiegate nel mondo. Tab. 1.22

Fattori di conversione fra le unità di misura

Lunghezza - Unità nel sistema SI: metro (m) Unità di misura Simbolo metro centimetro millimetro pollice (inch) piede (foot) iarda (yard)

m cm mm in ft yd

m

cm

mm

1 102 103 0,0254 0,3048 0,9144

102 1 101 2,54 30,48 91,44

in

ft

yd

103 39,370 3,2808 1,0936 10 0,3937 0,0328 0,0109 3 1 0,0394 3,28  10 1,09  103 25,4 1 0,0833 0,0278 304,80 12 1 0,3333 914,40 36 3 1

Area - Unità nel sistema SI: metro quadrato (m2) Unità di misura

Simbolo

metro quadrato centimetro quadrato pollice quadrato (square inch) piede quadrato (square foot) iarda quadrata (square yard)

m2

m2 1 2 cm 104 in2 6,4516  104

cm2

in2

104 1 6,4516

ft2 9,290304  102 929,0304 yd2

0,83612736

ft2

yd2

1550,0 10,7639 1,1960 4 0,1550 10,764  10 1,196  104 1 6,944  103 7,716  104 144

1

0,1111

8361,2736 1296

9

1

Volume - Unità nel sistema SI: metro cubo (m3) m3

in3

L

ft3

yd3

Unità di misura

Simbolo

metro cubo dm cubo o litro pollice cubo (cubic inch) piede cubo (cubic foot) iarda cubica (cubic yard)

m3 1 103 61,024  103 35,315 1,30795 3 dm  L 0,001 1 61,024 0,0353 1,308  103 in3 0,01639  103 0,01639 1 5,787  104 2,148  105 ft3

0,028317

28,317

1728

1

0,03703

yd3

0,764555

764,555

46.555

27

1

Massa - Unità nel sistema SI: kilogrammo (kg) Unità di misura

Simbolo

kg

lb

t

kilogrammo libbra (pound) tonnellata

kg lb t

1 0,45359237 1000

2,20462 1 2204,62

103 0,454  103 1

I fattori di conversione esatti sono riportati in carattere neretto.

(segue)

psi

lbf

libbre/pollice quadrato (pounds per sq inch)

libbre/piede quadrato (pounds per sq foot)

kcal

Wh

kilocaloria

wattora

0,00249

3600

4186,8

9,80665

1

J

I fattori di conversione esatti sono riportati in neretto.

kgf m

J

Simbolo

kilogrammetro

joule

Unità di misura

0,0703

0,00254

4,7880  104 4,8824  104

0,06894

104

1,868

0,7183

51,715

0,073556

1

735,56

25,4

4,8824

704,225

1

13,595

10000

0,03613

0,006944

1

0,00142

0,0193

14,223

14,504

367,097

426,9348

1

0,10197

kgf m

2,724  103

2,342  103 0,85985

1

1,163

0,2778  103

0,2388  103 1

Wh

kcal

lbf/ft2

3,9683 3,412

1,581  103 1,360  103

(segue)

9,295  103

0,9478  103

Btu

1

0,1922

27,683

0,0394

0,5353

393,70

401,46

0,00401

in w.

0,370  105

0,378  106

5,203

1

144

0,205

1,392

2048,16

2088

0,02088

CVh

0,145  103

psi

Lavoro, energia, calore, entalpia - Unità nel sistema SI: joule (J  Nm)

249,09

47,880

6894,76

9,80665 9,80665  105

1,3332  103 1,3595  103

1

10197,16

0,10197

kgf/m2

30

14:31

in w.

kgf/m2

kilogrammi per metro quadrato

133,32

0,980665

750,06

0,0075

mm Hg

(seguito tabella 1.22)

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pollici di c.a. (inches of water)

mm Hg

millimetri Hg

98066,5

at

atmosfera  kgf/cm2

1,0197

1

105

bar

bar

1,0197  105

105

1

Pa

pascal

at

bar

Pa

Unità di misura Simbolo

Pressione - Unità nel sistema SI: pascal (Pa)  N/m2

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FONDAMENTI

kgm/s

Btu/h

lbft/s

BHP

CV

ton

kilogrammetro /secondo

British thermal unit/ora

libbra piede /secondo

cavallo vapore (UK)

cavallo vapore

ton (raffreddamento) 3516,85

735,5

745,7

1,356

0,2930

9,80665

1,163

1

W

3023,949

632,41

641,2

1,166

0,2520

8,434

1

0,85985

kcal/h

I fattori di conversione esatti sono riportati in neretto.

kcal/h

W

107,58

0,2520

0,29308

735,5

Wh

358,6

75,0

76,04

0,1383

0,02988

1

0,1186

0,102

kgm/s

12000

2512,2

2544,95

4,627

1

33,47

3,9683

3,413

Btu/h

2593,7

542,4

550

1

4,716

0,986

1

1,818  103

0,2161 0,393  103

1,315  102

4,782

1

1,0142

1,844  103

0,398  103

1,333  102

1,581  103

0,8576 1,559  103 7,231

1,360  103

BHP

0,7375 1,341  103

lbft/s

CV

1 (segue)

0,2091

0,2120

0,386  103

0,833  104

2,788  103

0,331  103

0,284  103

ton

1

0,398  103

Btu 2512,2

CVh 1

Potenza (meccanica, elettrica e termica) - Unità nel sistema SI: watt (W)

1055,056

632,415

kcal

14:31

kilocaloria/ora

watt

Simbolo

Btu

British thermal unit

kgf m

2647,8  103 269,91  103

J

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Unità di misura

CVh

Simbolo

cavallo vapore ora

Unità di misura

(seguito Lavoro, energia, calore, entalpia)

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GRANDEZZE FONDAMENTALI, UNITÀ DI MISURA 31

m/s m/min cm/s ft/s ft/min km/h knt

metro al secondo

metro al minuto

centimetro al secondo

piede al secondo (fps)

piede al minuto (fpm)

kilometro all’ora

nodo

0,5144

30,867

16,667

0,3048

0,508  102 51,44

27,78

0,508

30,48

1

1,688

0,9113

0,01667 101,268

54,675

1

60

1,9685

3,2808

196,85

ft/min

3600 1 3,6 1,6990 0,2271

1 0,2778  103 1,0  103 0,4719  103 0,6309  104

m3/s m3/h L/s cfm gpm

metro cubo al secondo

metro cubo all’ora

litro al secondo

piede cubo al minuto

gallone al minuto

I fattori di conversione esatti sono riportati in neretto.

m3/h

m3/s

Simbolo

0,06309

0,4719

1

0,1337

1

2,1191

0,5886

2119,1

1,0  103 0,2778

cfm

L/s

1,852

1

1,8288  102

1,0973

0,036

0,06

3,60

km/h

1

7,480

15,850

4,4029

15850

gpm

1

0,5400

0,987  102

0,5924

0,0194

3,240  102

1,944

knt

14:31

Unità di misura

1

0,03281

0,05468

3,2808

102 1,667

ft/s

cm/s

32

0,2778

18,288

0,6

102 0,3048

1

60

m/min

0,01667

1

m/s

(seguito tabella 1.22)

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Portata in volume - Unità nel sistema SI: metro cubo al secondo (m3/s)

Simbolo

Unità di misura

Velocità - Unità nel sistema SI: metro al secondo (m/s)

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FONDAMENTI

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Pagina 33

ELEMENTI DI TERMODINAMICA

2 2.1

33

ELEMENTI DI TERMODINAMICA PRINCIPI DELLA TERMODINAMICA

2.1.1 Premessa. La termodinamica è la scienza che studia l’energia, le sue trasformazioni e le sue relazioni con lo stato della materia. In ogni applicazione tecnica ci si imbatte in operazioni in cui avvengono scambi di energia e materia e, pertanto, la termodinamica, con i suoi principi, la si incontra in qualsiasi attività umana. Nel discorso termodinamico occorre definire con esattezza alcuni concetti ed espressioni di uso frequente. Un sistema termodinamico è una definita porzione di spazio o una definita quantità di materia, delimitata da superfici che la separano dall’ambiente esterno.Tali superfici, dette pareti o contorni, possono essere fisse o mobili, reali o immaginarie. Una distinzione che occorre fare è fra sistema chiuso e sistema aperto: intendendosi per chiuso un sistema senza deflusso, nel quale il contenuto di massa non varia e per sistema aperto, o con deflusso, quello nel quale vi è un ingresso e una uscita di massa. Se le superfici sono impermeabili oltre che allo scambio di massa con l’esterno anche a quello di ogni forma di energia, il sistema si definisce isolato. Un caso particolare è il sistema termicamente isolato o adiabatico (dal greco: α, privativo, e diabainein, che non può passare) quando la sola forma di energia che non attraversa il contorno è il calore. Nel caso, invece, di una parete permeabile allo scambio di calore, si parla di parete diatermica. Un sistema si definisce omogeneo o eterogeneo se è costituito rispettivamente da una o più fasi; e sarà detto a n componenti se n sono le specie chimiche presenti. Una miscela di ossigeno e azoto allo stato gassoso costituisce un sistema omogeneo a due componenti; un miscuglio di acqua e ghiaccio costituisce un sistema eterogeneo a un componente. 2.1.2 Approccio macroscopico. Una volta individuato un sistema è necessario descriverlo, in quanto esso può essere studiato da un punto di vista macroscopico o microscopico. In una descrizione macroscopica un sistema è esaminato considerando la materia come un mezzo continuo, senza considerare, quindi, ciò che avviene a livello atomico o molecolare. La termodinamica classica si basa su un’impostazione macroscopica, così come tutti gli studi termodinamici rivolti alle applicazioni ingegneristiche. Per contro una descrizione microscopica si ha quando si studia il comportamento degli atomi e delle molecole che costituiscono il sistema, le loro velocità, le masse ecc.

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FONDAMENTI

La descrizione macroscopica è valida e l’ipotesi di un mezzo continuo è accettabile finché il sistema contiene un numero di atomi e molecole molto elevato, in modo da impedire che, a livello macroscopico, si evidenzino gli effetti delle fluttuazioni presenti a livello microscopico; ciò raramente accade nelle applicazioni pratiche. Per fare un esempio chiarificatore si pensi che in un sistema costituito da un solido o da un liquido il numero di atomi presenti è dell’ordine di 1023 per centimetro cubo; l’aria contenuta nel volume di un centimetro cubo, a pressione atmosferica e a temperatura ambiente contiene circa 2,6  1019 molecole. Solo se la pressione è molto bassa possono verificarsi casi nei quali una trattazione macroscopica non sia accettabile (industria del vuoto spinto, ecc). Le misure a livello macroscopico pongono in evidenza solo la media nel tempo di ciò che realmente avviene, a livello microscopico, all’interno del sistema, con il vantaggio però di ridurre molto il numero di variabili che lo descrivono. La descrizione macroscopica si avvale di grandezze le cui variazioni sono percepibili dai nostri sensi e che sono misurabili con mezzi abbastanza semplici: pressione, volume e temperatura. Ad esempio la pressione che un gas esercita sulle pareti del suo contenitore, da un punto di vista macroscopico è misurata da un manometro, mentre, da un punto di vista microscopico, la pressione è legata al valore medio della variazione della quantità di moto ceduta, per unità di tempo e di superficie, dalle molecole del gas che urtano contro le pareti. 2.1.3 Equilibrio termodinamico, equazione di stato. Un sistema chiuso si definisce in equilibrio se le sue condizioni rimangono invariate indefinitamente quando non si hanno variazioni nelle condizioni dell’ambiente. Un equilibrio è detto stabile se il sistema, inizialmente in equilibrio, vi ritorna al cessare di una perturbazione esterna che ne abbia modificato il primitivo stato. Se, viceversa, il sistema non ritorna nelle condizioni iniziali, l’equilibrio è detto instabile. Un sistema chiuso in equilibrio stabile viene anche detto in equilibrio termodinamico. In particolare si parla di: – equilibrio meccanico, quando non vi è moto relativo fra le parti costituenti il sistema, essendoci equilibrio fra le forze applicate; – equilibrio chimico, quando all’interno del sistema non si hanno reazioni chimiche; – equilibrio termico, quando all’interno del sistema non vi è flusso di calore e, cioè, non esistono differenze di temperatura all’interno del sistema o, se le pareti non sono adiabatiche (pareti, cioè, non impermeabili a flussi di calore), quando non c’è flusso di calore fra il sistema e l’ambiente esterno. Si dice che un sistema è in equilibrio termodinamico, quando è contemporaneamente in equilibrio meccanico, chimico e termico. Un sistema in equilibrio termodinamico è, quindi, caratterizzato da una serie ben definita di grandezze (massa, volume, temperatura, pressione, conducibilità termica, elettrica ecc.) dette proprietà interne o termostatiche. Le più comuni proprietà termostatiche di un sistema, che ne definiscono lo stato, sono: la temperatura T, la pressione p, la massa volumica  o il suo volume specifico .

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ELEMENTI DI TERMODINAMICA

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Ogni proprietà ha un valore ben definito e univoco per ogni stato. Se si considera un sistema formato da un solo componente fra queste grandezze (per esempio pressione, volume e temperatura) esiste una relazione che può scriversi: f (p, V, T)  0

(2.1)

che prende il nome di equazione di stato o equazione caratteristica. Per tale sistema, quindi, lo stato termodinamico è individuato da una coppia di proprietà termostatiche indipendenti e, pertanto, ne è possibile la rappresentazione su un piano cartesiano avente sugli assi coordinati tali proprietà. Un punto su un diagramma così costruito (diagramma di stato) rappresenta una condizione di equilibrio del sistema. Le equazioni di stato, essendo relazioni funzionali fra tre proprietà termostatiche, determinano, in uno spazio cartesiano a tre dimensioni avente sugli assi tali proprietà, una superficie di stato i cui punti rappresentano tutti i possibili stati di esistenza del sistema in equilibrio termodinamico. Oltre alle proprietà termostatiche occorre definire le proprietà meccaniche o esterne. Queste determinano, nello spazio e nel tempo, la posizione del sistema rispetto a un sistema di riferimento: ad esempio, la quota e la velocità del sistema, oppure la sua energia potenziale e cinetica. Queste grandezze inoltre si prestano ad essere divise in due categorie: grandezze estensive e intensive, a seconda che siano o non siano proporzionali alla massa del sistema. Per esempio la temperatura è una grandezza intensiva, in quanto due masse di una sostanza a uguale temperatura, messe insieme, continuano ad avere la stessa temperatura. L’entalpia di due masse riunite è invece uguale alla somma delle entalpie delle masse iniziali e quindi l’entalpia è una grandezza estensiva. Sono perciò grandezze intensive la temperatura e la pressione. Sono invece estensive il volume, l’energia interna, l’entalpia, l’entropia ecc., per quanto anche di queste ultime grandezze esistano le corrispondenti intensive cioè: il volume specifico, l’energia interna specifica, l’entropia specifica ecc., dove il termine “specifico” indica il riferimento alla unità di massa. Si noti che per le grandezze estensive si adotta il simbolo in lettera maiuscola: V, U, H, S… mentre per le corrispondenti grandezze intensive si usa la lettera minuscola: v, u, h, s… 2.1.4 Definizioni. Per processo si intende una modificazione di stato che determina la variazione di almeno una proprietà di un sistema. Il ciclo è un processo o una serie di processi per cui lo stato finale del sistema coincide con quello iniziale; alla fine del ciclo, quindi, tutte le proprietà hanno lo stesso valore posseduto all’inizio. Sostanza pura è un composto chimico invariabile e omogeneo; può esistere in più di una fase ma la composizione chimica è costante in ogni fase. Se una sostanza esiste come liquido alla temperatura e pressione di saturazione essa è definita liquido saturo. Se la temperatura del liquido è inferiore a quella di saturazione (alla data pressione) si parla di liquido sottoraffreddato o, se la pressione è maggiore di quella di saturazione per una data temperatura, si parla di liquido compresso. Quando una sostanza esiste parte come liquido e parte come vapore, alla

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FONDAMENTI

temperatura di saturazione, la sua caratteristica è espressa dal rapporto fra la massa del vapore e quella totale. Se una sostanza esiste come vapore, alla temperatura di saturazione, viene definito vapore saturo. Quando il vapore è a una temperatura superiore a quella di saturazione si parla di vapore surriscaldato. In questo caso la pressione e la temperatura sono proprietà indipendenti poiché la temperatura può aumentare mentre la pressione rimane costante. I gas possono considerarsi vapori altamente surriscaldati. 2.1.5. La temperatura. È utile definire quella proprietà che è chiamata temperatura. Questa proprietà ci è molto familiare ma la sua definizione non è facile. Consideriamo due sistemi contenenti, per esempio, del gas, in condizioni di pressione (p) e volume (V) diverse; questi due sistemi siano isolati dall’ambiente esterno e separati fra loro da una parete mobile (fig. 2.1). Più o meno lentamente i valori di pressione e volume dei due sistemi cambieranno fino a raggiungere una condizione di equilibrio, e potrà scriversi: f (p1, V1, p2, V2)  0 Se la parete è diatermica l’equilibrio viene raggiunto in brevissimo tempo, per cui si può dedurre che esiste una grandezza di stato detta temperatura che assume lo stesso valore nei due sistemi, che, posti fra loro a contatto, hanno raggiunto condizioni di equilibrio. Questo principio (detto principio zero della termodinamica, formulato nel 1931 da R. H. Fowler) permette di scrivere: f (p1 V1)  T f (p2, V2)  T I parametri meccanici non sono, quindi, sufficienti a definire lo stato di un sistema ed è necessario introdurre un’altra grandezza che è appunto la temperatura. Dal principio zero si deduce che se due sistemi sono, ciascuno, in equilibrio termico con un terzo, essi sono in equilibrio termico fra loro. Questo terzo sistema si può assumere come riferimento e viene chiamato termoscopio (a liquido, a gas, con resistenza elettrica ecc). In questi termoscopi, quindi, a ogni valore del volume del liquido termometrico, della pressione del gas o della resistenza elettrica, chiamati parametri termometrici, corrisponde un valore della temperatura. Stabilendo un legame funzionale fra il parametro termometrico e la temperatura si può misurare la temperatura e i termoscopi diventano termometri. Occorre però stabilire determinati valori di temperatura a punti fissi, nonché le regole di interpolazione fra loro. Le temperature così misurate sono empiriche e sono tante quante sono le sostanze impiegate. Nel caso del mercurio, per esempio, fu scelto il valore di 0 gradi per la temperatura di fusione del ghiaccio a pressione atmosferica e il valore di 100 gradi per il punto di ebollizione dell’acqua alla stessa pressione. L’intervallo fu diviso in 100 parti eguali: il grado Celsius con simbolo °C.

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ELEMENTI DI TERMODINAMICA

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Con il simbolo T maiuscolo si suole indicare la temperatura di un termometro a gas (a volume costante), la cui scala è in gradi Kelvin (K), che misura, nelle condizioni di ghiaccio fondente in acqua alla pressione atmosferica, una temperatura pari a T  273,15 K (zero gradi nella scala Celsius). La relazione che lega la temperatura t misurata in gradi Celsius e la T misurata in Kelvin è, com’è noto, data da: t  T  273,15

(2.2)

Tuttavia, alla metà degli anni Cinquanta la Conferenza Internazionale dei Pesi e Misure ha deciso di assumere quale punto fisso, anziché quello di fusione normale dell’acqua, la temperatura corrispondente al punto triplo dell’acqua e tale temperatura è stata determinata in 273,16 K; per tale motivo il punto triplo dell’acqua misura in realtà 0,01 °C. Avendo scale uguali (centigrade), una differenza di temperatura può essere espressa indifferentemente in °C o in K. Si ricordano infine per la misura della temperatura la scala Fahrenheit e la scala Rankine. La prima fu costruita originariamente scegliendo come zero la temperatura di congelamento di una miscela salina e ponendo eguale a  96 la temperatura del corpo umano. Successivamente la scala fu rivista fissando rispettivamente i valori  32 e  212 per il punto di fusione normale e di ebollizione normale dell’acqua. La relazione fra la temperatura in gradi Fahrenheit tF e in gradi Celsius tC è pertanto la seguente: tF  1,8 tC  32

(2.3)

La scala Rankine è una scala assoluta come la scala Kelvin ed è legata a questa dalla relazione: TR  1,8 TK

(2.4)

Si ha quindi il legame fra i gradi Fahrenheit e i gradi Rankine TF  1,8 (TK  273,15)  32  1,8 TK  459,67  TR  459,67

(2.5)

2.1.6 Energia, entropia. Concetti basilari in termodinamica sono quelli di entropia e di energia. L’entropia è indice del disordine molecolare di un sistema. L’energia rappresenta la capacità di un sistema di produrre un effetto e può essere definita: – energia interna, è l’energia posseduta da un sistema a causa del movimento delle sue molecole e/o delle forze intermolecolari; – energia potenziale, è l’energia posseduta da un sistema per le forze di attrazione esistenti fra le molecole o per la posizione del sistema (ep  mgz, dove m è la massa, g è l’accelerazione di gravità, z è l’elevazione del sistema rispetto a un piano orizzontale di riferimento);

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FONDAMENTI

– energia cinetica, è l’energia posseduta da un sistema a causa del movimento delle molecole (ec  m w2/2, dove m è la massa e w la velocità); – energia chimica, è l’energia posseduta da un sistema a causa della reciproca posizione degli atomi costituenti le molecole; – energia nucleare (atomica), è l’energia posseduta da un sistema per le forze di coesione fra protoni e neutroni presenti insieme nel nucleo dell’atomo. L’entropia è indice del disordine molecolare di un sistema. Queste forme di energia sono anche classificate come intrinseche alla materia. Esistono, però, anche altre forme di energia dette energie in transito attraverso le pareti del sistema sede di trasformazione: – calore, rappresenta il trasferimento di energia attraverso il confine di separazione di sistemi a differenti temperature e sempre in direzione di quello a più bassa temperatura; – lavoro, rappresenta il trasferimento di energia attraverso il confine di separazione di sistemi a differenti pressioni (o forze di qualsiasi natura), sempre nella direzione della pressione più bassa; – energia meccanica o all’albero, è quella liberata o assorbita da una macchina quale una turbina, un compressore, un motore a combustione interna ecc. 2.1.7 Trasformazioni, calore, lavoro. Si è visto che il processo termodinamico è una qualsiasi trasformazione termodinamica o modificazione che comporti la variazione di almeno una delle proprietà termostatiche di un sistema. Durante una trasformazione per la quale un sistema passa da uno stato di equilibrio 1 (p1, V1, T1) a un altro 2 (p2, V2, T2) si scambia con l’ambiente esterno un’energia alla quale viene dato nome di calore o di lavoro. Si parla di calore se l’energia è trasferita per effetto di una differenza di temperatura fra il sistema e l’ambiente, si parla di lavoro in tutti gli altri casi. Convenzionalmente il calore viene assunto positivo quando è somministrato dall’esterno al sistema; negativo nel caso contrario. Il lavoro è positivo quando è fornito dal sistema, negativo in caso contrario. Il calore e il lavoro non sono proprietà termostatiche ma sono grandezze di scambio che entrano in gioco durante una trasformazione. Un tipo di lavoro che si incontra di frequente è quello connesso con lo spostamento di una o più pareti di un sistema in conseguenza di una variazione dell’equilibrio meccanico. Si consideri un sistema costituito da un fluido in un cilindro, inizialmente in equilibrio termodinamico, in particolare meccanico: la forza peso agente sullo stantuffo equilibra la pressione interna; successivamente, per effetto della riduzione della forza agente sullo stantuffo, il gas si espande e lo stantuffo assumerà una nuova posizione di equilibrio, definito da nuovi valori di pressione, volume e temperatura. In questa trasformazione si è trasferita parte dell’energia dal sistema all’ambiente, tale energia è il lavoro compiuto dalle forze esterne. Se la trasformazione è molto lenta e si passa successivamente attraverso stati di equilibrio, essa viene detta quasistatica e, pertanto, si possono considerare istante per istante i valori dei parametri di stato.

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ELEMENTI DI TERMODINAMICA

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Si consideri il sistema fluido-cilindro della fig. 2.1. Se il sistema subisce una trasformazione quasistatica, istante per istante esiste la relazione: pA  F

(2.6)

dove: p  pressione esercitata dal fluido A  area del pistone F  risultante delle forze applicate al pistone

Fig. 2.1

Trasformazione quasistatica.

Nell’ipotesi in cui, in conseguenza di una trasformazione infinitesima, il pistone si sollevi di dx, la quantità di energia trasferita dal sistema all’ambiente esterno è rappresentata dal lavoro infinitesimo dL dato da: dL  Fdx  pAdx

(2.7)

e poiché Adx  dV è la variazione infinitesima di volume del sistema, si può anche scrivere: dL  pdV

(2.8)

Per una trasformazione, quasistatica, finita da uno stato 1 a uno stato 2, si ha: 2

∫1 L1,2  pdV(*)

(2.9)

e, se ci si riferisce al volume specifico v (massa unitaria), si ha il lavoro specifico: dL  pdv

(2.10)

L1,2  ∫1 pdv

(2.11)

2

Il simbolo ∫ (integrale) sta a indicare l’area di una figura piana compresa fra il grafico della funzione (per esempio fra gli stati 1 e 2) e l’asse delle ascisse.

(*)

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FONDAMENTI

Le relazioni (2.10) e (2.11) possono essere semplicemente rappresentate in un diagramma di stato nel piano cartesiano pressione-volume specifico detto piano di Clapeyron (fig. 2.2).

Fig. 2.2

Piano di Clapeyron: rappresentazione di una trasformazione, quasistatica, nel piano p - v.

Se 1-2 è la linea che rappresenta la trasformazione, il lavoro specifico, infinitesimo, compiuto dal sistema per una variazione dv del volume specifico è dato dall’area tratteggiata compresa fra il segmento AB, le ordinate estreme e l’asse dell’ascisse, mentre il lavoro relativo all’intera trasformazione è rappresentato dall’area sottesa dalla curva 1-2. Nel caso in cui la trasformazione avvenga fra lo stato 1 e 2 (aumento del volume) il lavoro è positivo; negativo nell’altro senso. Se la trasformazione è chiusa il lavoro risulta positivo quando il senso di percorrenza è quello orario, negativo nel caso opposto. Il lavoro sarà dato dall’area della superficie racchiusa (fig. 2.3). Le relazioni (2.9), (2.10) e (2.11) esprimono il lavoro nel caso di un sistema chiuso, ossia senza deflusso.

Fig. 2.3

Trasformazione chiusa.

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Si passi ora a considerare un sistema aperto, già definito come sistema i cui confini sono, anche parzialmente, permeabili alla materia. I sistemi aperti non si troveranno mai in equilibrio termodinamico perché in essi si hanno necessariamente gradienti di pressione, di temperatura ecc. Non si potrebbero, perciò, definire le proprietà termostatiche; in realtà le approssimazioni che si fanno sono in buon accordo con i dati sperimentali. La quasi totalità dei sistemi di interesse tecnico sono sistemi aperti: i motori, le pompe, i compressori, gli scambiatori di calore, le tubazioni di distribuzione dei fluidi, gli impianti di condizionamento dell’aria ecc. Si consideri la fig. 2.4 nella quale un gas a pressione p1 entra in una camera e ne esce alla pressione p2; all’esterno si recupera il lavoro di rotazione di una turbinetta. Il lavoro totale fatto dal sistema è sempre espresso da: 2

L1,2  ∫1 pdV

Fig. 2.4

(2.12)

Scambio di lavoro con l’esterno.

Essendo, però, il sistema aperto, con deflusso, il sistema scambia lavoro con l’esterno sia tramite l’albero della turbina sia attraverso le sezioni di ingresso 1 e di uscita 2. Il lavoro d’ingresso, per unità di massa, è negativo e vale  p1v1, quello in uscita, positivo, vale p2v2 e c’è da considerare il lavoro utile L, reale, che è quello fornito dalla turbina. In definitiva: L1,2  p2 v2  p1v1  L

(2.13)

e, cioè, 2

L  ∫1 pdv  p1v1  p2v2

(2.14)

dalla quale, integrando per parti, si ricava: 2

L   ∫1 vdp

(2.15)

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FONDAMENTI

Nel piano di Clapeyron il valore del lavoro è dato dall’area tratteggiata della fig. 2.5. Per trascurabili variazioni di volume specifico al variare delle pressioni (liquidi) si può anche scrivere: L  v (p1  p2 )

Fig. 2.5

Rappresentazione del lavoro in un processo aperto con deflusso.

2.1.8 Il primo principio della termodinamica. Se si considera un sistema che, attraverso una trasformazione generica, passa da uno stato iniziale 1 a uno finale 2 coincidente con 1, l’esperienza dimostra che è valida la relazione: QL0

(2.16)

dove si è indicato con Q la somma delle quantità di calore scambiate complessivamente dal sistema con l’ambiente e con L il lavoro complessivamente ottenuto. In altri termini la quantità totale di calore fornita al sistema in un processo ciclico è eguale alla quantità totale di lavoro ceduta dal sistema o, viceversa, la quantità totale di calore ceduta dal sistema è eguale alla quantità totale di lavoro fornita al sistema. Il primo principio, quindi, detto anche principio di conservazione dell’energia, stabilisce l’equivalenza fra energia meccanica ed energia termica. Se il sistema non segue un ciclo chiuso per cui lo stato iniziale 1 non coincide con quello finale 2, durante la trasformazione la differenza Q1,2  L1,2 non è nulla. Se, per esempio, Q1,2  L1,2 parte del calore fornito al sistema è stato in esso immagazzinato sotto forma di energia interna: Q1,2  L1,2  U2  U1

(2.17)

Se riferita all’unità di massa la (2.13) si scrive: Q1,2  L1,2  u2  u1

(2.18)

Nel caso di sistemi aperti con deflusso si è visto che il lavoro L1,2 scambiato dal sistema con l’esterno si compone di una parte utile e dei lavori di ingresso e uscita,

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per cui sostituendo l’espressione (2.14) nella (2.18) si ricava: Q1,2  (L  p1v1  p2v2)  u2  u1

(2.19)

Q1,2  L  (u2  p2v2)  (u1  p1v1)

(2.20)

da cui: La grandezza h  u  pv è chiamata, come si è già detto, entalpia; è un potenziale termodinamico e si misura in joule. L’espressione, quindi, del primo principio della termodinamica, per sistemi con deflusso, è: Q1,2  L  h2  h1

(2.21)

2.1.9 Trasformazioni termodinamiche. Fra le molteplici possibili trasformazioni termodinamiche di un sistema chiuso si esaminano in questo paragrafo alcune fra le più interessanti e comuni nel campo termotecnico. Si suppone che siano valide le seguenti ipotesi: – che il lavoro sia lavoro meccanico di espansione o compressione; – che l’energia potenziale e cinetica esterna del sistema siano costanti. Trasformazione a pressione costante o isobara. In questa trasformazione è dp  0 e, quindi, nel piano di Clapeyron essa è rappresentata da un segmento parallelo all’asse delle ascisse (fig. 2.6). Quando, per esempio, un fluido passa in un tubo e scambia calore con l’esterno senza che la sua pressione si modifichi e senza scambiare lavoro con l’esterno la (2.21) diventa: Q1,2  h2  h1

(2.22)

il che significa che in una trasformazione a pressione costante il calore scambiato con l’esterno è eguale alla variazione di entalpia del sistema.

Fig. 2.6

Trasformazione a pressione costante.

Solo in questo caso vale la definizione di entalpia quale “contenuto di calore”, in altri casi in cui esiste un lavoro esterno la differenza di entalpia non corrisponde al calore scambiato.

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Trasformazione a volume costante o isocora. Nelle ipotesi fatte che il lavoro sia esclusivamente lavoro meccanico di espansione o compressione in una trasformazione a volume costante il lavoro è nullo e, quindi, la (2.16) diventa: Q  u2  u1

(2.23)

e, cioè, in qualunque trasformazione a volume costante il calore fornito o sottratto si ritrova integralmente come aumento o diminuzione di energia interna. Nel piano di Clapeyron la trasformazione a volume specifico costante è rappresentata da un segmento parallelo all’asse delle ordinate (fig. 2.7).

Fig. 2.7

Trasformazione a volume specifico costante.

Trasformazione a temperatura costante o isoterma. definita dall’equazione:

Questa trasformazione è

dT  0

(2.24)

Trasformazione senza scambio di calore con l’esterno o adiabatica. In questa trasformazione sono nulli gli scambi di energia termica fra sistema e ambiente esterno e, quindi, risulta: Q1,2  0

(2.25)

L  h1  h2

(2.26)

e, pertanto: In un processo adiabatico il lavoro ceduto dal sistema, nel caso di espansione, o speso, nel caso di compressione, è eguale alla differenza di entalpia fra lo stato iniziale e quello finale. Trasformazione politropica. Una trasformazione politropica è rappresentata da una linea, nel piano di Clapeyron, definita da un’equazione tipo: pv n  costante dove l’esponente n può assumere qualsiasi valore da  a 

(2.27)

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Nella fig. 2.8 sono rappresentate alcune politropiche passanti per un generico punto P: per 0 n le politropiche sono iperboli; per  n 0 sono curve passanti per l’origine degli assi; per n  1 si ha una trasformazione isoterma; per n  0 si ha un’isobara; per n   si ha una trasformazione a volume specifico costante, isocora; per n  k si ha una trasformazione adiabatica.

Fig. 2.8

Politropiche nel piano p - v.

2.1.10 Il secondo principio della termodinamica. Il secondo principio fissa i limiti della possibilità di trasformazione dell’energia termica in energia meccanica. Esistono diversi enunciati, tra i quali l’enunciato di Kelvin e quello di Clausius. Enunciato di Kelvin: una macchina termica può funzionare soltanto assorbendo calore da una sorgente a temperatura superiore e cedendone una parte a una sorgente a temperatura inferiore. Enunciato di Clausius: è impossibile un processo nel quale il solo risultato sia il trasferimento di calore da una sorgente a temperatura più bassa a una sorgente a temperatura più alta. In questo caso occorre spendere lavoro in una macchina (frigorifero). Se ne può dedurre che per ottenere lavoro occorre disporre di due sorgenti a temperature differenti. In un ciclo diretto la frazione di calore, ceduta dalla sorgente a più alta temperatura e che può essere trasformata in lavoro, è tanto più elevata per quanto maggiore è la differenza fra le due temperature. Si può anche dire che, avendo una sorgente a temperatura T1, solo una parte del calore Q1 somministrato al sistema viene trasformata in lavoro L mentre una parte Q2 viene ceduta alla sorgente a temperatura più bassa T2.

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Si definisce rendimento di una macchina termica il rapporto fra il lavoro ottenuto e la quantità di calore fornita Q1: L η  ––– Q1

(2.28)

D’altra parte per il 1° principio è: L  Q1  Q2 nel caso di trasformazione ciclica reversibile è, quindi: Q1  Q2 η  –––––––– Q1

(2.29)

Si dimostra che può scriversi anche: Q1  Q2 T1  T2 η  –––––––– –––––––– T1 Q1

(2.30)

dove T1 e T2 sono le temperature assolute delle due sorgenti. Il valore del rendimento può essere, quindi, al massimo quello teorico di Carnot: T1  T2 ηCarnot  –––––––– T1

(2.31)

Questo rendimento è indipendente dal tipo di fluido che opera nella macchina e dal tipo di macchina. Esso rappresenta il limite superiore, praticamente irraggiungibile, di qualsiasi macchina che trasformi energia termica in lavoro. Il 2° principio penalizza drasticamente la conversione di calore in lavoro, visto che la temperatura T1 è limitata superiormente dalla resistenza dei materiali (costituenti le macchine) e la temperatura T2 può assumere come minimo il valore della temperatura ambiente. L’irreversibilità degli scambi termici e i vari effetti dissipativi limitano ulteriormente il rendimento di conversione che sarà sempre inferiore a quello teorico di Carnot. Nel caso di trasformazione inversa e, cioè, di trasferimento di calore da una sorgente a temperatura T2 più bassa a una sorgente a temperatura T1 più alta occorre spendere il lavoro L. Dalla sorgente fredda viene attinto il calore Q2 e viene riversato alla sorgente calda con l’aggiunta dell’equivalente termico del lavoro speso L. In una macchina frigorifera si definisce un coefficiente di effetto utile εf o COP (coefficient of performance) dato dal rapporto fra il calore Q2 asportato e il lavoro speso L: Q2 T2 εf  –––– –––––––– L T1  T2

(2.32)

Non si tratta di un rendimento e può essere maggiore dell’unità. Se ne deduce che il lavoro è tanto maggiore quanto più bassa è la temperatura T2 (per esempio la temperatura dell’acqua refrigerata) e più alta è la temperatura T1 (temperatura dell’acqua o dell’aria utilizzate quali fluidi per i condensatori delle macchine frigorifere). Spesso il COP delle macchine frigorifere viene, molto sem-

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plicemente, espresso quale rapporto fra la potenza frigorifera ottenuta (espressa in kWt) e la potenza elettrica assorbita (kWe). Nel caso di una pompa di calore, il cui scopo è quello di riversare alla sorgente a temperatura T1 il calore Q1, il coefficiente di effetto utile εp (o COP) è dato dal rapporto fra Q1 e L: T1 Q1 εp  ––– –––––––– L T1  T2 Si ricava che

(2.33)

εp  εf  1

cioè il coefficiente di effetto utile di una pompa di calore (operante secondo il ciclo inverso di Carnot) è sempre maggiore dell’unità perché alla sorgente a più alta temperatura si ritrova non solo l’equivalente termico del lavoro speso ma anche il calore Q2 (gratuito) assorbito dalla sorgente a bassa temperatura. In pratica il COP di una pompa di calore viene espresso come rapporto fra la potenza termica resa (kWt) e l’energia elettrica assorbita (kWe). 2.1.11 Entropia. Per ogni sistema in condizione di equilibrio termodinamico si può definire una proprietà termostatica derivata detta entropia, S. Per trasformazioni reversibili la variazione di questa proprietà è data da: dQ dS  –––– T

(2.34)

cioè essa è espressa dal rapporto fra la quantità di calore scambiata dal sistema con l’esterno e la temperatura assoluta del sistema stesso. Se la trasformazione è irreversibile la (2.30) diventa: dQ dS  –––– T

(2.35)

dQ ossia la variazione di entropia è sempre positiva e maggiore del rapporto –––– e queT sto a causa della irreversibilità dei processi reali. Anche una trasformazione adiabatica (dQ  0 senza, cioè, scambio di calore con l’esterno) non è a entropia costante (isoentropica); solo un’adiabatica reversibile (teorica) è isoentropica. Nel sistema SI l’entropia è misurata in J/K mentre l’entropia specifica, relativa cioè alla massa volumica, è data in J/(kg K); si noti che nell’unità di misura dell’entropia il grado kelvin non può essere sostituibile con il grado centigrado, in quanto non deriva da una differenza di temperatura. 2.1.12 Exergia. Da alcuni anni il concetto di exergia è andato assumendo un’importanza sempre maggiore nello studio delle trasformazioni di energia. Orbene il primo principio della termodinamica stabilisce l’equivalenza fra diverse forme di energia, mentre il secondo principio fissa i limiti entro i quali una forma di energia può essere trasformata in un’altra.

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Si può anche dire, cioè, che in tutti i processi naturali vi è una degradazione dell’energia che si traduce in perdita di possibilità di ottenere lavoro meccanico. L’energia meccanica e l’energia elettrica sono completamente trasformabili in tutte le altre forme; il calore, invece, (come l’energia interna di un sistema) non può essere completamente trasformato in altre forme di energia. La frazione di energia di una data forma che è completamente trasformabile in ogni altra forma si chiama exergia, invece la frazione non trasformabile si chiama anergia. Quanto più alta è la frazione di exergia di una data forma di energia, tanto più questa è pregiata dal punto di vista tecnico ed economico. L’energia elettrica e l’energia meccanica, quindi, sono exergia pura. L’exergia di una quantità di calore è tanto più alta per quanto più alta è la temperatura alla quale il calore è disponibile, rispetto alla temperatura esterna di riferimento. Un processo è termodinamicamente ideale se non comporta perdite di exergia. Si può quindi dire, con riferimento ai due principi della termodinamica, che: 1) per il 1° principio, la somma dell’exergia e dell’anergia si mantiene costante durante ogni processo; 2) per il 2° principio, se un processo è reversibile, l’exergia rimane costante. Se un processo è irreversibile, invece, una parte dell’exergia si trasforma in anergia. L’anergia, invece, non può mai trasformarsi in exergia. L’introduzione del concetto di exergia è molto utile per meglio valutare i rendimenti dei processi. Se si considera un processo di trasmissione di calore, occorre sapere che vi è sempre perdita di exergia, in quanto il calore passa da un mezzo a temperatura elevata a un altro a temperatura più bassa. L’exergia di una quantità di calore Q (vale a dire la parte trasformabile in lavoro), è espressa da:

冢

冣

Ta E  Q 1  ––– T1

(2.36)

dove: Ta = temperatura finale del sistema quando è in equilibrio con l’ambiente, T1 = temperatura del sistema.

冢

冣

Ta Ta L’espressione Q ––– rappresenta l’anergia; l’espressione 1  ––– è il “fattore T T 1 1 di Carnot”. L’espressione riportata è molto utile per valutare il rendimento exergetico dei processi; questo è dato da: exergia ottenuta ηex  –––––––––––––– exergia spesa

(2.37)

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Un esempio varrà a chiarire meglio le idee. Si consideri uno scambiatore di calore (che non abbia scambi con l’esterno: adiabatico) nel quale vi sia un trasferimento di calore da un mezzo a temperatura T1 a un altro a temperatura T2 (entrambe maggiori della temperatura Ta di riferimento). Se si indica con q la quantità di calore scambiato nell’unità di tempo, l’exergia entrante nel sistema vale:

冢

冣

冢

冣

Ta E1  q 1  ––– T1 mentre l’exergia uscente vale:

Ta E2  q 1  ––– T2 per cui il rendimento è:

Ta 1  ––– T2 ηex  ––––––––– Ta 1  ––– T1 Poiché, come si è detto, nei processi irreversibili esistono perdite di exergia, la differenza fra le due exergie entrante e uscente rappresenta la perdita:

冢

冣 冢

冣

Ta Ta Ta T T1  T2 ΔE  q 1  –––  1  –––  q –––  –––a  q Ta ––––––– T2 T2 T1 T1 T2 T1 che si può anche scrivere (per T2  T1  ΔT): TaT ΔE  q ––––––––––– T1(T1  T)

(2.38)

A questo punto si possono trarre alcune conclusioni interessanti: – la perdita di exergia è tanto maggiore per quanto più alta è la differenza fra T1 e T2; – la perdita di exergia è tanto maggiore per quanto più piccola è la temperatura T1 (nel campo del freddo) e maggiore il ΔT. Un altro caso interessante è quello relativo allo scambio termico fra un ambiente mantenuto a temperatura T1 e l’ambiente esterno a temperatura Ta. Il flusso termico scambiato è: q = KA (T1 – Ta) per il significato dei simboli si rimanda al paragrafo 4.5.

(2.39)

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Per T1  Ta il flusso termico è positivo (ambiente riscaldato), per T1 Ta il flusso termico è negativo (ambiente raffreddato). In tali casi la perdita di exergia per unità di tempo è data, in base alla (2.34) e alla (2.35), da: (T1 – Ta)2 ΔE  KA –––––––– (2.40) T1 Se ne ricava che la perdita è tanto minore per quanto più piccolo è il coefficiente di trasmissione globale del calore K e come ciò sia tanto più importante per quanto più bassa è la temperatura T1 a parità di Ta. Se, per esempio, si considera un ambiente tenuto alla temperatura T1 pari a 373 K (t  100 °C), con temperatura esterna Ta = 283 K (t = 10 °C), caratterizzato da una superficie di scambio di 1 m2 e con coefficiente K = 0,3 W/(m2 K), si ha che la perdita di exergia è data da: (373  283)2 ΔE  0,3  1  –––––––––––  6,514 W 373 e il flusso di calore scambiato è q  0,3  1 (373  283)  27 W. Per lo stesso flusso di calore, per lo stesso ambiente e la stessa temperatura esterna di 283 K, ma per T1  193 K ( 80 °C), la perdita di exergia è: E  12,6 W e il flusso di calore è dato da: q  0,3  1  (193 – 283)   27 W A parità di temperatura esterna, ma con una temperatura interna molto bassa, la perdita di exergia è circa 2 volte maggiore, il che sta a significare che è necessario curare molto l’isolamento termico dell’ambiente per quanto più bassa è la temperatura T1. L’esempio mostra come, con la stessa quantità di calore scambiata, le perdite di exergia siano differenti e crescenti con la diminuzione di T1. Concludendo, l’esame exergetico dei processi è di estrema importanza perché consente di evidenziare aspetti molto interessanti, che altrimenti sarebbe impossibile rilevare. 2.2

PROPRIETÀ DEI GAS

Si definisce gas perfetto o gas ideale una sostanza per la quale, in ogni stato, sia verificata la relazione: pv  RT (2.41) dove: p  pressione N/m2 v  volume specifico m3/kg R  costante caratteristica J/(kg K) T  temperatura assoluta K

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Benché la condizione di gas perfetto non sia mai effettiva, pur tuttavia la termodinamica dei gas perfetti è molto importante nel campo ingegneristico. Ogni relazione termodinamica, infatti, assume una forma semplice per i gas perfetti, il che facilita la comprensione degli aspetti fisici di ogni particolare problema; d’altra parte per le approssimazioni nel campo tecnico, molte sostanze reali (specie se con temperatura critica inferiore a quella ambiente) si comportano come gas perfetti. La costante R varia da gas a gas e il suo valore è dato da: R0 R  ––– m

(2.42)

dove R0 è la costante universale dei gas e m è la massa molecolare del gas: 8314,41 R  –––––––– m

J/(kg K)

(2.43)

La costante R per alcuni gas assume il valore riportato nella tab. 2.1. Tab. 2.1

Costante dei gas

Sostanza

R

Ammoniaca Anidride carbonica Aria secca Azoto Metano Ossido di carbonio Ossigeno Vapor d’acqua

J 冢–––––– kg K 冣 488,2 188,92 287,055 296,73 518,33 296,8 259,83 461,52

È utile esaminare molto brevemente come variano due delle tre variabili termodinamiche quando una rimane costante. 2.2.1 Pressione costante: trasformazione isobara. cata agli stati iniziali e finali si ricava: T2 v2 –––  –––  costante T1 v1

Dalla relazione (2.37) appli(2.44)

che esprime la legge di Gay-Lussac: “a pressione costante, il volume di una massa di gas è proporzionale alla sua temperatura assoluta”. Poiché si può anche scrivere:

2 T1 –––  –––  costante 1 T2

(2.45)

si desume che, a pressione costante, la massa volumica di un gas è inversamente proporzionale alla sua temperatura assoluta.

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2.2.2

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Volume costante: trasformazione isocora. Sempre dalla (2.37) si ricava: p2 T –––  –––2  costante (2.46) T1 p1

che esprime la legge di Charles: “a volume costante, la pressione di una massa di gas è proporzionale alla sua temperatura assoluta”. 2.2.3

Temperatura costante: trasformazione isoterma. 1 v2 p1 –––  –––  –––  costante 2 v1 p2

Dalla (2.37) si ricava: (2.47)

che esprime la legge di Boyle-Mariotte: “a temperatura costante, il volume di una massa di gas è inversamente proporzionale alla sua pressione”. Si ricava, ancora, che la massa volumica di un gas è direttamente proporzionale alla sua pressione. 2.2.4 Trasformazione adiabatica. Una trasformazione nella quale il gas non scambia calore con l’ambiente esterno è caratterizzata dall’espressione: pv k  costante e, tenuto conto che:

(2.48)

pv  RT

si può anche scrivere: Tv k1  costante e

1

Tp (1  k)k  costante

(2.49) (2.50)

tutte relazioni molto importanti nel settore della termotecnica in quanto i processi nei compressori e negli espansori sono, con buona approssimazione, adiabatici, purché le pressioni non siano elevate. L’esponente k è il rapporto fra il calore specifico cp a pressione costante e il calore specifico cv a volume costante. Come si è già detto queste leggi si applicano ai gas perfetti ma nelle applicazioni pratiche del settore termotecnico esse possono essere considerate valide anche per i gas reali. Si è visto che le trasformazioni conseguenti a variazioni di temperatura sono di due tipi: a pressione costante o a volume costante. Si possono, pertanto, definire due valori distinti del calore specifico (capacità termica massica): cp  calore specifico a pressione costante, in kJ/(kg K) cv  calore specifico a volume costante, in kJ/(kg K) Il rapporto k dei calori specifici cp/cv è sempre maggiore dell’unità e vale: k  1,67 per i gas monoatomici (elio He ecc.) k  1,40 per i gas biatomici (ossigeno O2, azoto N2 ecc.) k  1,33 per i gas triatomici (vapor d’acqua H2O ecc.) Che il calore specifico a pressione costante sia maggiore di quello a volume costante si giustifica considerando che il calore somministrato, a pressione costante, per innalzare la temperatura di 1K contiene una parte che si trasforma in lavoro di variazione di volume.

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Per i gas reali l’energia interna e, quindi, l’entalpia dipendono dalla temperatura e dalla pressione. Le capacità termiche massiche, pertanto, aumentano con la temperatura e la pressione; per questa ragione, nelle applicazioni tecniche, più che ai valori dei calori specifici, ci si riferisce a diagrammi o tabelle relative alle singole sostanze (tab. 2.2). Tab. 2.2

Calore specifico a pressione costante per alcuni gas espresso in kJ/(kg K)

Temperatura (°C) 0 50 100 200 500 1000 1500 2000

O2

H2

N2

H2O

CO2

Aria

0,915 0,925 0,934 0,963 1,048 1,123 1,164 1,200

14,10 14,32 14,45 14,50 14,66 15,62 16,56 17,39

1,039 1,041 1,042 1,052 1,115 1,215 1,269 1,298

1,859 1,875 1,890 1,941 2,132 2,482 2,755 2,938

0,815 0,864 0,914 0,993 1,155 1,290 1,350 1,378

1,004 1,007 1,010 1,024 1,092 1,184 1,235 1,265

2.3

VAPORI SATURI

Si dice saturo un vapore che si trova in equilibrio con il proprio liquido. Per tale situazione la legge fondamentale è: (2.51) pv  f (t) cioè la pressione è esclusivamente funzione della temperatura ed è indipendente dal volume. La funzione f (t) varia da fluido a fluido. Riportando in un diagramma p,t i valori relativi all’acqua si ha l’andamento riportato nella fig. 2.9. La curva è compresa fra la temperatura del punto triplo e quella critica. La temperatura del punto triplo è la temperatura alla quale coesistono le fasi solida, liquida e di vapore. La temperatura critica è quella al di sopra della quale il fluido non può esistere allo stato liquido ma solo allo stato aeriforme.

Fig. 2.9

Pressione di saturazione dell’acqua in funzione della temperatura.

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La pressione del vapor saturo [(pv  f (t)] è detta anche pressione di saturazione, pressione di vaporizzazione, tensione del vapore saturo. Un liquido può vaporizzare a qualsiasi temperatura (compresa fra quelle limiti sopra indicate) a seconda della pressione. La vaporizzazione e il processo inverso di condensazione sono trasformazioni isoterme e isobare. Nella tab. 2.3 sono riportati alcuni valori caratteristici: Tab. 2.3 Sostanza

Pressioni e temperature del punto triplo e del punto critico Punto triplo pT (bar)

H2 N2 O2 H2O CO2 NH3

0,068 0,128 0,0027 0,0061 5,17 0,06

Punto critico

TT (K)

pc (bar)

Tc (K)

13,81 6,15 54,82 273,16 216,48 315,37

12,97 33,94 50,80 220,55 73,77 112,97

33,23 126,20 154,77 647,13 304,2 132,40

Calore di vaporizzazione: è il calore da somministrare all’unità di massa di un liquido perché esso vaporizzi completamente, in condizioni di saturazione iniziale e finale. Nella condensazione il vapore cede la stessa quantità di calore. Tale calore, indicato con la lettera r, varia con la temperatura: in genere diminuisce al crescere della temperatura, annullandosi alla temperatura critica. Per l’acqua alla temperatura di 0 °C: r  2500,81 kJ/kg mentre a 50 °C: r  2381,94 kJ/kg Titolo del vapore: è il rapporto fra la massa del vapore e la massa totale della miscela (liquido  vapore). Il titolo, indicato con la lettera x, è zero quando esiste solo il liquido ed è eguale a 1 per vapore saturo secco senza, cioè, presenza di liquido. Liquido sottoraffreddato: si dice di un liquido che si trova a temperatura più bassa del liquido saturo alla stessa pressione, oppure di un liquido che si trova a pressione più elevata del liquido saturo avente la stessa temperatura. Nei condensatori dei gruppi frigoriferi il fluido frigorigeno oltre a condensare completamente può cedere altro calore restando alla stessa pressione e riducendo la sua temperatura, divenendo, quindi, sottoraffreddato. Vapore surriscaldato: è un vapore che si trova a una temperatura più elevata del vapor saturo avente la stessa pressione. È detto surriscaldato anche un vapore che si trova a pressione più bassa di un vapor saturo alla stessa temperatura. Nell’aria, per esempio, il vapor d’acqua è per lo più surriscaldato, perché si trova a una pressione inferiore a quella di saturazione. Vapore surriscaldato si ottiene somministrando calore a vapore saturo con titolo x  1, oppure comprimendo il vapore adiabaticamente.

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2.3.1 Diagrammi termodinamici. Di grande utilità pratica sono alcuni diagrammi che riportano, in coordinate ortogonali, due grandezze termodinamiche: – pressione-volume (p, v): diagramma meccanico; – temperatura-entropia (T, s): diagramma entropico; – entalpia-entropia (h, s): diagramma di Mollier. Il diagramma p, v non è molto usato nella tecnica, pertanto ci si occuperà qui degli altri due. Nella fig. 2.10 è riportato schematicamente il diagramma T-s di un fluido: sulle ordinate è riportata la temperatura assoluta T (K), in ascisse l’entropia specifica s (J/kg K). La curva a forma di campana si chiama curva limite e racchiude nell’area sottostante la zona del vapor saturo. La curva a sinistra (punti A, A, A) è detta curva del liquido o curva limite inferiore, è anche la curva con titolo x  0. La curva a destra (punti B, B, B) è detta curva limite superiore o curva del vapor saturo secco; il titolo è x  1. A sinistra della curva limite inferiore vi è il liquido sottoraffreddato mentre alla destra della curva limite superiore vi è la zona del vapore surriscaldato. Nella zona del vapor saturo le isoterme AB, AB, AB (parallele all’asse delle ascisse) coincidono con le isobare. Al di là delle curve limiti le isobare non coincidono con le isoterme. Nella zona del liquido sottoraffreddato le isobare sono rappresentate dalle curve AO, AO AO molto prossime alla curva limite inferiore e di solito non vengono rappresentate; nella zona del vapore surriscaldato le isobare sono rappresentate da curve come le BC, BC ecc.

Fig. 2.10

Diagramma temperatura-entropia per vapore.

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Le linee isocore sono rappresentate dalle linee tratteggiate sottili; nella zona del vapore surriscaldato hanno pendenza maggiore delle isobare. Le linee a entalpia costante sono le linee a tratto e punto. Nella zona del vapor saturo sono, infine, riportate le curve a titolo costante. Nella fig. 2.11 è riportato schematicamente il diagramma entropico per l’acqua nel quale la curva ABC rappresenta la curva limite inferiore, luogo dei punti x  0; il punto C è il punto critico.

Fig. 2.11

Diagramma entropico schematico per l’acqua.

Un diagramma molto importante è quello di Mollier che riporta in ordinata l’entalpia specifica h e in ascissa l’entropia specifica s. L’andamento di questo diagramma per il vapor acqueo è riportato nella fig. 2.12. Nella zona del vapor saturo le isoterme, coincidenti con le isobare, sono segmenti di retta a pendenza crescente. Nel campo del vapore surriscaldato le due curve divergono: le isoterme piegano verso valori crescenti di entropia mentre le isobare assumono curvatura positiva. Anche in questo diagramma curve a titolo costante dividono i segmenti di isoterme-isobare in parti proporzionali al titolo. Per lo studio dei cicli a vapor d’acqua viene utilizzato soltanto la parte superiore contenente la curva limite superiore e la zona del vapore surriscaldato: la zona compresa, cioè, nell’area riquadrata della fig. 2.12.

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ELEMENTI DI TERMODINAMICA

Fig. 2.12

57

Diagramma schematico di Mollier per l’acqua.

2.3.2 Vapor d’acqua. Nella fig. 2.13 è riportato il diagramma di Mollier per il vapor d’acqua utilizzato nella pratica. Nella tab. 2.4 sono riportate le proprietà termodinamiche dell’acqua a saturazione per temperature da  20 °C fino alla temperatura critica. In questa tabella: t  temperatura Celsius (°C) ps  pressione assoluta (kPa) vg  volume specifico del vapor saturo (m3/kg) hl  entalpia specifica del liquido a saturazione (kJ/kg) r  calore di vaporizzazione (kJ/kg) hv  entalpia specifica del vapor saturo (kJ/kg) sv  entropia del vapor saturo [kJ/(kg K)] (Si noti come l’entalpia hv del vapor saturo sia eguale alla somma dell’entalpia hl del liquido e del calore di vaporizzazione r). Tab. 2.4

Proprietà termodinamiche dell’acqua liquida e del vapor d’acqua a saturazione

t (°C)

ps (kPa)

vg (m3/kg)

hl (kJ/kg)

r (kJ/kg)

20 19 18 17 16

0,10326 0,11362 0,12492 0,13725 0,15068

1131,27 1032,18 942,47 861,18 787,49

374,06 372,10 370,13 368,15 366,17

2837,97 2837,86 2837,74 2837,61 2837,47

冢

冣

kJ hv (kJ/kg) sv –––––– kg K 2463,91 2465,76 2467,61 2469,46 2471,30

9,8356 9,7988 9,7623 9,7261 9,6902 (segue)

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14:31

58

Pagina 58

FONDAMENTI

(seguito tabella 2.4)

冢

冣

kJ hv (kJ/kg) sv –––––– kg K

t (°C)

ps (kPa)

vg (m3/kg)

hl (kJ/kg)

r (kJ/kg)

15 14 13 12 11

0,16530 0,18122 0,19852 0,21732 0,23774

720,59 659,86 604,65 554,45 508,75

364,18 362,18 360,18 358,17 356,15

2837,33 2837,18 2837,02 2836,85 2836,68

2473,15 2474,99 2476,84 2478,68 2480,53

9,6546 9,6193 9,5844 9,5497 9,5153

10 19 18 17 16 15 14 13 12 11 10

0,25990 0,28393 0,30998 0,33819 0,36874 0,40176 0,43747 0,47606 0,51772 0,56267 0,61115

467,14 429,21 394,64 363,07 334,25 307,91 283,83 261,79 241,60 223,11 206,16

354,12 352,08 350,04 347,99 345,93 343,87 341,80 339,72 337,63 335,53 333,43

2836,49 2836,30 2836,10 2835,89 2835,68 2835,45 2835,22 2834,98 2834,72 2834,47 2834,20

2482,37 2484,22 2486,06 2487,90 2489,74 2491,58 2493,42 2495,26 2497,10 2498,93 2500,77

9,4812 9,4474 9,4139 9,3806 9,3476 9,3149 9,2825 9,2503 9,2184 9,1867 9,1553

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

0,6112 0,6571 0,7060 0,7580 0,8135 0,8725 0,9353 1,0020 1,0728 1,1481

206,143 192,456 179,770 168,027 157,138 147,033 137,654 128,948 120,851 113,327

0,04 4,18 8,39 12,60 16,81 21,02 25,22 29,42 33,62 37,82

2500,81 2498,43 2496,05 2493,68 2491,31 2488,94 2486,57 2484,20 2481,84 2479,47

2500,77 2502,61 2504,45 2506,28 2508,12 2509,96 2511,79 2513,62 2515,46 2517,29

9,1553 9,1286 9,1022 9,0761 9,0501 9,0244 8,9990 8,9738 8,9488 8,9245

10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

1,2280 1,3127 1,4026 1,4978 1,5987 1,7055 1,8184 1,9380 2,0643 2,1978

106,329 99,813 93,744 88,089 82,816 77,898 73,308 69,022 65,018 61,273

42,01 46,21 50,40 54,59 58,78 62,97 67,16 71,34 75,53 79,72

2477,11 2474,74 2472,38 2470,02 2467,66 2465,30 2462,93 2460,57 2458,21 2455,85

2519,12 2520,95 2522,78 2524,61 2526,44 2528,26 2530,09 2531,92 2533,74 2535,56

8,8995 8,8752 8,8511 8,8272 8,8035 8,7801 8,7568 8,7338 8,7109 8,6883

20 21 22 23 24

2,3388 2,4877 2,6448 2,8104 2,9851

57,773 54,500 51,434 48,563 45,873

83,90 88,08 92,27 96,45 100,63

2453,48 2451,12 2448,75 2446,39 2444,02

2537,38 2539,20 2541,02 2542,84 2544,65

8,6658 8,6436 8,6215 8,5996 8,5780 (segue)

CAPITOLO 02-08.OK

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14:31

Pagina 59

ELEMENTI DI TERMODINAMICA

59

(seguito tabella 2.4) t (°C)

ps (kPa)

25 26 27 28 29

3,1692 3,3661 3,5673 3,7822 4,0083

30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

vg (m3/kg)

冢

冣

kJ hv (kJ/kg) sv –––––– kg K

hl (kJ/kg)

r (kJ/kg)

43,351 40,986 38,767 36,683 34,727

104,81 108,99 113,18 117,36 121,54

2441,66 2439,29 2436,92 2434,55 2432,17

2546,47 2548,28 2550,09 2551,90 2553,71

8,5565 8,5352 8,5141 8,4932 8,4724

4,2460 4,4959 4,7585 5,0343 5,3239 5,6278 5,9466 6,2810 6,6315 6,9987

32,889 31,161 29,536 28,007 26,568 25,213 23,936 22,734 21,600 20,530

125,72 129,90 134,08 138,26 142,44 146,62 150,80 154,98 159,16 163,34

2429,80 2427,43 2425,05 2422,67 2410,29 2417,91 2415,53 2413,14 2410,76 2408,37

2555,52 2557,32 2559,13 2560,93 2562,73 2564,53 2566,33 2568,12 2569,91 2571,71

8,4519 8,4315 8,4112 8,3912 8,3713 8,3516 8,3320 8,3127 8,2934 8,2744

40 41 42 43 44 45 46 47 48 49

7,3835 7,7863 8,2080 8,6492 9,1107 9,5926 10,0976 10,6246 11,1751 11,7500

19,521 18,568 17,668 16,819 16,015 15,256 14,538 13,859 13,215 12,607

167,52 171,70 175,88 180,06 184,24 188,42 192,60 196,78 200,97 205,15

2405,98 2403,58 2401,19 2398,79 2396,39 2393,99 2391,59 2389,18 2386,77 2384,36

2573,50 2575,28 2577,07 2578,85 2580,63 2582,41 2584,19 2585,96 2587,74 2589,51

8,2555 8,2367 8,2181 8,1997 8,1814 8,1632 8,1452 8,1274 8,1097 8,0921

50 51 52 53 54 55 56 57 58 59

12,3499 12,9759 13,6290 14,3100 15,0200 15,7597 16,5304 17,3331 18,1690 19,0387

12,029 11,483 10,965 10,474 10,008 9,5663 9,1468 8,7489 8,3700 8,0114

209,33 213,51 217,70 221,88 226,06 230,25 234,43 238,61 242,80 246,99

2381,94 2379,53 2377,10 2374,68 2372,26 2369,83 2367,39 2364,96 2362,52 2360,08

2591,27 2593,04 2594,80 2596,56 2598,32 2600,07 2601,82 2603,57 2605,32 2607,06

8,0747 8,0574 8,0403 8,0233 8,0064 7,9897 7,9731 7,9566 7,9403 7,9240

60 61 62 63 64 65

19,944 20,885 21,864 22,882 23,940 25,040

7,6697 7,3438 7,0347 6,7407 6,4609 6,1946

251,17 255,36 259,54 263,73 267,92 272,11

2357,63 2355,19 2352,73 2350,28 2347,82 2345,36

2608,80 2610,54 2612,28 2614,01 2615,74 2617,46

7,9079 7,8920 7,8761 7,8604 7,8448 7,8293 (segue)

CAPITOLO 02-08.OK

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60

Pagina 60

FONDAMENTI

(seguito tabella 2.4) t (°C)

ps (kPa)

vg (m3/kg)

hl (kJ/kg)

r (kJ/kg)

冢

冣

kJ hv (kJ/kg) sv –––––– kg K

66 67 68 69

26,180 27,366 28,596 29,873

5,9409 5,6992 5,4690 5,2495

276,30 280,49 284,68 288,87

2342,89 2340,42 2337,95 2335,47

2619,19 2620,90 2622,62 2624,33

7,8140 7,7987 7,7836 7,7686

70 71 72 73 74 75 76 77 78 79

31,198 32,572 33,997 35,475 37,006 38,592 40,236 41,938 43,700 45,524

5,0402 4,8407 4,6502 4,4685 4,2951 4,1294 3,9712 3,8201 3,6756 3,5375

293,06 297,25 301,44 305,63 309,83 314,02 318,22 322,41 326,61 330,81

2332,99 2330,50 2328,01 2325,51 2323,02 2320,51 2318,01 2315,49 2312,98 2310,46

2626,04 2627,75 2629,45 2631,15 2632,84 2634,53 2636,22 2637,90 2639,58 2641,26

7,7537 7,7389 7,7242 7,7097 7,6952 7,6809 7,6666 7,6525 7,6384 7,6245

80 81 82 83 84 85 86 87 88 89

47,412 49,364 51,384 53,473 55,633 57,865 60,171 62,554 65,015 67,556

3,4055 3,2792 3,1583 3,0427 2,9320 2,8260 2,7245 2,6273 2,5341 2,4448

335,00 339,20 343,40 347,60 351,80 356,01 350,21 364,41 368,62 372,82

2307,93 2305,40 2902,86 2300,32 2297,78 2295,22 2292,67 2290,11 2287,54 2284,97

2642,93 2644,60 2646,26 2647,92 2649,58 2651,23 2652,88 2654,52 2656,16 2657,79

7,6107 7,5969 7,5833 7,5698 7,5563 7,5430 7,5297 7,5166 7,5035 7,4905

90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100

70,180 72,888 75,683 78,566 81,541 84,608 87,770 91,030 94,390 97,852 101,419

2,3592 2,2771 2,1983 2,1228 2,0502 1,9806 1,9138 1,8496 1,7880 1,7287 1,6718

377,03 381,24 385,45 389,66 393,87 398,08 402,29 406,51 410,72 414,94 419,16

2282,39 2279,81 2277,22 2274,62 2272,02 2269,41 2266,80 2264,18 2261,55 2258,92 2256,28

2659,42 2661,04 2662,66 2664,28 2665,89 2667,49 2669,09 2670,69 2672,28 2673,86 2675,44

7,4776 7,4648 7,4521 7,4395 7,4270 7,4146 7,4022 7,3899 7,3777 7,3656 7,3536

110 120 130 140 150 160

143,384 198,685 270,298 361,565 476,198 618,275

1,2093 0,8913 0,6681 0,5085 0,3925 0,3069

461,41 503,81 546,39 589,18 632,21 675,52

2229,52 2202,02 2173,66 2144,33 2113,92 2082,31

2690,93 2705,83 2720,05 2733,51 2746,13 2757,82

7,2375 7,1286 7,0261 6,9292 6,8373 6,7497 (segue)

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ELEMENTI DI TERMODINAMICA

61

(seguito tabella 2.4) t (°C)

792,235 1002,871 1255,324 1555,074 3977,60 8592,7 16535,0 22055,0

vg (m3/kg) 0,2427 0,1939 0,1564 0,1272 0,0500 0,0216 0,008799 0,003170

hl (kJ/kg)

r (kJ/kg)

719,14 763,12 807,50 852,33 1085,8 1345,0 1671,0 2107,4

2049,34 2014,87 1978,74 1940,76 1714,6 1406,0 895,7 0,0

冢

冣

kJ hv (kJ/kg) sv –––––– kg K 2768,48 2777,99 2786,24 2793,09 2800,4 2751,0 2567,7 2107,4

6,6659 6,5854 6,5076 6,4321 6,0708 5,7081 5,2177 4,4429

Entalpia in kJ/kg

170 180 190 200 250 300 350 373,98

ps (kPa)

Entropia in kJ/(kg.K)

Fig. 2.13

Diagramma di Mollier per il vapor d’acqua. Dal Manuale dell’ingegnere meccanico, 2a edizione, Hoepli, Milano 2005.

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FONDAMENTI

3

MACCHINE TERMODINAMICHE

Per macchina si intende un complesso di organi fissi e mobili in grado di effettuare una trasformazione o un trasferimento di energia. Le macchine sono dette motrici quando trasformano energia (elettrica, chimica, termica ecc.) in lavoro meccanico; si dicono, invece, operatrici o mosse quelle nelle quali un lavoro meccanico viene trasformato e utilizzato per particolari lavorazioni. 3.1

MACCHINE A VAPORE (a pistoni, a turbina)

In queste macchine l’energia del combustibile è utilizzata indirettamente in quanto con caldaie viene prodotto vapore d’acqua. Nelle macchine a pistone la dilatazione del vapore fornisce un lavoro attraverso il movimento di un pistone in un cilindro. Nelle turbine a vapore, l’energia del vapore è trasformata prima in energia cinetica e poi utilizzata per produrre un lavoro meccanico reso disponibile all’albero mosso dal vapore che agisce sulle palette della turbina. Considerando lo schema elementare della fig. 3.1, l’acqua viene prelevata dal condensatore C e con una pompa P inviata in una caldaia dove viene riscaldata dalla temperatura T1 alla temperatura T2, indi vaporizzata a T3 e infine surriscaldata fino alla temperatura T4. Il vapore, quindi, viene inviato in turbina dove si espande dalla pressione p1 alla

Fig. 3.1

Schema elementare di un impianto con motore a turbina a vapore.

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Pagina 63

MACCHINE TERMODINAMICHE

63

pressione p2. In questa fase viene prodotta energia meccanica utilizzata, generalmente, per produrre energia elettrica con un generatore G accoppiato alla turbina. Il vapore, poi, condensa nel condensatore per effetto della sottrazione di calore a mezzo di acqua di raffreddamento (da fiume, da torre evaporativa ecc.). Le trasformazioni possono essere rappresentate su un diagramma entropico T - s (fig. 3.2) o su un diagramma di Mollier h - s (fig. 3.3).

Fig. 3.2

Ciclo Rankine ideale per vapore surriscaldato nel piano T - s.

Fig. 3.3

Ciclo Rankine nel piano h - s.

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FONDAMENTI

Nel diagramma T - s il ciclo può così descriversi: 1-2 riscaldamento dell’acqua in caldaia dalla temperatura di condensazione a quella di evaporazione; 2-3 evaporazione dell’acqua a temperatura costante; 3-4 surriscaldamento del vapore a pressione costante; 4-6 espansione adiabatica del vapore nella turbina; 6-0 condensazione del vapore nel condensatore. La quantità di calore utilizzata e trasformata in lavoro è data dall’area tratteggiata, mentre la quantità di calore spesa è data dalla superficie a12346c. Questo è il ciclo di Rankine, utilizzato come ciclo ideale di riferimento per confrontare i rendimenti di macchine reali. Per aumentare il rendimento è possibile: – realizzare un surriscaldamento intermedio; – preriscaldare l’acqua di alimento caldaia; – prevedere valori più elevati di temperature e pressioni. Con riferimento alla fig. 3.3, nella quale il ciclo è rappresentato nel piano h -s (entalpia-entropia), il rendimento termico, che può raggiungere un valore di circa il 45%, è espresso dalla relazione: h4  h5 ηteor  ––––––– h4  h1

(3.1)

In realtà l’espansione non è isoentropica, per effetto delle perdite interne della macchina, ma avviene fra i punti 4 e 6 e, pertanto, il rendimento “indicato” è: h4  h6 ηin  –––––––– h4  h1

3.2

(3.2)

MACCHINE A COMBUSTIONE INTERNA

In queste macchine la combustione avviene direttamente al loro interno: si distinguono i motori Otto, i motori Diesel e le turbine a gas. Nel motore Otto il combustibile, sia gas sia oli leggeri come benzina o benzene (questi ultimi devono essere finemente polverizzati con un carburatore prima della combustione), viene miscelato con aria e infiammato in un cilindro tramite una scintilla elettrica. I gas ad alta pressione e temperatura agenti su di un pistone producono lavoro meccanico. Nei motori Diesel, contrariamente ai motori Otto, il combustibile è iniettato direttamente ad alta pressione, in modo tale che la combustione ha luogo spontaneamente a pressione praticamente costante. Con questi motori si arriva a un rapporto di compressione ε  12  20%. Il rendimento effettivo oltrepassa il 40%.

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MACCHINE TERMODINAMICHE

3.3

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TURBINE A GAS

In queste macchine l’energia prodotta dalla dilatazione dei prodotti della combustione (di gas o di petrolio) è trasmessa alle palette di una turbina che trascina un generatore di energia elettrica. I principali componenti di una turbina a gas sono: la camera di combustione e la turbina propriamente detta (fig. 3.4) che trascina anche il compressore calettato sullo stesso albero. Il ciclo è rappresentato nei diagrammi p - v e T - s (fig. 3.5 e fig. 3.6): 1 - 2 compressione adiabatica dell’aria nel compressore da p1 a p2; 2 - 3 combustione a pressione costante, p2, nella camera Cc; 3 - 4 espansione adiabatica da p2 a p1 nella turbina; 4 - 1 uscita fumi all’esterno.

Fig. 3.4

Schema elementare di un impianto con turbina a gas.

Fig. 3.5

Ciclo Brayton-Joule nel piano p - v.

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FONDAMENTI

Fig. 3.6

Ciclo Brayton-Joule nel piano T - s.

La superficie tratteggiata rappresenta il lavoro utile prodotto. Nelle moderne turbine il rendimento può raggiungere valori del 30  35%. I vantaggi sono dati dal tipo di avviamento molto veloce, dal piccolo ingombro e dai costi di manutenzione ridotti. Gli inconvenienti sono: rendimento termico basso, che cade rapidamente ai carichi parziali ed elevato livello sonoro.

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TRASMISSIONE DEL CALORE

4

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TRASMISSIONE DEL CALORE 4.1

PREMESSA

Gli scambi di energia termica avvengono fra corpi a diversa temperatura secondo tre modi differenti: conduzione, convezione, irraggiamento. Spesso questi modi sono concomitanti. Si parla di conduzione termica quando il calore si trasmette all’interno di un corpo (solido, liquido, gassoso) senza movimento di materia ma soltanto per scambi di energia cinetica delle molecole dalle zone a più alta temperatura, verso le molecole delle zone a bassa temperatura; nei metalli si ha anche movimento di elettroni. Il fenomeno della trasmissione del calore per convezione si ha quando il calore si propaga da un corpo solido a un liquido o a un gas (o viceversa) per effetto dello spostamento relativo delle particelle costituenti il fluido. L’irraggiamento si ha, infine, quando la trasmissione di calore non avviene per contatto diretto fra due corpi bensì per effetto di onde elettromagnetiche. L’energia emessa da un corpo e incidente su di un altro in parte è riflessa, in parte è assorbita trasformandosi in calore mentre la rimanente attraversa il corpo stesso. Due corpi in un ambiente scambiano sempre energia per irraggiamento e quello a temperatura più alta cede energia a quello a temperatura inferiore. 4.2

CONDUZIONE

La trasmissione del calore per conduzione è regolata dalla legge di Fourier. Se si considera una parete (di materiale omogeneo e isotropo(*)) di estensione infinita, le cui pareti piane e parallele siano mantenute a temperature costanti t1 e t2, e si indica con A (m2) la superficie di una sua parte e con s (m) il suo spessore (fig.4.1), si può scrivere:

λ q  A ––– (t1  t2) s

(W)

(4.1)

dove q rappresenta la quantità di calore trasmessa nell’unità di tempo fra le due pareti, in regime stazionario, attraverso il materiale caratterizzato dal coefficiente λ. Tale coefficiente è chiamato conduttività termica, si esprime in W/(m K) e rappresenta, quindi, la quantità di calore che è trasmessa per unità di tempo, per unità di superficie e di spessore nonché per una differenza di temperatura di un grado. (*)

Che presenta le stesse proprietà fisiche in tutte le direzioni.

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FONDAMENTI

Fig. 4.1 Conduzione in un materiale omogeneo e isotropo. Il valore delle conduttività dipende dal materiale, dalle condizioni di temperatura e di pressione e può variare secondo la direzione del flusso termico (tipico è il caso delle sostanze anisotrope(*): nel legno, per esempio, la conduttività è diversa se si considera il flusso lungo le fibre o in senso a esse ortogonale).

λ s Il rapporto ––– è la conduttanza termica unitaria interna e il suo inverso ––– λ s costituisce la resistenza termica unitaria interna. Nella tab. 4.1 sono riportati i valori della conduttività termica λ per alcune categorie di sostanze liquide e gassose. Tab. 4.1

Conduttività termica λ per alcune categorie di materiali

Sostanza Metalli puri Leghe Materiali da costruzione

λ

冢

冣

W ––––– mK

7  420 11  150 0,2  3,5

冢

冣

W ––––– mK

Sostanza

λ

Pietre naturali Isolanti organici Isolanti inorganici

2,3  4,0 0,03  0,07 0,05  0,11

Per quanto riguarda i solidi è utile tener presente le seguenti considerazioni. – I materiali metallici e i conduttori elettrici hanno una conduttività λ più elevata dei materiali dielettrici: il rame e l’argento che sono ottimi conduttori elettrici lo sono anche dal punto di vista termico. – La conduttività delle sostanze cristalline è superiore a quella delle sostanze amorfe. (*)

Che presenta proprietà fisiche diverse nelle diverse direzioni.

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TRASMISSIONE DEL CALORE

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– La conduttività dei solidi è superiore a quella dei liquidi e quella dei liquidi è maggiore di quella dei gas. La variazione della conduttività in funzione della temperatura è piuttosto complessa; per i metalli puri la conduttività decresce con l’aumento della temperatura. Nella tab. 4.2 sono riportati i coefficienti di conduttività λ per alcuni elementi chimici, alla temperatura ambiente; mentre nella tab. 4.3 si riportano i valori di λ per alcune leghe.

Tab. 4.2

Conduttività di alcuni elementi chimici

λ

Sostanza Alluminio Argento Calcio Carbonio Cromo Ferro Magnesio Manganese Mercurio Molibdeno

冢

冣

W ––––– mK

220 420 126 24 67 72 154 5 8 143

Tab. 4.3 Sostanza Acciaio al carbonio C = 0,5% C = 1,0% C = 1,5%

Sostanza

λ

Nichel Oro Platino Piombo Rame Sodio Stagno Titanio Zinco

冢

冣

W ––––– mK

65 298 69 35 380 134 63 15 110

Valori di λ per alcune leghe (tra 0 e 100 °C)

λ

W 冢––––– mK 冣 59 43 36

Acciaio al nichel Ni = 5% Ni = 10% Ni = 20% Ni = 30%

35 26 19 12,2

Acciaio al cromo Cr = 1% Cr = 10% Cr = 20%

61 31 22

Sostanza

λ

W 冢––––– mK 冣

Alluminio al 99%

208

Bronzo 90% Cu, 10% Sn

42

Costantana 60% Cu, 40% Ni

22,7

Ghisa (4% C)

58

Ottone 70% Cu, 20% Zn

111

Rame commerciale

372

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FONDAMENTI

Nelle tabb. 4.4, 4.5 e 4.6 sono anche riportati i valori delle conduttività per alcune sostanze solide, per alcuni liquidi e per alcuni gas. Tab. 4.4

Conduttività di alcune sostanze solide (a 20 °C)

λ

Sostanza Acciaio dolce Argilla refrattaria Asfalto Bitume Calcestruzzo (pomice) Calcestruzzo (ghiaia) Carbone Carbone in polvere Carta di cellulosa Cartone Cuoio Duralluminio Gesso in polvere Ghiaccio (0 °C) Gomma Gres Lana di amianto Lana di scoria Lana di vetro Legno di pino

Tab. 4.5 Sostanza Acetone Acido cloridrico (25%) Acido nitrico (100%) Acido solforico Acido solforoso Acqua Alcool etilico Alcool metilico Benzene

W 冢––––– mK 冣

Sostanza

λ

W 冢––––– mK 冣

Legno di quercia 0,18  0,31 Linoleum 0,15  0,19 Magnesia (polvere) 0,61 Magnesite (blocchi) 3,8 Marmo 2,1  3,5 Mattoni (asciutti) 0,5  0,7 Mica 0,42 Minio al piombo 0,7 Neve appena caduta e per strati fino a 3 cm (0 °C) 0,06 Porcellana 1,0 PVC 0,058 Quarzo 1,260 Sabbia (asciutta) 0,326 Schiuma di polistirolo (0 °C) 0,031 Segatura di legno 0,070 Sughero (lastre, 0 °C) 0,036  0,064 Vetro (lastre) 0,721  1,000 Vetro (Pyrex) 1,954 Zolfo (cristallino) 0,290

45,3 0,5 0,74 0,167 0,47 1,28 0,16  0,27 0,19 0,07  0,14 0,07  0,22 0,159 164 0,24 2,23 0,15  0,17 1,05  1,63 0,09 0,03  0,06 0,06 0,13  0,30

Conduttività di alcuni liquidi (a 20 °C)

λ

冢

冣

W ––––– mK

0,176 0,47 0,53 0,326 0,198 0,602 0,182 0,215 0,147

Sostanza

λ

Cloruro di calcio: soluzione anticongelante al 20% in peso Cloruro di sodio: soluzione anticongelante al 20% in peso Glicole etilenico Glicerina Kerosene Olio combustibile Olio di oliva (10 °C) Petrolio (raffinato)

冢

冣

W ––––– mK

0,574 0,583 0,173 0,195 0,15 0,120 0,170 0,151

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Tab. 4.6 Sostanza Anidride carbonica Aria secca Azoto

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Conduttività di alcuni gas (a 30 °C e 100 kPa)

λ

W 冢––––– mK 冣 0,015 0,026 0,026

Sostanza Idrogeno Ossigeno Vapor d’acqua (100 °C)

λ

W 冢––––– mK 冣 0,18 0,027 0,025

Come si è prima detto la conduttività termica è una proprietà specifica di una sostanza e si riferisce a un materiale omogeneo e isotropo. In quasi tutti i casi della tecnica, però, non si ha a che fare con tali tipi di sostanze e, in particolare, nel caso di strutture edilizie e dei relativi materiali coibenti, si incontrano materiali non omogenei bensì a cellule aperte o chiuse, porosi, granulari, fibrosi ecc. In tali casi, quindi, non è pensabile di applicare la legge di Fourier, in quanto la trasmissione del calore all’interno di questi materiali è la combinazione di diversi fenomeni quali: conduzione nei singoli componenti, convezione dovuta ai gas contenuti nella cavità, irraggiamento fra le pareti delle cavità, trasporto di massa ecc. A rigore, quindi, non si dovrebbe parlare per questi materiali di conduttività bensì di resistenza termica o di conduttanza termica. Nelle costruzioni edili la conduttività tende a un valore costante per spessori superiori ai 10 cm e, pertanto, si definisce conduttività apparente λm quella relativa a materiali con spessori uguali o maggiori di 10 cm. Nella tab. 4.7 sono riportati i valori della conduttività termica λm, la massa volumica ρ del materiale secco, la maggiorazione m e la conduttività di calcolo λ, ottenuta da λm corretta con il coefficiente m. La conduttività apparente è quella misurata su campioni con apparecchiature e procedimenti indicati nelle norme UNI. La colonna del coefficiente m contiene i fattori moltiplicatori di λm per tenere conto del contenuto medio di umidità, dell’invecchiamento, del costipamento dei materiali sfusi, della più o meno buona posa in opera. Se le condizioni di posa fossero note allora occorre verificare che il coefficiente m sia corretto, altrimenti è necessario ricalcolarlo. Il valore di m è omesso qualora siano reperibili solo dati di laboratorio o esistano soltanto dati di larga massima. Per valutare le caratteristiche di conduttività di materiali non presenti nella tabella occorre disporre di documentazione di fornitore qualificato che certifichi i valori della conduttività. Al valore così ottenuto va, comunque, applicato il coefficiente di maggiorazione m per tener conto dei diversi fattori negativi già prima descritti. Per un approfondimento si veda la norma UNI 10351-1994: “Materiali da costruzione. Conduttività termica e permeabilità al vapore”.

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Nella tab. 4.8 sono riportati ancora i valori di λ per altri materiali impiegati nelle costruzioni edili. Tab. 4.8

Conduttività λ per altri materiali impiegati nelle costruzioni

Denominazione Armaflex (in placche) Linoleum Moquette, classica Moquette in pura lana Parquet in legno Sabbia asciutta (0% u.r.) Terra secca (10% di u.r.) Vermiculite

ρ

W 冢––––– mK 冣

(kg/m3)

λ

113 1200

0,030 0,19 0,094 0,067 0,28 0,31 0,17  0,58 0,047

1600 1000  2000 95

Quando una parete o un solaio sono costituiti da uno o più strati non omogenei non ha più significato, per calcolare l’energia termica scambiata, considerare il valore λ/s ma conviene introdurre nel calcolo la resistenza dell’elemento, ossia l’inverso della conduttanza, quale risulta da prove di laboratorio e verifiche teoriche. La norma UNI 10355-1994 fornisce i valori delle resistenze termiche unitarie relative alle tipologie di murature e solai maggiormente diffusi in Italia. 4.2.1 Profili di temperatura. Si dimostra che, se si considera uno strato di materiale omogeneo e isotropo di spessore s di estensione infinita nelle altre due dimensioni, le cui pareti piane e parallele si trovino alle temperature t1 e t2 (fig. 4.2), la temperatura nella sezione x è data da: t1  t2 tx  t1  ––––––– x s

(4.2)

Fig. 4.2 Variazione della temperatura nello spessore di una parete di materiale omogeneo e isotropo.

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cioè la temperatura varia linearmente lungo lo spessore s, passando da t1 a t2. Nel caso di due strati di natura diversi, di spessori s1 e s2 e conduttività λ1 e λ2, se si indicano ancora con t1 e t2 le temperature delle due facce estreme (fig. 4.3) e con t la temperatura della superficie di separazione si può scrivere:

λ1 λ2 q  A ––– (t1  t)  A ––– (t  t2) s2 s1

Fig. 4.3

(4.3)

Variazione della temperatura in una parete costituita di due strati di natura diversa.

s1 s2 indicando con R1 e R2 le resistenze termiche ––– e ––– si ricava: λ1 λ2 A q  ––––––– (t1  t2) R1  R2

(4.4)

espressione molto simile a quella che regola il passaggio di corrente elettrica attraverso due resistenze in serie: V i  ––––––– r1  r2 dove la differenza di potenziale V equivale alla differenza di temperatura t. Per una parete con n strati si può scrivere: A q  –––––––– (t1  t2) n si  –— 1 i λ i

(4.5)

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FONDAMENTI

se si pone: t1  t2  ttot e si indica con ti la differenza di temperatura sulle due facce dello strato i-esimo, si può scrivere: Ri ti –––– = –––– Rt ttot

(4.6)

si dove Ri  ––– è la resistenza dello strato i-esimo e Rt  i Ri è la resistenza totale λi dovuta agli n strati. Interessante è anche conoscere il profilo di temperatura nel caso di pareti curve: tipico caso è quello di un cilindro cavo (tubazioni). Si dimostra che, nell’ipotesi di lunghezza infinita, la temperatura varia in maniera logaritmica nello spessore dello strato, secondo l’espressione (caso in cui è t1 t2): r t1  t2 ln –––– t  t1  –––––––– r r1 ln – —2 r1

(4.7)

dove: r1 e r2  diametri, rispettivamente, interno ed esterno (fig. 4.4) t1 e t2  temperature delle corrispondenti superfici t  temperatura al raggio generico r Il flusso di calore in tal caso è dato dall’espressione: t1  t2 q  ––––––––––––––– 1 r2 ––––––– ln ––– r1 2πlλ

(W)

(4.8)

dove l è la lunghezza del tratto cilindrico in esame. Nel caso di due strati cilindrici sovrapposti, sempre nell’ipotesi di lunghezza infinita (fig. 4.5), l’espressione del flusso di calore è: t1  t t  t2 q  –––––––––––––––––  ––––––––––––––––– 1 r 1 r2 –––––––– ln –— –––––––– ln –— r1 2 π l λ1 r 2 π l λ2

(W)

(4.9)

donde: t1  t2 q  ––––––––––––––––––––––––––––––––– 1 r 1 r2 –––––––– ln –––  –––––––– ln ––– r1 2 π l λ2 r 2 π l λ1

(W)

(4.10)

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Fig. 4.4

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Variazione di temperatura nella parete di un cilindro cavo.

Fig. 4.5

Caso di due cilindri sovrapposti.

Il denominatore è la resistenza totale, somma, anche in questo caso, delle resistenze dei due strati. L’espressione è utile per esaminare il caso di tubi (o cilindri di piccolo diametro) rivestiti da un cilindro di materiale coibente. Molto interessante è notare che l’aumento dello spessore di coibente, oltre un certo valore, non porta ad alcun vantaggio. Può, anzi, verificarsi, che, per l’aumento della superficie esterna, si abbia un aumen-

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FONDAMENTI

to del flusso termico. Se, con riferimento alla fig. 4.6, si indica con: 1 r Ri  ––––––– ln ––– r1 2πlλ

(4.11)

la resistenza termica dell’isolamento e con: 1 Rs  –––––––– α2πrl

(4.12)

la resistenza superficiale, la resistenza totale somma delle due è: Rt  Ri  Rs

(4.13)

Riportando in un diagramma (fig. 4.7) avente per ascisse il raggio e per ordinate le

Fig. 4.6

Figura 4.7

Tubo coibentato.

Variazione della resistenza totale di isolamento di un tubo coibentato al variare del raggio dello strato coibente.

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resistenze (m2 K)/W, si può riconoscere che la resistenza totale Rt raggiunge un valore minimo per un determinato valore del raggio, che può essere chiamato raggio critico rc . Soltanto aumentando lo spessore dell’isolamento (r r2) si ha un vantaggio. 4.3

CONVEZIONE

Si parla di trasmissione di calore per convezione quando si ha un movimento macroscopico di particelle di fluido a contatto con la superficie di un solido. È questo il caso più comune nelle applicazioni pratiche, anche se esistono casi di convezione fra liquidi e fra liquido e gas. Se si indica con t1 la temperatura della superficie e con t2 la temperatura del fluido che la lambisce, la relazione che esprime il flusso termico, definita da Newton nel 1701, è: q  αc A (t1  t2)

(4.14)

dove: q  flusso termico (potenza), W αc  coefficiente di convezione, W/(m2 K) A  area della superficie di contatto, m2 Si parla di convezione naturale quando il movimento del fluido avviene per differenza di densità dovuta a differenza di temperatura; nel caso, invece, in cui il movimento del fluido sia dovuto a un mezzo esterno (pompa, ventilatore o altro) la convezione è detta forzata. Il coefficiente αc dipende da numerosi parametri, quali la natura del fluido, le temperature, la velocità relativa, l’orientamento e le dimensioni delle superfici di scambio. Nella tabella 4.9 sono elencati i valori del coefficiente di convezione αc in alcuni processi ricorrenti in termotecnica. Tab. 4.9

Coefficienti di convezione relativi ad alcuni processi W 冢–––––– m K 冣

Descrizione

αc

Aria, in convezione naturale Aria, in convezione forzata Vapore d’acqua surriscaldato Oli minerali in convezione forzata Acqua in convezione naturale Acqua in convezione forzata Vapori organici in condensazione Acqua in ebollizione Vapor d’acqua in condensazione a film Vapor d’acqua in condensazione a gocce

1  20 40  250 25  100 100  1.000 250  750 1.000  12.000 1.200  2.400 1.800  45.000 5.000  20.000 25.000  100.000

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FONDAMENTI

Nel caso della convezione naturale, per il calcolo del flusso termico si impiegano relazioni nelle quali si introducono parametri adimensionali quali:

αc d – numero di Nusselt, Nu  ––––– λ

(4.15)

d 3 ρ2 β g Δt – numero di Grasshof, Gr  –––––––––– μ2

(4.16)

cp μ – numero di Prandtl, Pr  ––––– λ

(4.17)

Nel primo appare il coefficiente di convezione αc, nel secondo si considera la forza ascensionale (β coefficiente dilatazione, g accelerazione di gravità). La relazione generale che li lega è: Nu  C Grm Prn e cioè:

冢

ρ2

m

n

冣 冢 冣

αc d β g Δt ––––  C ––––––––––– λ μ2 d3

cp μ

–––– λ

(4.18)

ove C, m e n sono delle costanti. In alcuni casi della pratica può essere utile conoscere i coefficienti di convezione naturale per l’aria, espressi in W/(m2 K): – pareti piane verticali di altezza h:

αc  1,42 (Δt/h)0,25 per piccole superfici (regime laminare)

(4.19)

αc  1,31 (Δt)0,33 per grandi superfici (regime turbolento)

(4.20)

– superfici orizzontali rivolte verso l’alto se calde o verso il basso se fredde:

αc  1,32 (Δt/L)0,25 per piccole superfici (flusso laminare)

(4.21)

αc  1,52 (Δt)0,33 per grandi superfici (flusso turbolento)

(4.22)

– superfici orizzontali rivolte verso il basso se calde o verso l’alto se fredde:

αc  0,59 (Δt/L)0,25 per piccole superfici

(4.23)

dove L  lunghezza Nelle espressioni riportate Δt è in kelvin, L in metri, il fluido lambente è aria a 20 °C, αc in watt su metro quadrato per kelvin. Nel caso di convezione forzata il coefficiente αc dipende dalla natura del fluido, dalle caratteristiche geometriche della superficie e dalla velocità w del fluido a contatto. In questo caso, oltre ai numeri di Nusselt e di Prandtl, si introduce il numero di Reynolds: wdρ Re  ––––– μ

(4.24)

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TRASMISSIONE DEL CALORE

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dove: w  velocità del fluido (m/s) d  diametro del tubo (m) ρ  massa volumica (kg/m3) μ  viscosità assoluta [kg/(ms)] Questo numero è di grande importanza nello studio del moto dei fluidi; per condotti circolari lisci se Re  2100 il moto è laminare o viscoso, se Re 10.000 il moto è turbolento. In quest’ultimo caso, per fluidi correnti entro tubi, si può scrivere:

冢 冣冢

αc d wdρ –––––  0,023 ––––– μ λ

0,8

冣

cp μ –––––– λ

0,4

(4.25)

La formula è dovuta a McAdams (1954) che la raccomanda per il riscaldamento e il raffreddamento; altri suggeriscono di impiegare l’esponente 0,4 per il riscaldamento e 0,3 per il raffreddamento. Da questa espressione è possibile desumere equazioni semplificate: per aeriformi scorrenti in tubi: – aria a temperatura ordinaria

(w ρ)0,8 αc  155,2 c –––––––– d 0,2

(4.26)

per liquidi scorrenti in tubi: – acqua a temperatura fra 4 e 93 °C – ammoniaca liquida a 38 °C

1057 (1,352  0,0198 t)w 0,8 αc  ––––––––––––––––––––––––– (4.27) d 0,2

(w ρ)0,8 αc  13,75 –––––––– d 0,2

(4.28)

per aria (temperatura ambiente) che lambisce pareti verticali: αc  7,2 w 0,78 (4.29) per w 5 m/s αc  5,62  3,9 w (4.30) per w  5 m/s Un caso molto importante e ricorrente nelle applicazioni termotecniche è quello di una corrente d’aria che investe ortogonalmente tubi (allineati o sfalsati) nei quali circola un fluido termovettore (acqua calda, refrigerata, fluido refrigerante ecc.). In tal caso è valida l’espressione: n

冢 冣

αc d wdρ –––––  C ––––– λ μ

(4.31)

Per d compreso fra 10 e 30 mm, velocità da 1 a 6 m/s e aria alla temperatura di 20 °C, il coefficiente di convezione vale: w 0,54 αc  4 –––––– d 0,46

(4.32)

La formula (4.31) è valida anche per deflusso di aria in un fascio di tubi. Il coef-

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FONDAMENTI

ficiente C e l’esponente n variano in relazione alla distanza fra i tubi di uno stesso rango, alla distanza fra i ranghi e anche se i tubi sono allineati o sfalsati.

4.4

IRRAGGIAMENTO

La trasmissione di calore per irraggiamento si ha per effetto della propagazione di onde elettromagnetiche, così come si propaga la luce. La potenza irradiata dalla superficie di un corpo in tutte le direzioni e per tutte le lunghezze d’onda è data dall’espressione di Stefan-Boltzman:

冢 冣

4

q  cn

T ––––– 100

(W/m2)

(4.33)

dove: cn  indice di radiazione del corpo nero, vale 5,67 W/(m2 K4) T  temperatura assoluta del corpo in K L’espressione è valida teoricamente solo per il corpo nero assoluto: pertanto per corpi grigi la potenza irradiata diminuisce secondo la: c  ε cn

(4.34)

dove ε  1 è detta emissività. – – – –

Nella tab. 4.10 sono riportati i valori di emissività per alcuni materiali; si rileva che: per i conduttori metallici le emissività sono basse; le emissività dei materiali non conduttori elettrici sono molto più alte e, generalmente, esse diminuiscono all’aumentare della temperatura; i materiali non metallici hanno emissività di circa 0,8 a temperatura ambiente; l’emissività del ferro e dell’acciaio varia molto con il tipo di finitura e l’ossidazione delle superfici.

Nel caso in cui due corpi, rispettivamente a temperatura T1 e T2, si “vedano”, si può parlare di scambio per radiazione e il flusso termico si esprime con la relazione:

冤冢 冣 冢 冣 冥 4

q  cn ε12 F A

T1 ––––– 100

4

T2  ––––– 100

(4.35)

dove: ε12  coefficiente (minore dell’unità) che tiene conto dell’emissività dei due corpi F  coefficiente geometrico (anch’esso minore di uno) che tiene conto della forma e della reciproca posizione dei corpi A  superficie interessata allo scambio Un caso particolare, richiamato anche dalla norma UNI 10355 a proposito dello scambio radiativo nelle cavità presenti nelle murature, è quello della radiazione mutua fra due superfici piane, parallele e indefinite, aventi emissività ε1 e ε2.

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Tab. 4.10

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Valori di emissività per alcune sostanze a temperatura ambiente

Sostanza

ε

Natura della superficie

Acqua Acciaio Acciaio dolce Alluminio Alluminio (lega) Calcestruzzo Carbone Carta Ferro Ferro lucidato Ghiaccio (0 °C) Gomma Marmo Mattoni, cemento, tegole Nichel Oro Ottone Piombo Platino Porcellana Rame elettrolitico Rame Rame Vernice Vernice all’alluminio Vetro

0,995  0,963 0,8 0,12 0,20 0,06  0,07 0,63 0,81 0,92 0,7  0,9 0,07 0,95 0,86-0,95 0,931 0,85  0,95 0,045 0,02 0,03 0,28 0,054 0,92 0,072 0,04 0,8 0,8  0,9 0,39 0,85  0,94

ossidato lucido leggermente ossidato lastre commerciali

ossidato

grigio lucidato nichelatura molto lucidato molto lucidato grigio, ossidato lucidato commerciale lucidato ossidato

Il flusso termico scambiato è:

冤冢 冣 冢 冣 冥 4

1 q  cn –––––––––––––– A 1 1 –––  –––  1 ε1 ε2

T1 ––––– 100

4

T2  ––––– 100

(4.36)

Un’altra espressione utile è quella che esprime il flusso termico radiativo fra due corpi sferici concentrici, di superfici A1 (il più piccolo) e A2 l’altro, con emissività ε1 e ε2:

冤冢 冣 冢 冣 冥 4

1 q  cn –––––––––––––––––––– A1 1 1 A1 –––  1 –––  ––– ε1 A2 ε2

冢

冣

T1 ––––– 100

4

T2  ––––– 100

(4.37)

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FONDAMENTI

Nel caso di un corpo di piccolissima superficie rispetto all’ambiente che lo contiene (A1 A2), si può scrivere:

冤冢 冣 冢 冣 冥 4

q  cn ε1 A1

T1 ––––– 100

4

T2  ––––– 100

(4.38)

che si può semplificare in: q  αr A (t1  t2)

(4.39)

dove αr è il coefficiente di trasmissione per irraggiamento che vale:

冢 冣 冢 冣 4

4

T1 T2 –––––  ––––– 100 100 αr  cn ε1 ––––––––––––––––––– t1  t2

(4.40)

Questa espressione consente di valutare il flusso di calore emesso da un corpo di piccola dimensione (per esempio un motore) immerso in un grande ambiente. In tal caso si considera solo il coefficiente di emissività ε1 del corpo e, se la temperatura t2 delle pareti circostanti coincide con la temperatura dell’aria ambiente, il calcolo è molto semplice. In alcune applicazioni di interesse del termotecnico i due modi di trasmissione del calore, per convezione e per irraggiamento, possono essere considerati insieme, introducendo un coefficiente h, detto di adduzione o coefficiente superficiale di scambio termico o conduttanza unitaria superficiale, espresso in W/(m2 K). Tale coefficiente è definito come flusso di calore, somma dell’irradianza unitaria e della conduttanza unitaria liminare, che, nelle condizioni stazionarie, passa per adduttanza, ossia per effetto combinato dell’irraggiamento e della convezione, da una superficie all’ambiente circostante e viceversa, per unità di superficie (1 m2) e per unità di differenza di temperatura fra la superficie considerata e l’aria, supposta alla stessa temperatura media radiante dell’ambiente rispetto alla superficie medesima. 4.5

TRASMISSIONE GLOBALE DEL CALORE

Molto importante è valutare e calcolare l’energia termica globalmente scambiata fra due fluidi separati da una parete solida. È il caso delle pareti disperdenti degli edifici, delle pareti di uno scambiatore di calore e così via. Se si esamina il caso più semplice di una parete infinita di spessore s, delimitata da facce piane e parallele, costituita da materiale omogeneo e si considera lo scambio termico nella direzione ortogonale alla parete, il flusso di calore può essere espresso con tre formule distinte a seconda delle modalità di scambio termico. Con riferimento alla fig. 4.8, dove: ti te  temperature dei due fluidi t1 e t2  temperature superficiali della parete e se A è la superficie di scambio, si possono fare le seguenti considerazioni:

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TRASMISSIONE DEL CALORE

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– il calore scambiato per convezione e irraggiamento fra il fluido a temperatura ti e la parete a temperatura t1 è dato da: q  hi A (ti  t1)

(4.41)

– il calore trasmesso per conduzione attraverso la parete, caratterizzata dalla conduttività λ, è data da:

λ q  ––––– A (t1  t2) s

(4.42)

– il calore ceduto dalla parete a temperatura t2 al fluido a temperatura te è dato da: q  he A (t2  te)

Fig. 4.8

(4.43)

Flusso di calore da un ambiente a temperatura ti verso un altro a temperatura te.

Da queste relazioni si ricava: q 1 ti t1  ––– –––– A hi

(4.44)

q s t1  t2 = ––– –––– A λ

(4.45)

q 1 t2  te = –––– –––– A he

(4.46)

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FONDAMENTI

Sommando membro a membro si ottiene:

冢

冣

q 1 s 1 ti  te  ––– –––  –––  –––– λ he A hi

(4.47)

ponendo 1 K  –––––––––––––––––– 1 s 1 –––  –––  ––– λ he hi

(4.48)

si può scrivere la nota relazione: q  KA (ti  te)

(4.49)

la quale esprime la quantità totale di calore scambiato fra il fluido a temperatura ti e il fluido a temperatura te (ti te), attraverso una parete caratterizzata da un coefficiente di scambio termico globale o trasmittanza specifica globale K che, quindi, rappresenta la quantità di calore che, in condizione di regime stazionario, passa da un fluido a un altro attraverso una parete di 1 m2 di superficie e per 1 °C di differenza fra le temperature dei due fluidi. s 1 1 I termini –––, ––– e ––– rappresentano, rispettivamente, la resistenza termica λ hi he unitaria interna Rs e le resistenze termiche unitarie esterne Ri e Re, per cui può scriversi: 1 1 K  ––––  ––––––––––––– Rs  Ri  Re Rt

(4.50)

dove Rt è la resistenza termica globale pari alla somma delle resistenze in serie Rs, Ri e Re . È spesso importante poter conoscere le temperature superficiali della parete (problemi di condensazione, di irraggiamento ecc.); dalle espressioni (4.44, 4.45, 4.46) si può ricavare: K Ri t1  ti  –––– (ti  te)  ti  ––––– (ti  te) Rt hi

(4.51)

K Re t2  te  –––– (ti  te)  te  ––––– (ti  te) Rt he

(4.52)

Nel caso di parete costituita da più strati occorrerà considerare le resistenze in serie degli strati e, pertanto, si scriverà: 1 1 1 si  –––– ––––  ––––  Σi –––– λi he K hi

(4.53)

dove si e λi sono i valori dello spessore e della conduttività dello strato i-esimo.

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Nel caso di tubi cilindrici di piccolo diametro non si può trascurare la differenza di area fra la superficie interna e quella esterna; per tale motivo l’espressione del flusso termico attraverso una parete cilindrica, fra due fluidi alle temperature ti e t2 , è sempre data da: (4.54) q  K Ae (t1  t2) dove Ae è l’area esterna e la trasmittanza unitaria K vale: 1 K  –––––––––––––––––––––––– Ae 1 s 1 –––– ––––  ––––  –––– h1 λ h2 Ai

(4.55)

essendo Ai l’area interna corrispondente alla Ae. Nel caso di tubi di rame di piccolo spessore (scambiatori, tubi alettati ecc.) la resistenza termica interna, ossia quella per conduzione, ha un valore bassissimo e può essere trascurata e così anche quella relativa alla convezione con fluidi tipo acqua o gas evaporante, mentre in genere assume un valore importante la resistenza termica superficiale lato aria la quale deve essere, pertanto, ridotta, ricorrendo a diversi artifici quali alette, tubi corrugati ecc.

4.6

ISOLAMENTO TERMICO

Nel luglio 1999 è stata recepita, in lingua italiana, la norma europea EN ISO 7345 (ed. dicembre 1995), divenuta, quindi, norma UNI EN ISO 7345: “Isolamento Termico – Grandezze fisiche e definizioni”. La norma definisce le grandezze fisiche utilizzate nel settore dell’isolamento termico e fornisce i corrispondenti simboli e unità di misura. Tab. 4.11

Grandezze fisiche e definizioni secondo la norma UNI EN ISO 7345

1 Calore; quantità di calore 2 Flusso termico. Quantità di calore trasferita da o verso un sistema, nell’unità di tempo: dQ Φ  ––– dt 3 Densità di flusso termico. Flusso termico per unità di area: dΦ q  ––– dA

Simbolo

Unità di misura

Q

J

Φ

W

q

W/m2 (segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 4.11) Simbolo

Unità di misura

ql

W/m

λ

W/(m K)

r

(m K)/W

R

(m2 K)/W

Rl

(m K)/W

h

W/(m2 K)

Λ

W/(m2 K)

4 Densità lineare di flusso termico. Flusso termico diviso per la lunghezza: dΦ ql  ––– dl 5 Conduttività termica. Grandezza definita dalla seguente relazione: →

q   grad T

6 Resistività termica. Grandezza definita dalla seguente relazione: →

grad T  r q

7 Resistenza termica. Rapporto tra la differenza di temperatura e la densità di flusso termico, in condizioni di regime stazionario: T1  T2 R  ––––––– q 8 Resistenza termica lineare. Rapporto tra la differenza di temperatura e la densità lineare di flusso termico in condizioni di regime stazionario: T1  T2 Rl  ––––––– ql 9 Coefficiente di scambio termico superficiale. Rapporto tra la densità di flusso termico su una superficie in regime stazionario e la differenza di temperatura tra tale superficie e l’ambiente contiguo: q h  ––––––– Ts  Ta 10 Conduttanza termica. Reciproco della resistenza termica da superficie a superficie, in condizioni di uniforme densità di flusso termico: 1 Λ  ––– R “Conduttanza termica” dovrebbe essere sostituita da “conduttanza termica superficiale”, quando può essere confusa con “conduttanza termica lineare”. (segue)

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(seguito tabella 4.11) Simbolo

Unità di misura

ΛI

W/(m K)

U

W/(m2 K)

UI

W/(m K)

C

J/K

c

J/(kg K)

a

m2/s

b

J/(m2 K s1/2)

11 Conduttanza termica lineare. Reciproco della resistenza termica lineare da superficie a superficie, in condizioni di uniforme densità lineare di flusso termico: 1 ΛI  ––– RI 12 Trasmittanza termica. Flusso termico, in regime stazionario, diviso l’area e la differenza di temperatura tra gli ambienti su ciascun lato del sistema:

Φ U  –––––––––– (T1  T2) A 13 Trasmittanza termica lineare. Flusso termico in regime stazionario, diviso per la lunghezza e per la differenza di temperatura tra gli ambienti su ciascun lato del sistema:

Φ Ul  –––––––––– (T1  T2) l 14 Capacità termica. Grandezza definita dalla seguente relazione: dQ C  ––– dT 15 Capacità termica specifica. Capacità termica per unità di massa. 16 Diffusività termica. Conduttività termica divisa per la massa volumica e il calore specifico:

λ a  ––– ρc 17 Effusività termica. Radice quadrata del prodotto tra conduttività termica, massa volumica e calore specifico: b冪λρc

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FONDAMENTI

Tab. 4.12

Prestazioni energetiche degli edifici secondo la norma UNI EN ISO 7345

1 Coefficiente volumico di dispersione termica. Rapporto tra il flusso termico disperso dall’edificio e il volume e la differenza di temperatura tra ambiente interno ed esterno: Φ Fv  ––––– V ΔT

Fv

W/(m3 K)

Fs

W/(m2 K)

n

h1

Il flusso termico può facoltativamente includere i contributi delle trasmissioni attraverso l’involucro dell’edificio, la ventilazione, la radiazione solare ecc. Il volume, V, deve essere definito. L’uso del coefficiente volumico di dispersione presuppone una definizione convenzionale di temperatura interna, temperatura esterna, volume e dei diversi contributi risultanti nel flusso termico. 2 Coefficiente areico di dispersione termica. Rapporto tra il flusso termico disperso dall’edificio, l’area e la differenza di temperatura tra ambiente interno ed esterno: Φ Fs  ––––– A ΔT Il flusso termico può facoltativamente includere i contributi delle trasmissioni attraverso l’involucro dell’edificio, la ventilazione, la radiazione solare ecc. L’area può facoltativamente essere l’area dell’involucro, l’area del pavimento ecc. L’uso del coefficiente areico di dispersione presuppone una definizione convenzionale di temperatura interna, temperatura esterna, area e dei diversi contributi risultanti nel flusso termico. 3 Tasso di ventilazione. Numero di ricambi d’aria in un volume definito per unità di tempo. L’unità di misura per il tasso di ventilazione, h1, non è una unità SI. Comunque, il numero di ricambi d’aria per ora è il modo generalmente accettato per esprimere il tasso di ventilazione.

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TRASMISSIONE DEL CALORE

4.7

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RESISTENZA TERMICA

La norma UNI EN ISO 6946, emanata nel settembre 1999 (versione ufficiale in lingua italiana della norma europea EN ISO 6946 dell’agosto 1996) riguarda: “Componenti ed elementi per edilizia. Resistenza termica e trasmittanza termica. Metodo di calcolo.” La norma prescrive un metodo per il calcolo della resistenza termica e della trasmittanza termica dei componenti e degli elementi per edilizia, escluse le porte, le finestre e le altri parti vetrate, i componenti che implicano uno scambio termico con il terreno e i componenti percorsi dall’aria di ventilazione. Il metodo di calcolo è basato su appropriati valori della conduttività termica utile o resistenza termica utile dei materiali o dei prodotti considerati. Il metodo si applica ai componenti e agli elementi costituiti da strati termicamente omogenei (che possono comprendere intercapedini d’aria). La norma fornisce inoltre un metodo approssimato che può essere utilizzato per strati eterogenei, con esclusione dei casi in cui uno strato isolante è attraversato da un elemento metallico. Una volta determinate le resistenze termiche degli strati termicamente omogenei che costituiscono un componente, la somma di queste fornisce la resistenza termica totale del componente, includendo (quando appropriato) l’effetto delle resistenze termiche superficiali. 4.7.1 Resistenza termica di strati omogenei. I dati termici utili possono essere espressi sotto forma sia di conduttività termica utile sia di resistenza termica utile. Se è nota la conduttività termica, si determina la resistenza termica dello strato con la formula: d R  ––– λ dove: d  è lo spessore dello strato di materiale nel componente; λ  è la conduttività termica utile calcolata secondo ISO/DIS 10456.2 oppure ricavata da valori tabulati. Nota: Lo spessore d può essere diverso dallo spessore nominale (per esempio quando un prodotto comprimibile viene installato compresso, d è minore dello spessore nominale). Se importante, si raccomanda di tenere conto nel valore di d delle tolleranze di spessore (per esempio quando sono negative).

I valori della resistenza termica utilizzati nei calcoli intermedi devono essere calcolati con almeno tre decimali. 4.7.2 Resistenza termica superficiale. Si utilizzino i valori riportati nella tabella 4.13 per superfici piane in assenza di specifiche informazioni sulle condizioni limite. I valori riportati sotto “orizzontale” si applicano a flussi termici inclinati fino

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FONDAMENTI

a  30° sul piano orizzontale. Per superfici che non sono piane o per casi particolari, si utilizzino i procedimenti dell’appendice A della norma: “Resistenza superficiale”. Tab. 4.13

Resistenze termiche superficiali (in m2 K/W) Direzione del flusso termico

Resistenze termiche Rsi interna Rse esterna

Ascendente

Orizzontale

Discendente

0,10 0,04

0,13 0,04

0,17 0,04

Nota: I valori della tabella 4.13 sono valori di calcolo. Per la dichiarazione della trasmittanza termica di componenti e negli altri casi in cui sono richiesti valori indipendenti dal senso del flusso termico, si raccomanda di scegliere valori corrispondenti al flusso orizzontale.

4.7.3 Resistenza termica di intercapedini d’aria. I valori forniti si applicano a un’intercapedine d’aria quando: – essa è limitata da due facce effettivamente parallele e perpendicolari alla direzione del flusso termico e con una emissività non minore di 0,8; – il suo spessore (nella direzione del flusso termico) sia minore del 10% delle altre due dimensioni e comunque minore di 0,3 m; – non vi sia scambio d’aria con l’ambiente interno. Se non sono rispettate le condizioni sovramenzionate, si utilizzino i procedimenti dell’appendice B della citata Norma: “Resistenza termica di intercapedini d’aria non ventilate”. Intercapedine d’aria non ventilata. Un’intercapedine d’aria non ventilata è quella in cui non vi è una specifica configurazione affinché l’aria possa attraversarla. Le resistenze termiche da utilizzare nei calcoli sono fornite nella tab. 4.14. I valori della colonna “orizzontale” si applicano a flussi termici inclinati fino a  30° in rapporto al piano orizzontale. Tab. 4.14

Resistenza termica (in m2 K/W) di intercapedini d’aria non ventilate: superfici ad alta emissività Senso del flusso termico

Spessore intercapedine d’aria mm 0 5 7 10 15 25 50 100 300

Ascendente

Orizzontale

Discendente

0,00 0,11 0,13 0,15 0,16 0,16 0,16 0,16 0,16

0,00 0,11 0,13 0,15 0,17 0,18 0,18 0,18 0,18

0,00 0,11 0,13 0,15 0,17 0,19 0,21 0,22 0,23

Nota: I valori intermedi possono essere ottenuti per interpolazione lineare.

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TRASMISSIONE DEL CALORE

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Un’intercapedine d’aria non separata dall’ambiente esterno da uno strato isolante ma con piccole aperture verso l’ambiente esterno, deve essere considerata come intercapedine non ventilata, se queste aperture non sono disposte in modo da permettere un flusso d’aria attraverso l’intercapedine e se non sono maggiori di: – 500 mm2 per metro di lunghezza per le intercapedini d’aria verticali; – 500 mm2 per metro quadrato di superficie per intercapedini d’aria orizzontali. (Per le intercapedini d’aria verticali l’intervallo è espresso come area delle aperture per metro di lunghezza. Per le intercapedini d’aria orizzontali, si esprime come superficie delle aperture per metro quadrato di parete). Nota: Le aperture di drenaggio conformate come giunti verticali aperti sulla parete esterna di un muro di laterizio a blocchi cavi, non sono considerate come aperture di ventilazione.

Intercapedini d’aria debolmente ventilate. Un’intercapedine d’aria debolmente ventilata è quella nella quale vi è un passaggio d’aria limitato, proveniente dall’ambiente esterno attraverso aperture aventi le caratteristiche seguenti: • 500 mm2, ma  1500 mm2 per metro di lunghezza per intercapedini d’aria verticali; • 500 mm2, ma  1500 mm2 per metro quadrato di superficie per intercapedini d’aria orizzontali. La resistenza termica utile di un’intercapedine d’aria debolmente ventilata è uguale alla metà del valore corrispondente della tab. 4.14. Tuttavia, se la resistenza termica tra l’intercapedine d’aria e l’ambiente esterno è maggiore di 0,15 m2 K/W, essa deve essere riportata al valore 0,15 m2 K/W. Intercapedini d’aria fortemente ventilate. Un’intercapedine d’aria è fortemente ventilata se le aperture tra l’intercapedine d’aria e l’ambiente esterno sono maggiori di: – 1500 mm2 per metro di lunghezza per le intercapedini d’aria verticali; – 1500 mm2 per metro quadrato di superficie per le intercapedini orizzontali. La resistenza termica totale di un componente per edilizia, contenente un’intercapedine d’aria fortemente ventilata, si ottiene trascurando la resistenza termica dell’intercapedine d’aria e di tutti gli altri strati che separano detta intercapedine d’aria dall’ambiente esterno e includendo una resistenza termica superficiale esterna corrispondente all’aria immobile (vale a dire uguale alla resistenza termica superficiale interna del medesimo componente). 4.7.4 Resistenza termica di ambienti non riscaldati. Quando il perimetro esterno di un ambiente non riscaldato non è isolato, si possono applicare i seguenti metodi semplificati, considerando l’ambiente non riscaldato come una resistenza termica.

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FONDAMENTI

Nota: L’ISO/DIS 13789 “Thermal performance of buildings - Transmission heat loss coefficient - Calculation method [Prestazione termica degli edifici - Coefficiente di perdita del calore per trasmissione - Metodo di calcolo]” fornisce procedimenti generali più precisi per il calcolo del flusso termico dell’edificio verso l’ambiente esterno attraverso ambienti non riscaldati e dovrebbe essere utilizzato quando è richiesto un risultato più accurato. Per spazi non ventilati al di sotto di pavimenti sopraelevati, si veda ISO/DIS 13370 “Thermal performance of buildings - Heat transfer via the ground - Calculation method [Prestazione termica degli edifici - Trasferimento termico attraverso il suolo - Metodo di calcolo]”.

Sottotetto. Nel caso di una struttura composta da un soffitto piatto e isolato, sormontato da una tettoia inclinata, il sottotetto può essere considerato come uno strato termicamente omogeneo di cui la resistenza termica è data nella tab. 4.15. Tab. 4.15

Caratteristiche del tetto

Caratteristiche del tetto 1 2 3 4

Ru m2 K/W

Tetto a tegole senza feltro, pannelli o equivalenti 0,06 Tetto a lastre o tetto a tegole con feltro o pannelli o equivalenti sotto le tegole 0,2 Come in 2 ma con rivestimento di alluminio o altro rivestimento a bassa emissività all’intradosso della copertura 0,3 Tetto rivestito con pannelli e feltri 0,3

Nota: I valori comprendono la resistenza termica dell’intercapedine d’aria e la resistenza del tetto (pendente). Essi non comprendono la resistenza termica superficiale esterna (Rse).

Altri spazi. Quando all’edificio è addossato un piccolo ambiente non riscaldato la trasmittanza termica tra l’ambiente interno e quello esterno può essere ottenuta considerando l’insieme costituito dall’ambiente non riscaldato e i componenti esterni dell’edificio, come uno strato addizionale omogeneo avente una resistenza termica Ru pari a: Ai Ru ⫽ 0,009 ⫹ 0,4 ––––– (4.56) Au con la condizione Ru ⱕ 0,5 m2 K/W, dove: Ai è la superficie totale di tutti i componenti tra l’ambiente interno e l’ambiente non riscaldato; Au è la superficie totale di tutti i componenti tra l’ambiente non riscaldato e l’ambiente esterno. Note: 1. Esempi di piccoli ambienti non riscaldati sono i garage, le lavanderie ed i ripostigli. 2. Se vi è più di un solo componente tra l’ambiente interno e quello non riscaldato, Ru dovrebbe essere incluso nel calcolo della trasmittanza termica di ciascuno dei componenti.

4.7.5 Resistenza termica totale. Se la resistenza termica totale viene presentata come un risultato finale, essa deve essere arrotondata a due cifre decimali.

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Resistenza termica totale di un componente per edilizia costituito da strati omogenei. La resistenza termica totale RT di un componente piano per edilizia, costituito da strati termicamente omogenei perpendicolari al flusso termico, è data da: RT  Rsi R1  R2  … Rn  Rse

(4.57)

dove: Rsi  è la resistenza superficiale interna R1, R2,... Rn  sono le resistenze termiche utili di ciascuno strato  è la resistenza superficiale esterna Rse Nel caso di calcolo della resistenza di componenti interni per edilizia (divisori ecc.), o di componenti situati tra l’ambiente interno e un ambiente non riscaldato, Rsi si applica su entrambi i lati. Nota: Le resistenze termiche superficiali dovrebbero essere trascurate nella formula (4.57) quando si deve determinare la resistenza di un componente da superficie a superficie.

Resistenza termica totale di un componente dell’edificio, costituito da strati omogenei ed eterogenei. Si fornisce un metodo semplificato per calcolare la resistenza termica di componenti per edilizia comprendenti strati termicamente omogenei ed eterogenei, eccetto il caso in cui lo strato isolante è attraversato da un elemento metallico. Per un approfondimento si rimanda all’art. 6 della norma. 4.7.6

Trasmittanza termica.

La trasmittanza termica è data da: 1 U  –––– RT

(4.58)

Nell’appendice C della citata norma viene illustrato il “Calcolo della trasmittanza termica di componenti con strati di spessore variabile”. Alla trasmittanza termica devono, se necessario, essere applicate correzioni, in accordo con l’appendice D. Tuttavia, se la correzione è minore del 3% di U, non è necessario applicare tale correzione. Quando la trasmittanza termica è presentata come un risultato finale, deve essere arrotondata a due cifre significative e devono essere fornite informazioni sui dati di calcolo utilizzati. 4.8

PONTI TERMICI IN EDILIZIA

La norma UNI EN ISO 10211 (1 e 2) (dicembre 1998), versione ufficiale in lingua italiana della norma europea EN ISO 10211 (edizione agosto 1995), definisce le specifiche dei modelli geometrici 3-D e 2-D di un ponte termico, ai fini del calcolo numerico: “Ponti termici in edilizia. Flussi termici e temperature superficiali – metodi generali di calcolo”.

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FONDAMENTI

La definizione di ponte termico data dalla norma è la seguente: “Ponte termico: parte dell’involucro edilizio dove la resistenza termica, altrove uniforme, cambia in modo significativo per effetto di: a) compenetrazione totale o parziale di materiali con conduttività termica diversa nell’involucro edilizio, e/o b) variazione dello spessore della costruzione, e/o c) differenze tra l’area della superficie disperdente sul lato interno e quella del lato esterno, come avviene, per esempio, in corrispondenza dei giunti tra parete e pavimento o parete e soffitto.” I ponti termici, generalmente localizzati in corrispondenza delle giunzioni tra gli elementi edilizi o dove la composizione degli stessi elementi edilizi si modifica, producono, rispetto ai componenti privi di ponti termici, due effetti: a) una modifica del flusso termico b) una modifica della temperatura interna superficiale. I procedimenti per il calcolo del flussi termici e delle temperature superficiali, benché siano simili tra di loro, non sono identici. Generalmente la presenza di ponti termici determina flussi termici tridimensionali o bidimensionali, che possono essere determinati con precisione utilizzando metodi numerici di calcolo dettagliati, come quelli descritti nella norma. Tali metodi sono denominati di “classe A” e la parte 1 definisce i criteri che devono essere soddisfatti perché un metodo possa essere classificato di classe A. In molte applicazioni i calcoli numerici basati sulla rappresentazione bidimensionale dei flussi termici forniscono risultati di accuratezza adeguata. Tali metodi sono denominati di “classe B”. La parte 2 della norma definisce i criteri che devono essere soddisfatti perché un metodo per il calcolo dei ponti termici lineari possa essere classificato di classe B. Altri metodi di calcolo, più semplici ma meno precisi, che non sono basati su calcoli numerici, possono consentire una stima adeguata della dispersione termica aggiuntiva all’incremento del flusso termico dovuto ai ponti termici. I metodi semplificati sono descritti nel prEN ISO 14683 “Ponti termici nelle costruzioni edilizie - Trasmittanza termica lineica - Metodi semplificati e valori di progetto (ISO/DIS 14683: 1995). 4.8.1 Scopo e campo di applicazione. La parte 1 della norma definisce le specifiche di un modello geometrico 3-D e 2-D di un ponte termico per il calcolo numerico di: – flussi termici per stimare le dispersioni termiche totali di un edificio; – temperature superficiali minime per valutare il rischio di condensazione superficiale. Queste specifiche comprendono la definizione dei limiti geometrici del modello e dei criteri da adottare per la sua suddivisione, le condizioni termiche al contorno, i valori termici e le relazioni da utilizzare.

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La norma si basa sui seguenti presupposti: – le condizioni termiche si intendono stazionarie; – tutte le proprietà fisiche sono indipendenti dalla temperatura; – non ci sono sorgenti di calore all’interno delle strutture edilizie. La norma può essere utilizzata anche per ricavare le trasmittanze lineiche e di punto e i fattori di temperatura superficiale. 4.8.2 Riferimenti normativi. La norma rimanda, mediante riferimenti datati e non, a disposizioni contenute in altre pubblicazioni. Tali riferimenti normativi sono citati nei punti appropriati del testo. Per quanto riguarda i riferimenti datati, successive modifiche o revisioni apportate a dette pubblicazioni valgono unicamente se introdotte nella norma come aggiornamento o revisione. Per i riferimenti non datati vale l’ultima edizione della pubblicazione alla quale si fa riferimento. ISO 7345 UNI EN 673

Isolamento termico – Grandezze fisiche e definizioni Vetro per edilizia – Determinazione della trasmittanza termica (valore U) – Metodo di calcolo UNI EN ISO 6946-1 Componenti ed elementi per edilizia – Resistenza termica e trasmittanza termica – Metodo di calcolo UNI EN ISO 10456 Isolamento termico – Materiali e prodotti per l’edilizia – Determinazione dei valori dichiarati e di progetto UNI EN ISO 13789 Prestazione termica degli edifici – Coefficiente di perdita di calore per trasmissione – Metodo di calcolo 4.9

PRESTAZIONE TERMICA DEGLI EDIFICI

È diventata sempre più pressante la necessità di esprimere le caratteristiche di trasmissione termica di un edificio, per calcolare il consumo energetico annuo così da esprimere un giudizio di conformità a specifiche e così via. Per colmare questa esigenza è stata emanata nel marzo 2001 la norma UNI EN ISO 13789 (versione italiana della norma europea EN ISO 13789 del settembre 1999), che specifica un metodo e fornisce le convenzioni per il calcolo del coefficiente di perdita di calore per trasmissione di un intero edificio o di parti di esso. Nel calcolo si suppone che lo spazio riscaldato sia mantenuto a temperatura uniforme. Ai fini di questa norma si applicano le definizioni delle norma EN ISO 7345 e le seguenti. Spazio riscaldato: ambiente o intercapedine mantenuta a una data temperatura per effetto del riscaldamento. Coefficiente di perdita di calore per trasmissione: flusso termico dovuto a trasmissione tra lo spazio interno riscaldato e l’ambiente esterno diviso per la differenza di temperatura tra l’ambiente interno e quello esterno. Nota: Entrambe le temperature sono supposte uniformi.

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FONDAMENTI

Coefficiente di perdita di calore per ventilazione: flusso termico tra lo spazio riscaldato e l’ambiente esterno dovuto a ventilazione diviso per la differenza di temperatura tra l’ambiente interno e quello esterno. Coefficiente di perdita di calore: somma dei coefficienti di perdita di calore per trasmissione a ventilazione. Dimensione interna: lunghezza misurata da muro a muro e da pavimento a soffitto all’interno di ciascuna stanza dell’edificio. Dimensione interna totale: lunghezza misurata all’interno dell’edificio, ignorando le partizioni interne. Dimensione esterna: lunghezza misurata all’esterno dell’edificio. 4.9.1 Coefficiente di perdita di calore per trasmissione. Il coefficiente di perdita di calore per trasmissione, HT, è calcolato con l’equazione: HT  LD  LS  HU

(4.59)

dove: LD  coefficiente di accoppiamento diretto tra lo spazio riscaldato e l’esterno attraverso l’involucro edilizio, definito dall’equazione (4.60), in W/K; LS  coefficiente di perdita di calore attraverso il terreno in condizioni stazionarie, in W/K, definito in 4.9.3; HU  coefficiente di perdita di calore per trasmissione verso ambienti non riscaldati definito nell’equazione (4.61), in W/K. La EN ISO 10211-1 fornisce una procedura generale per il calcolo del coefficiente di accoppiamento termico totale, L, dell’intero involucro o di ogni parte di esso, inclusa la perdita attraverso il terreno. Dove non sono coinvolti spazi non riscaldati, questo corrisponde al coefficiente di perdita di calore per trasmissione come definito nella norma. La EN ISO 12011-1 può essere, quindi, usata come alternativa o quando è richiesto un risultato più accurato. 4.9.2 Trasmissione diretta verso l’esterno. II coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso gli elementi edilizi di separazione tra lo spazio riscaldato e l’aria esterna è calcolato con: LD  ΣiAiUi  ΣkIkk  Σjχj

oppure

3D LD  ΣiAiUi  ΣkL2D (4.60) k Ik  ΣJLj

dove: Ai  area dell’elemento dell’involucro edilizio, in m2 (le dimensioni di finestre e porte sono assunte come le dimensioni delle aperture nella parete) Ui  trasmittanza termica del componente dell’involucro edilizio, calcolata in accordo con la EN ISO 6946 per elementi opachi o in accordo con la EN IS0 10077-1 per elementi vetrati, in W/(m2 K) lk  lunghezza del ponte termico lineare k, in metri

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k  trasmittanza termica lineica del ponte termico lineare k, presa dalla EN ISO 14683 o calcolata in accordo con la EN ISO 10211-2, in W/(m K) χj  trasmittanza termica puntuale del punto termico j, calcolata in accordo con la EN ISO 10211-1, in W/K (non devono essere aggiunti qui i ponti temici puntuali che normalmente sono parte di elementi edilizi piani e già considerati nelle trasmittanze termiche di questi) 2D  coefficiente di accoppiamento termico lineico, ottenuto da un calcolo bidiLk mensionale in accordo con la EN ISO 10211-1, in W/(m K) 3D Lk  coefficiente di accoppiamento termico lineico, ottenuto da un calcolo tridimensionale in accordo con la EN ISO 10211-1, in W/(m K) La sommatoria deve essere eseguita su tutti i componenti edilizi che separano l’ambiente interno da quello esterno. Per situazioni non considerate nelle norme citate si deve fare riferimento alla EN ISO 10211-1. Quando lo strato isolante principale è continuo e ha uno spessore uniforme, le trasmittanze termiche lineiche e puntuali possono essere trascurate se vengono usate le dimensioni esterne. Lo strato isolante principale è lo strato con la più alta resistenza termica negli elementi che fiancheggiano il potenziale ponte termico. Se la trasmittanza termica di un componente è variabile (per esempio finestre con scuri chiusi di notte) devono essere calcolati entrambi i valori massimo e minimo. 4.9.3 Coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso spazi non riscaldati. Il coefficiente di perdita di calore per trasmissione, Hu, tra spazi riscaldati e ambienti esterni attraverso spazi non riscaldati è ottenuto da: HU  Liu b

con

Hue b  ––––––––– Hiu  Hue

(4.61)

dove: Liu  coefficiente di accoppiamento termico tra lo spazio riscaldato e quello non riscaldato, calcolato in accordo con i paragrafi 4.9.2 e 4.9.3, in W/K (Liu  LDiu  Lsiu) Hiu  coefficiente di perdita di calore dallo spazio riscaldato allo spazio non riscaldato, in W/K Hue  coefficiente di perdita di calore dallo spazio non riscaldato all’ambiente esterno, in W/K Nota: Nell’equazione (4.61), con il fattore di riduzione b si tiene conto della possibilità che uno spazio non riscaldato sia a temperatura differente dall’ambiente esterno (si veda il paragrafo 4.9.7).

Hiu e Hue includono le perdite di calore per trasmissione e ventilazione. Essi sono calcolati con: e Hue  Lue  Hv,ue (4.62) Hiu  Liu  Hv,iu

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FONDAMENTI

I coefficienti di accoppiamento termico Lue e Liu sono calcolati in accordo con 4.9.2 e 4.9.3 (Lue  LDue  Lsue) e i coefficienti di perdita di calore per ventilazione Hv,ue e Hv,iu da: H  ρ cV e H  ρ cV (4.63) v,iu

iu

v,ue

ue

dove: ρ  densità dell’aria, in kg/m3 c  capacità termica specifica dell’aria, in J/(kg K); Vue  portata d’aria tra lo spazio non riscaldato e l’ambiente esterno, in m3/h; Viu  portata d’aria tra lo spazio riscaldato e quello non riscaldato, in m3/h. 4.9.4 Coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso il terreno. Questo coefficiente rappresenta la componente in regime stazionario, Ls, calcolata in accordo con la EN ISO 13370, assumendo la conduttività termica del terreno pari a 2 W/(m K). 4.9.5 Ricambi d’aria degli spazi non riscaldati. Per non sottostimare la perdita di calore per trasmissione, la portata d’aria tra spazi riscaldati e non riscaldati deve essere assunta pari a zero. (4.64) V  0 iu

La portata d’aria tra lo spazio non riscaldato e l’ambiente esterno è così calcolata: V  V n (4.65) ue

u

ue

dove: nue  tasso di ventilazione convenzionale tra lo spazio non riscaldato e l’ambiente esterno, in h1 Vu  volume d’aria nello spazio non riscaldato, in m3 II tasso di ventilazione nue è il valore desunto dalla tabella 4.16 che meglio corrisponde alle caratteristiche dello spazio non riscaldato in esame. Tab. 4.16 Numero 1 2 3 4 5

Tasso di ventilazione convenzionale tra lo spazio non riscaldato e l’ambiente esterno Tipo di tenuta all’aria

Nessuna porta o finestra, tutti i giunti tra componenti ben sigillati, nessuna apertura di ventilazione Tutti i giunti tra componenti ben sigillati, nessuna apertura di ventilazione Tutti i giunti tra componenti ben sigillati, piccole aperture per la ventilazione Nessuna tenuta all’aria a causa di alcuni giunti aperti localizzati o aperture di ventilazione permanenti Nessuna tenuta all’aria a causa di numerosi giunti o ampie o numerose aperture di ventilazione permanenti

nue 冤h1冥 0 0,5 1 5 10

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4.9.6 Temperatura in ambiente non riscaldato. Questa temperatura è calcolata nell’ipotesi di condizioni stazionarie. Essa è il risultato di un bilancio termico in regime stazionario dell’ambiente non riscaldato:

Φ  θi Hiu  θe Hue θ  ––––––––––––––––– Hiu  Hue

(4.66)

dove: θ  temperatura Φ  flusso termico prodotto all’interno dello spazio “non riscaldato” (per esempio apporti solari) H  coefficiente di perdita di calore calcolato in accordo con l’art. 4 della norma. Il pedice i indica l’interno, il pedice e indica l’esterno e il pedice u indica non riscaldato. 4.10

SCAMBIATORI DI CALORE

Si tratta di apparecchi nei quali avviene lo scambio di energia termica fra due fluidi in movimento, separati da una parete, che può essere metallica (rame, alluminio, acciaio) o di materiali speciali (vetro ecc.). Nelle applicazioni termotecniche si incontrano svariati tipi di scambiatori quali: caldaie, aerotermi, batterie alettate di riscaldamento e raffreddamento, evaporatori e condensatori dei gruppi di refrigerazione, recuperatori di calore statici e rotativi, preriscaldatori di aria comburente, preparatori di acqua calda sanitaria, scambiatori con tubi a U o a piastre ecc. Da questa breve descrizione si intuisce quanti e quali possano essere i problemi da risolvere nella progettazione e nella scelta di idonei scambiatori di calore. È evidente che una scelta ottimale passa per un progetto che ottimizzi il rapporto benefici/costi, in modo da ottenere la più alta potenza (proporzionale al prodotto K A, dove K è il coefficiente globale di trasmissione del calore e A è la superficie di scambio), con il minor costo e, cioè, con il minor quantitativo di materia (rame, alluminio o altro) che lo determina. 4.10.1 Scambiatori a tubi coassiali. Il più semplice tipo di scambiatore è costituito da tubi coassiali nei quali i due fluidi si muovono in equicorrente (fig. 4.9) o in controcorrente (fig. 4.10). Se le temperature iniziali e finali dei due fluidi sono, per quello che cede calore tp1 e tp2 e per quello che assorbe calore, rispettivamente ts1 e ts2, si può scrivere che:

. .

.

.

q  mp cp (tp1  tp2)

(W)

(4.67)

q  ms cs (ts2  ts1)

(W)

(4.68)

dove mp , ms e cp , cs sono, rispettivamente, le portate massiche e i calori specifici dei due fluidi.

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Fig. 4.9

Scambiatore equicorrente; andamento delle temperature dei fluidi primario e secondario.

Fig. 4.10

Scambiatore controcorrente, andamento delle temperature dei fluidi primario e secondario.

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Poiché, se non ci sono perdite, i due flussi termici sono eguali, si potrà anche esprimere lo scambio termico con una relazione simile a quella già più volte incontrata, e cioè: (4.69) q  K A Δtm dove: K  coefficiente globale di trasmissione termica [W/(m2 K)] A  superficie di scambio (m2) Δtm  differenza di temperatura fra i fluidi (°C) Tale differenza non è la media aritmetica bensì la media logaritmica che nel caso di scambiatore equicorrente è: (tp1  ts1)  (tp2  ts2) (4.70) Δtm  –––––––––––––––––––– tp1  ts1 ln –––––––––– tp2  ts2 Tale differenza è minore della media aritmetica delle differenze. Nel caso di scambiatore controcorrente la differenza logaritmica di temperatura è: (tp1  ts2)  (tp2  ts1) (4.71) Δtm  –––––––––––––––––––– tp1  ts2 ln –––––––––– tp2  ts1 e tale differenza è maggiore della media logaritmica del caso equicorrente, a parità di temperature estreme dei due fluidi. A parità, quindi, di potenza termica e degli altri parametri, con uno scambiatore controcorrente la superficie di scambio è inferiore a quella di uno scambiatore equicorrente. Nella pratica si impiegano a preferenza, pertanto, scambiatori controcorrente nei quali, fra l’altro, il fluido primario può uscire dallo scambiatore a una temperatura inferiore a quella di uscita del fluido secondario più freddo. 4.10.2 Scambiatori di calore a U. Uno scambiatore di calore a fascio tubiero con tubi a U è rappresentato nella fig. 4.11: le principali parti costituenti sono i tubi, le piastre tubiere alle quali sono fissati i tubi, i diaframmi di sostegno dei tubi (hanno anche la funzione di imporre al fluido, che scorre all’esterno dei tubi, di compiere percorsi prefissati). Pure per questi scambiatori possono essere realizzate circolazioni equicorrenti o controcorrenti; spesso anche si parla di correnti incrociate. Il numero di passaggi del fluido all’esterno dei tubi può essere molto alto; nel fascio dei tubi, invece, è usualmente pari a uno o a due. Le scelte sono dettate dall’esigenza di avere velocità tali da massimizzare il coefficiente di scambio termico per convezione e mantenere, nel contempo, limitata la perdita di carico. I tubi, generalmente con diametri fra 12 e 30 mm, possono essere disposti in diversi modi, anche allo scopo di facilitare la pulizia della superficie esterna. I tubi sono fissati alle piastre tubiere con mandrinatura e in alcuni casi, quando si richiedono caratteristiche di tenuta perfetta o per condizioni di esercizio gravose, i tubi possono essere mandrinati e, successivamente, saldati.

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Fig. 4.11 Scambiatore di calore del tipo a fascio tubiero con tubi a U. Da C. Bonacina, A. Cavallini e L. Mattarolo: Trasmissione del calore, 3a ed., CLEUP, Padova, 1989. Anche per questi scambiatori il flusso termico può essere espresso con: q  K A Δtm

(4.72)

dove: A  superficie di scambio (m2), di solito riferita alla superficie esterna dei tubi (A  nt π do L, dove nt è il numero dei tubi, do il diametro esterno, L la lunghezza attiva dei tubi) K  coefficiente globale di trasmissione, reciproco della somma di tutte le resistenze in W/(m2 K) Δtm  differenza di temperatura media logaritmica, già riportata in (4.70) e (4.71) Il coefficiente K può essere calcolato con la relazione: 1 1 K  –––  ––––––––––––––––––––––––––––––––––––– 1 Se 1 So R ––– ––––  ––– + rsi –––– + rm + rso hi Si he Si

(4.73)

dove: hi, he  coefficienti superficiali di scambio convettivo [W/(m2 K)] rsi, rso  resistenza termica dovuta allo sporcamento all’interno e all’esterno dei tubi [(m2 K)/W]  resistenza termica della parete del tubo [(m2 K)/W] rm Si, So  superfici interne ed esterne dei tubi (m2)

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Alcuni valori orientativi del coefficiente K sono riportati nella tab. 4.17. Tab. 4.17

Valori orientativi del coefficiente di scambio K

Fluidi

K

Acqua - acqua Acqua - salamoia Acqua - gas Acqua - olio lubrificante Vapore d’acqua surriscaldato - acqua Vapore d’acqua surriscaldato - gas Vapore d’acqua surriscaldato - olio combustibile Prodotti organici leggeri - acqua Prodotti organici medi - acqua Prodotto organici pesanti - acqua Prodotti organici leggeri - prodotti organici leggeri Prodotti organici medi - prodotti organici medi Prodotti organici pesanti - prodotti organici pesanti Prodotti organici pesanti - prodotti organici leggeri Gas - gas (pressioni dei gas circa 100 kPa) Gas - gas (pressioni dei gas 2  104  3  104 kPa)

冢

冣

W –––––– m2 K

1000  2000 500  1000 20  150 100  300 300  500 30  250 50  150 400  800 250  700 40  400 200  400 100  300 50  200 50  300 5  35 150  500

Le resistenze termiche dovute allo sporcamento superficiale dei tubi dipendono dalla natura dei fluidi, dalla velocità e dalla temperatura; nella tab. 4.18 sono riportati alcuni valori delle resistenze di sporcamento. Nel caso di correnti incrociate il valore di tm da introdurre nella (4.69) è dato, con buona approssimazione, da: t = tm F

(4.74)

dove F è un coefficiente correttivo che può essere tratto da alcuni diagrammi (tipo quello della fig. 4.12) in funzione di due parametri: tp1  tp2 R  –––––––– ts2  ts1

e

ts2  ts1 P  ––––––––– tp1  ts1

(4.75)

Di solito non conviene progettare uno scambiatore con un valore di F  0,75 o inferiore. Per quanto riguarda i coefficienti di scambio termico superficiali interno ed esterno nonché le perdite di carico, si rimanda alle pubblicazioni specializzate. Per le perdite di carico, comunque, i costruttori forniscono i dati necessari per una corretta progettazione del circuito nel quale è inserito lo scambiatore. 4.10.3 Scambiatori a piastre. Gli scambiatori di calore a piastre sono costituiti da lamiere (piastre) corrugate che rappresentano le superfici di scambio termico

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FONDAMENTI

Tab. 4.18

Resistenze termiche di sporcamento [(m2 K)/ W] Temperatura  50 °C

Sostanze 1 Acqua di mare costiera non costiera Acqua di fiume inquinata fangosa o sabbiosa minimo Acqua distillata o condensato pulito Acqua domestica o di pozzo Acqua per caldaia trattata non trattata Acqua di torre Acqua salmastra Olio combustibile Olio lubrificante Aria compressa Vapor d’acqua non inquinato Liquidi refrigeranti Oli vegetali Gas naturali Petrolio greggio Benzina, nafta, kerosene

Fig. 4.12

50 °C Velocità (m/s) 1 1

1

0,00036 0,00018 0,00072 0,00053 0,00036

0,00018 0,00009 0,00053 0,00036 0,00018

0,00036 0,00036 0,0009 0,00072 0,00053

0,00036 0,00018 0,00072 0,00053 0,00036

0,00009 0,00018 0,00018 0,00036 0,00053 0,00053

0,00009 0,00009 0,00018 0,00036 0,00009 0,00018 0,00036 0,00036 0,00036 0,00053 0,00036 0,00072 0,00090 0,00018 0,00036 0,00009 0,00018 0,00053 0,00018 0,00036  0,00012 0,00018

0,00009 0,00036 0,00018 0,00036 0,00036 0,00053

Coefficiente correttivo F. Da Manuale dell’ingegnere meccanico, Hoepli, Milano 2005.

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fra due fluidi. Queste piastre sono montate una contro l’altra fino a costituire un pacco che viene contenuto in un telaio. Ogni piastra presenta una serie di canali di passaggio del fluido. Agli angoli delle piastre sono ricavati fori i quali, una volta che le piastre siano accostate, formeranno i canali di distribuzione dei fluidi (fig. 4.13). I primi scambiatori a piastre furono commercializzati nel 1930 ed erano destinati alle industrie alimentari, per la pastorizzazione del latte; le pressioni e le temperature erano abbastanza limitate (70 °C, 2 bar). I progressi che si sono avuti nella realizzazione delle piastre e nel tipo di guarnizioni di tenuta fra piastra e piastra hanno elevato i limiti di impiego fino a 16 bar, per temperature di lavoro fino a 170 °C. I progressi tecnologici hanno portato anche a un incremento dei coefficienti di scambio termico, contenendo, altresì, le perdite di carico. Oggi tale tipo di scambiatore è molto diffuso sia nell’industria sia negli impianti termici. I vantaggi principali consistono principalmente in: – ingombro molto ridotto, considerato che il coefficiente di scambio termico arriva a essere fino a due volte quello di uno scambiatore a fascio tubiero: fino a 5000  6000 W/(m2 K); – possibilità di facile e veloce smontaggio dei suoi componenti per la pulizia e/o per l’ispezione; – possibilità di adeguare lo scambiatore (con aggiunta o rimozione di piastre) a mutate esigenze energetiche; – eventuali difetti delle guarnizioni fra le piastre non provocano miscelazioni fra i due fluidi che scambiano calore ma solo una fuoriuscita che, fra l’altro, consente di intervenire tempestivamente; – possibilità di impiego di materiali speciali ad alta resistenza (per esempio titanio), i quali non potrebbero essere utilizzati in altri tipi di scambiatori.

Fig. 4.13

Scambiatore di calore a piastre.

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FONDAMENTI

I materiali usualmente impiegati sono: – per le piastre: acciaio inossidabile, nichel, Monel, Incoloy 825, Hastelloy C, con spessori da 0,5 fino a 3 mm; – per le guarnizioni: nitrile fino a 110 °C, EPDM fino a 150 °C, Viton fino a 170 °C. I punti deboli sono: – costo elevato, che non sempre può essere giustificato in applicazioni commerciali; – i limiti di temperatura (170 °C) e di pressione (16 bar). Questi limiti possono essere elevati fino a 185 °C e 30 bar con piastre saldobrasate senza guarnizioni. Le rese di uno scambiatore a piastre possono essere espresse in termini di numero di unità di trasferimento di calore (NTU). Si è visto che, nel caso degli scambiatori, si deve considerare la differenza media logaritmica di temperatura Δtm. Poiché può scriversi che il calore ceduto (o assorbito dal fluido) è dato da:

.

Q  m cp ΔT

(4.76)

che è anche eguale al flusso termico scambiato: Q  K A Δtm si ricava:

.

m cp Δt  K A Δtm

(4.77)

Δt KA –––––  –––––– NTU . m cp Δtm

(4.78)

e, quindi:

che viene definita anche lunghezza termica dello scambiatore. Il primo termine rappresenta le caratteristiche termiche richieste e il secondo il valore che lo scambiatore di superficie A, attraversato dalla portata massica m ˙ è in grado di fornire. (4.78): .m Nell’espressione  portata massica (kg/s) K  coefficiente globale di scambio termico [W/(m2 K)] Δt  aumento o diminuzione di temperatura del fluido (K) c p  calore specifico del fluido [(J/(kg K)] A  superficie di scambio (m2) I coefficienti di sporcamento adottati per questi scambiatori sono riportati nella tab. 4.19.

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Tab. 4.19

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Resistenze di sporcamento per scambiatori a piastre

Tipo di fluido

Resistenza di sporcamento  103

Acqua: – distillata – di mare costiera – di mare non costiera – di fiume – di raffreddamento trattata

冢

冣

m2 K –––––– W

0,17 0,86 0,52 0,86 0,7 0,35  0,86 0,17  0,52 0,17

Oli lubrificanti e vegetali Solventi organici Vapore

4.10.4 Tubi alettati. Come si è già accennato lì dove la resistenza termica superficiale è elevata è opportuno aumentare la superficie di scambio e attivare un moto turbolento. I tubi alettati, tubi cioè aventi all’esterno alette, sono stati creati proprio per questo motivo. L’impiego più diffuso è negli scambiatori liquido-aria: batterie dei gruppi di trattamento aria, (ad acqua o a espansione diretta di fluido frigorigeno), condensatori ad aria di gruppi refrigeratori condensati ad aria ecc. Per lo più le alette sono disposte in senso ortogonale ai tubi e sono costituite da materiale a elevata conduttività (rame o alluminio); è indispensabile che il contatto con i tubi sia ottimo per non banalizzare il radiatore. Se to è la temperatura esterna di un tubo, Ao la superficie esterna di scambio e ta la temperatura dell’aria che lo lambisce, il flusso termico si può calcolare con la relazione: qo  αe Ao (to  ta)

(4.79)

Se al tubo vengono applicate alette, per cui la superficie totale di scambio diventa Ae ( Ao) si potrebbe scrivere per il flusso termico teorico: qt  αe Ae (to  ta)

(4.80)

in realtà però la temperatura della superficie Ae non è più quella to ma sarà inferiore; si dovrà, quindi, scrivere: qr  αe Ae (tm  ta)

(4.81)

tm  ta qr  αe Ae (to  ta) ––––––––– to  ta

(4.82)

tm  ta η  ––––––––– to  ta

(4.83)

oppure:

e ponendo:

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FONDAMENTI

chiamato rendimento dell’aletta, si ha: qr  αe Ae η (to  ta)

(4.84)

Se il tubo è percorso da un fluido (acqua) a temperatura ti, il flusso termico lato acqua sarà: (4.85) qr  αi Ai (ti  to) trascurando la piccola caduta di temperatura nel tubo, vista la trascurabile resistenza offerta dal materiale del tubo stesso. Lato aria il flusso è, come si è visto (4.84): qr  αe Ae η (to  ta) Dalle due relazioni può ricavarsi: 1 qr  ––––––––––––––––––– Ae (ti  ta) 1 1 Ae ––– –––  –––– αi Ai αeη

(4.86)

Anche in questo caso, pertanto, si può ricondurre il calcolo alla espressione semplificata: q  K* Ae (ti  ta)

(4.87)

dove K* è un coefficiente di trasmissione caratteristico di ogni radiatore. Le batterie impiegate nei gruppi di trattamento aria sono realizzate per lo più con tubi in rame (diametro 10 mm, con interasse di 25 mm e distanze fra i diversi ranghi di 25 mm o 19 mm), alette in rame e alluminio con spaziatura da 6 a 16 alette per pollice e spessore di 0,15 mm. La velocità dell’aria, calcolata sulla sezione frontale (non si tratta, quindi, della velocità effettiva dell’aria nel radiatore), viene generalmente posta eguale a 2  2,5 m/s se si tratta di batteria di raffreddamento e deumidificazione (sia per non ridurre il rendimento dell’alettatura sia per evitare che si possano avere trascinamenti di goccioline d’acqua condensata) e 3  3,5 m/s per batterie di riscaldamento. Lato acqua le velocità in genere non superano 1  1,5 m/s. Nelle batterie di raffreddamento e deumidificazione vi è scambio di calore sensibile e vi è condensazione di vapor d’acqua sul tubo. Si dimostra che in tal caso lo scambio di calore e di massa si può calcolare con l’espressione: α q  –––– A (ha  ho) cpa

(4.88)

dove: α  coefficiente di convezione esterno  calore specifico a pressione costante dell’aria umida cpa ha, ho  entalpia dell’aria nelle condizioni iniziali e in quelle finali di saturazione

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TRASMISSIONE DEL CALORE

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Nel caso di tubo alettato occorre considerare il rendimento dell’alettatura η e la superficie totale Ae; si dimostra che si può scrivere che il flusso di calore è dato da: 1 q  –––––––––––––––––––– Ae (ha  hi) cpa 1 Ae ––––– ––––  ––––– αeη αi m A1 dove: q αi, αe m ha hi

(4.89)

 flusso termico totale (W)  coefficienti di convezione [W/(m2 K)]  2,1 per temperatura fra 5 e 10 °C  entalpia dell’aria all’ingresso  entalpia dell’aria nelle condizioni di saturazione alla temperatura del fluido refrigerante interno ai tubi

Dall’espressione (4.89) si ricava: q  M Ae (ha  hi)

(4.90)

analoga a quella (4.87) dove M ha preso il posto di K* e in luogo della differenza di temperatura si considera la differenza di entalpia.

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FONDAMENTI

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DIFFUSIONE DEL VAPOR D’ACQUA

L’umidità può penetrare nelle pareti di un edificio attraverso diverse strade: acqua piovana, risalita dalle fondazioni, perdite di acqua ecc. Il vapore d’acqua migra ovunque e, lì dove incontra superfici non porose, può condensare. La conseguenza può essere un degrado, visibile o invisibile, che determina una riduzione della vita utile dell’edificio, la diminuzione della resistenza termica delle pareti ecc. Il degrado si manifesta in modo evidente attraverso muffa sulle superfici, decadimento dei materiali lignei, corrosione dei metalli ecc. Un’elevata umidità si avverte anche nell’aria attraverso cattivo odore e spore di muffa nell’aria ambiente. Nella pratica occorre capire i meccanismi di formazione di condensazione del vapore d’acqua per evitare le spiacevoli conseguenze cui si è accennato. 5.1

FORMAZIONE DI CONDENSA NELLE MURATURE

Bisogna distinguere essenzialmente due tipologie di condensazione: – condensazione superficiale, – condensazione interstiziale. Come il calore si trasmette per conduzione attraverso una parete che separa due fluidi a temperature diverse ti e te, così il vapor d’acqua, presente nell’aria, si trasmette per diffusione. Mentre per il calore la trasmissione è caratterizzata dal coefficiente globale di trasmissione della parete K, così la quantità di vapore che attraversa una parete è funzione della caratteristica della parete detta permeanza Π e della differenza fra le pressioni di vapore esistenti fra le due facce della parete. Si può, quindi, scrivere: V  ΠA (pvi  pve) dove: V Π A pvi, pve

(5.1)

 flusso massico di vapore (kg/s)  permeanza unitaria della parete [kg/(s m2 Pa)]  superficie della parete (m2)  pressioni del vapore (Pa) sulle due facce della parete che delimita due ambienti

Come la trasmittanza unitaria è data dall’inverso della somma delle resistenze termiche dei diversi strati:

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1 1 K  –––  –––––––––––––––––si Rt Ri  Σ ––––  Re λi così la permeanza Π può essere espressa da: 1 1 Π  ——  ––––––––––––––––––s2 si s1 Rv –––  –––  ...  ––– π1 π2 πi dove: s1 ... si  spessori degli strati di cui è composta la parete (m) π1 ... πi  permeabilità dei materiali costituenti gli strati [(kg/(s m Pa)]

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(5.2)

(5.3)

La caduta di pressione parziale fra le superfici che delimitano gli strati della parete è proporzionale alla resistenza di ogni strato al passaggio del vapore: Rvi ΔPvi  –––– ( pvi  pve) Rv

(5.4)

Si è visto, peraltro, nel cap. 4 che la caduta di temperatura fra le superfici che delimitano gli strati costituenti una parete è proporzionale alla resistenza termica degli strati, e cioè: Ri Δti  ––––– (ti  te) (5.5) Rt Se si considera una parete costituita da più strati (fig. 5.1) è possibile, con le relazioni (5.4) e (5.5), tracciare due grafici: uno che rappresenta l’andamento della temperatura nella parete (come del resto già visto nel par. 4.2.1), l’altro che rappresenta l’andamento della pressione del vapore. Si deve, comunque, partire dalle temperature dei fluidi ti e te e dalle pressioni parziali di vapore pvi e pve esistenti nei due fluidi separati dalla parete, caratterizzata dalla trasmittanza K e dalla permeanza Π. Note le temperature all’interno della parete è possibile anche tracciare il grafico delle pressioni di saturazione (diagramma di Glaser), dipendenti soltanto dalla temperatura. Nella tab. 6.2 sono riportati i valori della pressione di saturazione ps (kPa), alla pressione standard di 101,325 kPa, in funzione della temperatura. Volendo tracciare, come si è detto, un diagramma che rappresenti l’andamento della pressione del vapore nella parete oggetto di indagine, è necessario conoscere i valori della pressione del vapore nei due ambienti separati dalla parete e che sono strettamente legati alle temperature e ai valori di umidità relativa. Va detto subito che se i due tracciati, quello relativo alla pressione di saturazione e quello relativo alla pressione parziale di vapore, si intersecano o toccano, nel punto in cui la pressione parziale è eguale o superiore a quella di saturazione si avrà condensazione del vapore d’acqua: in pratica non è, infatti, possibile e realistico che la pressione parziale di vapore possa essere superiore a quella di saturazione alla stessa temperatura. La verifica della possibilità di formazione di condensa all’interno di murature è molto importante per evitare che l’acqua, deposta per condensazione sulle superfici fredde di una parete (quasi sempre la superficie del coibente interno rivolta verso l’esterno), provochi un decadimento delle caratteristiche di coibenza.

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FONDAMENTI

Con riferimento alla fig. 5.1 si consideri la parete esterna di un edificio per la quale valgano le seguenti condizioni di riferimento. – Condizioni termoigrometriche esterne invernali: temperatura 5 °C umidità relativa 90% – Condizioni termoigrometriche interne invernali, mantenute da un adeguato impianto di condizionamento: temperatura 20 °C umidità relativa 50% – Periodo di funzionamento invernale: 180 giorni – Condizioni termoigrometriche esterne estive: temperatura 30 °C umidità relativa 60% – Condizioni termoigrometriche interne estive: temperatura 28 °C umidità relativa 60% – Periodo di asciugatura estiva: 60 giorni – – – – – –

La parete esterna, oggetto dell’indagine, è costituita, dall’esterno verso l’interno da: intonaco esterno di malta di cemento e sabbia (s  0,015 m), muratura di laterizi (s  0,250 m), coibente in fibra di vetro (s  0,020 m), barriera al vapore con carta bitumata (s  0,0020 m), tavolato in mattoni forati (s  0,08 m), intonaco in calce e gesso (s  0,015 m).

La verifica consiste nel tracciare i grafici della pressione parziale del vapore e di quella di saturazione. Nella fig. 5.1 è riportato il calcolo dettagliato nonché i grafici della temperatura, delle pressioni di saturazione e delle pressioni parziali, ottenuti considerando i valori di conduttività e permeabilità riportati nella tabella della figura. Si può constatare come la presenza di una barriera vapore con una permeabilità molto bassa non renda possibile la condensazione negli strati più freddi. Si deve trarre da ciò un utile insegnamento e cioè che la barriera vapore va posta nella zona calda affinché il vapor d’acqua che migra dall’interno verso l’esterno venga intercettato prima che possa raggiungere gli strati freddi sui quali potrebbe condensare. Nella fig. 5.2 è riportata la verifica eseguita per una parete perfettamente simile ma senza barriera vapore. Il diagramma mostra come possa esserci possibile formazione di condensa interstiziale e, fra l’altro, proprio nello spessore di coibente: ciò provocherà certamente, nel tempo, una degradazione delle caratteristiche coibenti dello strato. Non sempre la condensazione di umidità è causa di inaccettabilità della parete; infatti si può considerare ancora valida una struttura quando: – la massa di condensa non supera il 2% della massa secca dello strato interessato dal fenomeno;

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– non si ha formazione di condensa per temperatura esterna superiore a 5 °C; – il periodo di asciugatura estiva assicuri la completa evaporazione della condensa.

Figura 5.1

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FONDAMENTI

Figura 5.2

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Nella fig. 5.3 è riportato un altro esempio dal quale si vede come l’impiego di un materiale coibente (polistirene), a bassa permeabilità al vapore, consenta di realizzare una parete dalle ottime caratteristiche dal punto di vista sia termico sia igrometrico.

Figura 5.3

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FONDAMENTI

5.2

PRESTAZIONE IGROTERMICA DEI COMPONENTI E DEGLI ELEMENTI PER EDILIZIA

Nel giugno 2003 è stata emessa la norma UNI EN ISO 13788:2003 (corretta il 21 giugno 2004), che è la versione ufficiale in lingua italiana della norma europea EN ISO 13788 (ed. luglio 2001): “Prestazione igrometrica dei componenti e degli elementi per edilizia. Temperatura superficiale interna per evitare l’umidità superficiale critica e condensazione interstiziale. Metodo di calcolo”. 5.2.1 Introduzione. La trasmissione del vapore all’interno delle strutture edilizie è un processo molto complesso e la conoscenza dei suoi meccanismi, delle proprietà dei materiali, delle condizioni iniziali e al contorno è spesso insufficiente, inadeguata e ancora in via di sviluppo. Perciò la norma propone metodi di calcolo semplificati, basati sull’esperienza e sulle conoscenze comunemente accettate. La standardizzazione di questi metodi di calcolo non esclude l’uso di metodi più avanzati. I metodi di calcolo utilizzati forniscono in genere risultati cautelativi e quindi, se una struttura non risulta idonea secondo questi in base ad un criterio di progettazione specificato, possono essere utilizzati metodi più accurati che ne dimostrino l’idoneità. La norma riguarda l’umidità superficiale critica e la condensazione interstiziale e non considera anche le altre eventuali concause all’insorgere dell’umidità, come acqua contenuta nel terreno, acqua meteorica, umidità di costruzione, trasporto di vapore nelle intercapedini e cavità, che possono essere considerati nella progettazione di un componente edilizio. 5.2.2 Scopo e campo di applicazione. La norma fornisce procedure di calcolo per determinare: a) la temperatura superficiale interna di componenti o elementi edilizi al di sotto della quale è probabile la crescita di muffe, in funzione della temperatura e dell’umidità relativa interne; il metodo può essere anche utilizzato per la previsione del rischio di altri problemi di condensazione superficiale; b) la valutazione del rischio di condensazione interstiziale dovuta alla diffusione del vapore acqueo; il metodo usato assume che l’umidità di costruzione si sia asciugata e non tiene conto di alcuni importanti fenomeni fisici, quali: – la dipendenza della conduttività termica dal contenuto di umidità; – lo scambio di calore latente; – la variazione delle proprietà dei materiali in funzione del contenuto di umidità; – la risalita capillare e il trasporto di acqua liquida all’interno dei materiali; – il moto dell’aria attraverso fessure o intercapedini; – la capacità igroscopica dei materiali. Di conseguenza il metodo può essere applicato solo a strutture nelle quali questi effetti sono trascurabili.

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5.2.3

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Dati da assumersi nei calcoli

Proprietà dei materiali e dei prodotti. I valori di conduttività termica e di permeabilità da utilizzare nei calcoli sono riportati nella norma UNI 10351, marzo 1994: “Materiali da costruzione - Conduttività termica e permeabilità al vapore”, nella quale, oltre ai dati di conduttività termica dei materiali impiegati in edilizia, sono riportati i valori di permeabilità al vapore, per materiali omogenei (tabelle 5.1 e 5.2). Tab. 5.1

Permeabilità al vapore di alcuni materiali da costruzione

Materiale Calcestruzzo a) A struttura chiusa: – calcestruzzo confezionato con aggregati naturali – calcestruzzo di argille espanse

b) A struttura aperta: – calcestruzzo di argille espanse

– calcestruzzo cellulare da autoclave

Carta, cartone e derivati Carta e cartone Cartone bitumato Cartongesso in lastre Fibre minerali Fibre di vetro – feltri resinati

ρ

(kg/m3)

π  1012





kg –––––– m s Pa

2000 2200 2400 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700





1,3  2,6

500 600 700 800 900 1000 400 500 600 700 800



18  36



18  36

12 (60  90)103  23

1000 1100 900

11 14 16

1,3  2,6



 150 (segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 5.1) Materiale – pannelli semirigidi – pannelli rigidi Fibre minerali ottenute da rocce basaltiche – feltri trapuntati Fibre minerali ottenute da rocce feldspatiche – feltri resinati – pannelli semirigidi – pannelli rigidi – pannelli in fibre orientate Fibre minerali ottenute da loppe di altoforno – feltri – pannelli semirigidi e rigidi

Intonaci e malte Malte di gesso per intonaci o in pannelli con inerti di vario tipo

Intonaco di gesso puro Intonaco di calce e gesso Malta di calce o di calce e cemento Malta di cemento Laterizi Mattoni pieni, forati, leggeri, mattoni ad alta resistenza meccanica

ρ

(kg/m3) 16 20 30 100 60 80 100 30 35 40 55 80 100 125 100 40 40 60 80 100 150

 

π  1012





kg –––––– m s Pa

 150  150  150  150  150

 



600 750 900 1000 1200 1200 1400 1800 2000



600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000



 150  150  150  150  150

 18  18  18 5  12 5  12

18  36

(segue)

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DIFFUSIONE DEL VAPOR D’ACQUA

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(seguito tabella 5.1) Materiale Legnami Contenuti medi di umidità del 15%. Abete (flusso perpendicolare alle fibre) Abete (flusso parallelo alle fibre) Pino (flusso perpendicolare alle fibre) Acero (flusso perpendicolare alle fibre) Quercia (flusso perpendicolare alle fibre) Materiali per impermeabilizzazioni Asfalto Asfalto con sabbia Bitume Bitume con sabbia Cartone catramato Fogli di materiale sintetico Materie plastiche cellulari Cloruro di polivinile espanso rigido in lastre Polistirene – espanso sinterizzato per alleggerimento strutture – espanso sinterizzato, in lastre ricavate da blocchi (conforme a UNI 7891, le masse volumiche sono quelle nominali indicate nella norma) – espanso sinterizzato, in lastre ricavate da blocchi

– espanso estruso, senza pelle Poliuretani – poliuretani in lastre ricavate da blocchi

– poliisocianurati in lastre ricavate da blocchi – poliuretani espansi in situ – resine fenoliche in lastre Resine ureiche espanse in situ

ρ

(kg/m3)



0 0 0 0 0 0,01  0,14

2100 2300 1200 1300 1600 1100

15 20 25 30 10 15 20 25



kg –––––– m s Pa

 0,3  4,5  4,5  4,5  4,5

450 450 550 710 850

30 40

π  1012

  

30 50



25 32 40 50 32 40 37 35 60 80 8 12 15 30

 



0,5  1 3,6  9 2,5  6 1,8  4,5 3,6  9 2,5  6 1,8  4,5 0,6  2,2

12 12 12 1,8  6 3,6  6

30  140 (segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 5.1) Materiale

ρ

Pannelli e lastre varie Lastre a base di perlite espansa, fibre e leganti bituminosi Pannelli di fibre di legno duri ed extraduri

Pannelli di lana di legno con leganti inorganici

Pannelli di particelle – pressati

Estrusi Pannelli di legno compensato – sughero – espanso puro – espanso con leganti

(kg/m3)

190 800 900 1000 300 350 400 500 500 600 700 700 600 130 90 130 200



  

π  1012





kg –––––– m s Pa

 26  2,6 36  90

1,8  3,6 9 0,45  3,6 6,7  10 6,7  10 4  21

La colonna dei valori π rappresenta la permeabilità determinata nell’intervallo di umidità relativa da 0 a 50%. Tale impostazione consente di poter fare riferimento a valori di permeabilità al vapore più realistici in relazione alle effettive condizioni di esercizio dei materiali. Si ricorda che la verifica grafica di Glaser deve essere, comunque, svolta utilizzando valori di permeabilità π a campo asciutto. Si è ritenuto inoltre riportare, quando possibile, anziché singoli valori di permeabilità, un intervallo di valori indicativo del campo di variazione di tale grandezza nei singoli casi. In altri casi, a seguito di dati scarsi e/o incerti, è stato riportato nel prospetto un unico valore di permeabilità preceduto dal segno ≈. Nel caso di materiali non omogenei, per esempio laterizio forato, i valori indicati sono da intendersi come permeabilità equivalenti, non essendo state considerate nel prospetto le relative permeanze. Non vengono forniti dati in assenza di informazioni attendibili, o nel caso di materiali per i quali tale grandezza non è significativa (metalli, materie plastiche compatte ecc.). Tutti i dati del prospetto devono, comunque, essere considerati unicamente indicativi della effettiva permeabilità che può caratterizzare un particolare materiale.

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DIFFUSIONE DEL VAPOR D’ACQUA

Tab. 5.2

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Caratteristiche igrometriche di alcuni componenti delle strutture

Descrizione

Permeabilità

π 1012 Abete Acciaio Alluminio Alluminio fogli 0,025  0,05 mm Ardesia Argilla espansa in granuli Argilla espansa in granuli Argilla espansa in granuli Asfalto Asfalto con sabbia Bitume Bitume con sabbia Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di argilla espansa Calcestruzzo di perlite-vermiculite Calcestruzzo di perlite-vermiculite Calcestruzzo di sabbia e ghiaia Calcestruzzo di sabbia e ghiaia Calcestruzzo di sabbia e ghiaia Calcestruzzo di sabbia e ghiaia Calcestruzzo di sabbia e ghiaia Calibel 170 TS - Lana di vetro Calibel 170 TS - Lastre cartongesso Cartone catramato Ciottoli Cloruro di polivinile Cristallo Eraclit Fibre di cellulosa Ghiaia lavata per finitura tetti Intercapedine aria verticale 4 mm Intercapedine aria verticale 12 mm Intercapedine aria verticale 20 mm Intercapedine aria verticale 25 mm



Massa volumica



kg –––––– m s Pa

3,130000 0,000000 0,000094 0,000257 0,000000 62,510000 62,510000 62,510000 0,009380 0,093760 0,009380 0,018750 11,720000 13,390000 15,630000 17,050000 18,750000 20,840000 23,440000 26,790000 31,250000 37,500000 37,500000 62,510000 1,880000 2,680000 3,750000 6,250000 9,380000 187,520000 23,440000 0,009380 37,500000 0,938000 0,000000 46,882500 62,510000 37,500000 187,520000 187,520000 187,520000 187,520000

ρ

(kg/m3) 450,0 7.800,0 2.700,0 2.700,0 2.700,0 450,0 330,0 250,0 2.100,0 2.300,0 1.200,0 1.300,0 1.400,0 1.300,0 1.200,0 1.100,0 1.000,0 900,0 800,0 700,0 600,0 500,0 400,0 250,0 2.400,0 2.200,0 2.000,0 1.800,0 1.600,0 90,0 750,0 1.200,0 1.500,0 30,0 0,0 450,0 32,0 1.700,0 1,3 1,3 1,3 1,3 (segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 5.2) Descrizione

Permeabilità

π 1012

kg –––––– m s Pa 

Intercapedine aria verticale 40 mm 187,520000 Intercapedine aria verticale 50 mm 187,520000 Intercapedine aria verticale 83 mm 187,520000 Intercapedine aria verticale 283 mm 187,520000 Intercapedine orizzontale flusso ascendente 187,520000 Intercapedine orizzontale flusso discendente 187,520000 Intonaco fonoassorbente 187,520000 Intonaco plastico 1,250000 Intonaco pronto 8,750000 Intonaco: calce o cemento e sabbia 9,380000 Intonaco: cemento 6,250000 Intonaco: gesso e vermiculite o perlite 8,750000 Intonaco: gesso puro 18,750000 Intonaco: lastre di cartongesso 23,440000 Intonaco: sabbia e gesso 18,750000 Isol.copert.piane: Fesco Board 0,375000 Isopronto Rhodipor 32,330000 Lana di roccia, pannelli rigidi 187,520000 Lana di roccia, pannelli semirigidi 187,520000 Lana di vetro, pannelli rigidi 187,530000 Lana di vetro, pannelli rigidi 187,530000 Lana di vetro, pannelli semirigidi 187,530000 Lastre di amianto cemento 2,938000 Lastre di gesso 23,440000 Laterizio in genere 18,750000 Laterizio in genere 20,840000 Laterizio in genere 23,440000 Laterizio in genere 26,790000 Laterizio in genere 31,250000 Laterizio in genere 31,250000 Laterizio in genere 37,500000 Laterizio in genere 37,500000 Linoleum, materiali vinilici, gomma 0,000000 Moquette su supporto in gomma 0,000000 Nastri pref. di bitume protezione con lamina rame 0,000000 Pannelli di gesso 18,750000 Pannelli di trucioli di legno 2,680000 Pannelli isolanti Eraclit - PV 46,882500 Pannello Erapur 2,340000 Perlite espansa in granuli 62,510000 Piastrelle 0,938000 Piombo 0,000000

Massa volumica

ρ

(kg/m3)

1,3 1,3 1,3 1,3 1,2 1,2 11,0 1.400,0 620,0 1.800,0 2.000,0 720,0 1.200,0 900,0 1.400,0 190,0 280,0 80,0 40,0 100,0 30,0 20,0 1.800,0 750,0 2.000,0 1.800,0 1.600,0 1.400,0 1.200,0 1.000,0 800,0 600,0 1.800,0 80,0 1.500,0 1.200,0 700,0 450,0 153,0 100,0 2.300,0 11.300,0 (segue)

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DIFFUSIONE DEL VAPOR D’ACQUA

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(seguito tabella 5.2) Descrizione

Permeabilità

π 1012 Policloruro di vinile compatto Poliestere Polietilene Polietilene compatto Polietilene in fogli Polimetilmetacrilato Polistirene Polistirolo espanso in granuli Polistirolo espanso pannelli rigidi Poliuretano espanso Poroton PVC in fogli Rame Resine epossidiche Resine ureiche espanse Sabbia grossa Sabbia secca Serramento esterno vetri stratificati Serramento esterno doppio vetro 1,5 Serramento esterno doppio vetro 2,0 Serramento esterno doppio vetro 2,9 Soletta in calcestruzzo latero-cemento Stiferite BB Styrodur 3000 Terreno Tufo Tufo Vetro

Massa volumica

kg –––––– m s Pa 

0,018750 3,750000 0,938000 0,002900 0,003750 0,000000 1,875200 62,520000 2,340000 2,340000 37,500000 0,018750 0,000000 0,002940 46,880000 8,545000 8,545000 0,000010 0,000000 0,000000 0,000000 20,900000 0,062500 1,136485 12,500000 7,520000 18,000000 0,000001

ρ

(kg/m3) 1.400,0 2.000,0 50,0 950,0 950,0 0,0 25,0 15,0 15,0 35,0 800,0 1.400,0 8.900,0 1.200,0 12,0 1.700,0 1.700,0 2.500,0 1.250,0 1.250,0 1.250,0 250,0 35,0 30,0 2.600,0 2.300,0 1.500,0 2.500,0

La norma UNI 10355 fornisce i valori di resistenza termica di murature e solai. Tab. 5.3 Proprietà

Proprietà dei materiali e dei prodotti Simbolo

Valori di progetto

Conduttività termica Resistenza termica

λ R

Ottenuti dalla EN 12524 o determinati in accordo con la IS0 10456

Fattore di resistenza al vapore Spessore equivalente di aria

μ sd

Ottenuti dalla EN 12524 o determinati in accordo con la IS0 12572

La conduttività termica λ e il fattore di resistenza al vapore μ sono applicabili per materiali omogenei, mentre la resistenza termica R e lo spessore equivalente di aria

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FONDAMENTI

per la diffusione al vapore sd soprattutto per prodotti compositi o di spessore non ben definito. Per strati d’aria, R è desunta dalla ISO 6946; sd è assunto pari a 0,01 m, indipendentemente dallo spessore dello strato d’aria e dalla sua inclinazione. Dati climatici delle località. Per le condizioni climatiche esterne si adottano i valori riportati nella UNI 10349. In caso di disponibilità di più accurate e specifiche informazioni, possono essere utilizzati dati climatici medi mensili locali (mediati su base temporale di almeno 20 anni). Temperatura interna degli ambienti. Per gli edifici destinati ad abitazione e simili, in assenza di più specifiche informazioni, si adottano i seguenti valori di temperatura interna: ϑi  20 °C nei mesi in cui è in funzione l’impianto di riscaldamento; ϑi  18 °C nei mesi in cui l’impianto di riscaldamento non è in funzione, ma la temperatura esterna media mensile è  18 °C; ϑi  ϑe nei mesi in cui la temperatura esterna media mensile è  18 °C Per edifici destinati ad altri utilizzi la temperatura interna deve essere valutata caso per caso, coerentemente con le condizioni d’uso prevedibili o accertabili. Condizioni igrometriche interne. Considerando edifici ad uso abitativo con umidità relativa mantenuta costante da un impianto di condizionamento, si assume un valore di 45  50%, tranne casi particolari, con un margine di sicurezza di 0,05. Quantità limite di condensa ammissibile alla fine del periodo di condensazione. In assenza di più specifiche informazioni, la quantità ammissibile di condensa Qamm presente in un elemento alla fine del periodo di condensazione è riportata nella tab. 5.4. In ogni caso la quantità di condensa non può superare 500 g/m2. Tutta la condensa formatasi all’interno di un elemento al termine del periodo di riscaldamento dovrà sempre evaporare prima dell’inizio della successiva stagione di riscaldamento. Tab. 5.4

Quantità limite di condensa ammissibile alla fine del periodo di condensazione

Materiale Laterizi Calcestruzzi Legnami e derivati Intonaci e malte Fibre di natura organica: con collanti resistenti all’acqua con collanti non resistenti all’acqua Fibre minerali Materie plastiche cellulari

ρ  densità (kg/m3)

Qamm (g/m2)

600 - 2000 400 - 2400 500 - 800 600 - 2000

500 500 30 ρ d 30 ρ d

300 - 700 300 - 700 10 - 150 10 - 80

20 ρ d 5ρd 5000 ρ d [λ/(1  1,7 λ)] 5000 ρ d [λ/(1  1,7 λ)]

Nota: d (spessore dello strato di materiale) è espresso in m e λ (conduttività termica) in W/(m K)

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DIFFUSIONE DEL VAPOR D’ACQUA

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Resistenze superficiali. Per la valutazione della crescita di muffe e della condensazione interstiziale si devono utilizzare i valori di Rse e Rsi riportati nella tab.5.5. Tab. 5.5

Resistenze termiche superficiali Resistenza m2 K/W

Resistenza termica superficiale esterna Rse Resistenza termica superficiale interna Rsi: per vetri e telai per tutte le altre superfici interne

5.3

0,04 0,13 0,25

CALCOLI

La norma affronta due problemi: – il calcolo della temperatura superficiale, per evitare valori critici dell’umidità in corrispondenza delle superfici; – il calcolo della condensazione interstiziale. 5.3.1 Calcolo della temperatura superficiale, per evitare valori critici dell’umidità in corrispondenza delle superfici Generalità. Questo punto descrive un metodo per progettare l’involucro edilizio in modo da prevenire gli effetti negativi dell’umidità relativa critica in corrispondenza delle superfici, come per esempio la formazione di muffe. Nota: La condensazione superficiale può provocare il degrado dei materiali edilizi non protetti che siano sensibili all’umidità. Essa può essere accettata temporaneamente e in piccole quantità, per esempio sulle finestre e sulle piastrelle nei bagni, se la superficie è impermeabile all’umidità e sono assunte misure adeguate per prevenirne il contatto con materiali adiacenti sensibili.

Per periodi di tempo di diversi giorni con umidità relativa superficiale maggiore di 0,8, c’è il rischio di formazione di muffe. Parametri fondamentali. Oltre alle condizioni climatiche esterne (temperatura e umidità relativa dell’aria), tre altri parametri governano la condensazione superficiale e la crescita di muffe. – Il primo parametro è la “qualità termica” di ogni elemento dell’involucro edilizio, rappresentata dalla resistenza termica, dai ponti termici, dalla geometria e dalla resistenza termica superficiale interna. La qualità termica può essere caratterizzata dal fattore di temperatura sulla superficie interna, fRsi. Nota: Quando c’è più di una temperatura superficiale interna, nella EN IS010211-1 è riportato un metodo di calcolo dei fattori di ponderazione.

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FONDAMENTI

– Il secondo parametro è la produzione interna di umidità, si veda il paragrafo 4.2.4 della norma. – Infine la temperatura dell’aria interna e il sistema di riscaldamento. Nota: Una temperatura ambiente più bassa è in generale più critica. Questo riguarda in particolare ambienti con riscaldamento assente, ridotto o intermittente, dove il vapore acqueo può trasmettersi da ambienti adiacenti più caldi. Il sistema di riscaldamento condiziona il movimento dell’aria e la distribuzione di temperatura negli ambienti e perciò zone dell’involucro edilizio localmente più fredde possono diventare più critiche.

Progettazione per evitare la crescita di muffe. Per evitare la crescita di muffe, l’umidità relativa in corrispondenza delle superfici non deve essere maggiore di 0,8 per periodi di tempo di diversi giorni. I passi principali nella procedura di progettazione sono rappresentati dal calcolo dell’umidità relativa dell’aria interna e, quindi, dal calcolo del valore accettabile dell’umidità volumica di saturazione vsat o della pressione del vapore a saturazione psat sulla superficie in base all’umidità relativa superficiale richiesta. Da questo valore si determina la temperatura minima superficiale e quindi la “qualità termica” dell’involucro edilizio richiesta (espressa come fRsi per una data temperatura interna).

– – – – –

Per ciascuno dei mesi dell’anno è quindi necessario seguire i seguenti passi: definire la temperatura dell’aria esterna; definire l’umidità esterna; definire la temperatura interna in accordo con le indicazioni nazionali; calcolare l’umidità relativa interna da Δv o da Δp (definiti in 4.2.4) o assumere un valore costante, per un ambiente climatizzato, considerando le correzioni apportate con il margine di sicurezza definito nel paragrafo 4.2.4 della norma; con un valore massimo accettabile di umidità relativa in corrispondenza della superficie si = 0,8, calcolare il valore minimo accettabile della umidità volumica a saturazione, vsat, o della pressione di saturazione, psat; vi vsat(si)  ––– 0,8 oppure pi psat(si)  ––– 0,8

– determinare la temperatura superficiale minima accettabile, si,min, a partire dall’umidità volumica a saturazione minima accettabile; – dalla temperatura superficiale minima accettabile, si,min, dalla temperatura dell’aria interna assunta, i, e dalla temperatura esterna, e, calcolare il fattore di temperatura minimo, fRsi,min, secondo l’equazione:

si, min  e fRsi,min  ––––––––– i – e

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Si definisce mese critico quello con il più alto valore richiesto di fRsi,min. Il fattore di temperatura per questo mese viene indicato con fRsi,min e il componente edilizio deve essere progettato in modo tale da avere un fattore fRsi sempre maggiore di fRsi,min; ovvero fRsi > fRsi,min Esempi di questa procedura sono riportati nell’appendice B della norma. 5.3.2 Calcolo della condensazione interstiziale. Questo punto fornisce un metodo per calcolare il bilancio di vapore annuale e la massima quantità di umidità accumulata dovuta alla condensazione interstiziale. II metodo assume che l’umidità di costruzione si sia asciugata. Il metodo dovrebbe essere considerato come uno strumento di valutazione piuttosto che di previsione accurata. Esso permette di confrontare soluzioni costruttive diverse e di verificare gli effetti delle modifiche apportate alla struttura. Non fornisce una previsione accurata delle condizioni igrometriche all’interno della struttura in opera e non è adatto per il calcolo dell’evaporazione dell’umidità di costruzione. Per un approfondimento degli argomenti trattati, si rimanda alla norma stessa.

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FONDAMENTI

6 6.1

PSICROMETRIA

PSICROMETRIA. IL DIAGRAMMA DELL’ARIA UMIDA

6.1.1 La psicrometria. La psicrometria tratta le proprietà termodinamiche dell’aria umida e le utilizza per analizzarne le condizioni nonché i processi di trasformazione. Hyland e Wexler (1983) hanno sviluppato formule per calcolare con grande precisione le proprietà termodinamiche dell’aria umida e dell’acqua; per molti problemi nel campo del condizionamento dell’aria, però, possono essere utilizzate le relazioni dei gas perfetti, visto che è stato assodato (Kuehn e altri, 1998) che l’errore che si compie è inferiore allo 0,7% (nel calcolo dell’umidità relativa, dell’entalpia, del volume specifico dell’aria satura alla pressione atmosferica standard e per un campo di temperatura da  50 a  50 °C). Questi errori tendono a ridursi al diminuire della pressione. La temperatura e la pressione barometrica dell’aria atmosferica variano considerevolmente con l’altitudine, con le condizioni locali e con il clima. La definizione di un’atmosfera standard consente di stimare le proprietà dell’aria umida a diverse altitudini: a livello del mare la temperatura standard è 15 °C e la pressione barometrica standard è 101,325 kPa. Si assume che, in queste condizioni standard, l’accelerazione di gravità sia pari a 9,80665 m/s2. Nella tabella 6.1 si riportano i valori della temperatura e della pressione per altitudini fino a 20000 m. Tab. 6.1

Dati dell’atmosfera standard per altitudini fino a 20.000 m

Altitudine m

Temperatura °C

Pressione kPa

Altitudine m

Temperatura °C

Pressione kPa

 500 0 500 1000 1500 2000 2500 3000 4000 5000

18,2 15,0 11,8 8,5 5,2 2,0  1,2  4,5  11,0  17,5

107,478 101,325 95,461 89,875 84,556 79,495 74,682 70,108 61,640 54,020

6000 7000 8000 9000 10000 12000 14000 16000 18000 20000

 24,0  30,5  37,0  43,5  50,0  63,0  76,0  89,0  102,0  115,0

47,181 41,061 35,600 30,742 26,436 19,284 13,786 9,632 6,556 4,328

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PSICROMETRIA

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Questi valori sono calcolati con le seguenti espressioni: p  101,325 (1  2,25577  105 z)5,2559

(6.1)

t  15  0,0065 z

(6.2)

dove: p  pressione barometrica, kPa t  temperatura, °C Z  altitudine, m Le equazioni (6.1) e (6.2) sono accurate per altitudini comprese fra  5000 m e  11000 m. 6.1.2 Composizione dell’aria secca e dell’aria umida. L’aria che ci circonda e che respiriamo è una miscela di aria secca e di molti componenti gassosi, quali: vapor d’acqua e contaminanti (fumo, polveri ecc.), presenti in proporzioni variabili. L’aria secca è una miscela di diversi gas che sono presenti in media (al livello del mare), nelle seguenti proporzioni (Harrison, 1965): – in volume: 78,084% azoto (N2) 20,9476% ossigeno (O2) 0,934% argo (Ar) 0,0314% anidride carbonica (CO2) 0,003% altri gas (neon, elio, metano, anidride solforosa, idrogeno e altri) – in peso: 75,47% azoto 23,19% ossigeno 1,29% argo e altri gas 0,05% anidride carbonica Sia l’aria secca che il vapor d’acqua si possono considerare come gas perfetti che seguono la legge: pν  RT Per l’aria secca, quindi, il volume specifico è: Ra T νa  –––– pa

(m3/kg)

dove: νa  volume specifico dell’aria secca (m3/kg) Ra  costante dei gas: per l’aria secca è 287,055 J/(kg K) (tab. 2.1) T  temperatura assoluta (K) pa  pressione dell’aria secca (Pa) Per una temperatura di 0°C e alla pressione atmosferica (101,325 kPa):

νa  0,7738

(m3/kg)

(6.3)

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FONDAMENTI

II calore specifico dell’aria secca, a pressione costante, che si assume nei calcoli usuali, è: kJ (6.4) cpa  1,006 –––– kg K L’entalpia specifica dell’aria secca, alla temperatura t (°C) e a pressione atmosferica al livello del mare, è data da: dove:

hpa ⯝ cpat  1,006 t

(kJ/kg)

(6.5)

t  temperatura dell’aria al bulbo asciutto (°C) Si pone, usualmente, uguale a zero il valore dell’entalpia dell’aria secca per una temperatura di 0 °C, alla pressione atmosferica. 6.1.3 Caratteristiche del vapor d’acqua. Le caratteristiche del vapor d’acqua interessanti ai fini della psicrometria sono le seguenti. Volume specifico. Essendo bassa la pressione rispetto alla pressione critica, si può considerare, anche per il vapore d’acqua, l’equazione dei gas perfetti e, quindi, scrivere: Rν T νν  –––– pν

(m3/kg)

(6.6)

dove: νν  volume specifico del vapor d’acqua (m3/kg) R  costante dei gas; per il vapor d’acqua è 461,520 J/(kg K) (tab. 2.1) T  temperatura assoluta (K) pν  pressione del vapore (Pa) Per una temperatura di 0 °C, alla pressione di 101,325 kPa, si ricava il volume specifico: νν  1,2441 (m3/kg) Il calore specifico, a pressione costante, vale: cpν  1,805

冢 冣 kJ –––– kg K

Entalpia specifica. Posta uguale a zero l’entalpia del liquido a 0 °C, si può considerare, nel campo di interesse, che sia espressa da: hν  r  cpν t

(kJ/kg)

(6.7)

dove r è il calore di vaporizzazione dell’acqua a 0 °C (tab. 2.4): hν  2500,81  1,805 t che può scriversi:

hν  2501  1,805 t

(kJ/kg) (kJ/kg)

(6.8)

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PSICROMETRIA

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6.1.4 La legge di Dalton. Essendo l’aria che ci circonda un miscuglio, valgono per essa le proprietà delle miscele di gas perfetti e, in particolare, la legge di Dalton: “la pressione totale p della miscela è la somma delle pressioni parziali che ciascun componente il miscuglio eserciterebbe se occupasse, da solo, il volume intero della miscela”. Quindi:

p  pa  pν

(6.9)

dove: p  pressione atmosferica (Pa) pa  pressione parziale dell’aria secca (Pa) pν  pressione parziale del vapor d’acqua (Pa) II volume specifico della miscela si può, pertanto, calcolare impiegando la pressione parziale di uno o dell’altro componente. L’aria umida è una miscela di aria secca e di vapor d’acqua, che può variare da zero (aria secca) a un valore massimo, che dipende dalla temperatura e dalla pressione. La massima quantità di vapore acqueo che l’aria può contenere è detta di saturazione. Per saturazione si intende, quindi, lo stato di equilibrio stabile fra l’aria umida e la fase liquida di acqua condensata. L’entalpia del miscuglio (kJ/kg) si ricava dalla somma dell’entalpia dell’aria secca e dell’entalpia del vapor d’acqua: h  ha  Whν h  cpa t  W (cpν t  r)

(kJ/kg)

h  (cpa  cpνW )t  rW

(kJ/kg)

h  (1,006 1,805 W )t  2501 W L’espressione

(kJ/kg)

cp  cpa  cpνW

(6.10)

(il cui valore differisce molto poco da cpa) rappresenta il calore specifico dell’aria umida. W è l’umidità specifica del miscuglio (o anche titolo dell’aria umida) ed è definita come la quantità di vapore d’acqua (kg) contenuta in un kilogrammo d’aria secca; nella pratica essa viene espressa in grammi di vapor d’acqua per kilogrammo di aria. Per un valore di W = 0,01 kg/kg il calore specifico assume un valore di: cp  1,006  1,805  0,01  1,024

kJ –––– kg K

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FONDAMENTI

W può essere anche definita come rapporto fra la massa di vapor d’acqua (m ˙ ν) e la massa di aria secca (m ˙a) contenute nello stesso volume di aria umida. Poiché, per l’aria e il vapore d’acqua, valgono le espressioni: – per il vapore

pννν  R ν T

– per l’aria

paνa  R a T m ˙ν W  –––– m ˙a

essendo si potrà scrivere: Essendo:

pν  (R ν T ) R a pν W  –––––––––  ––– ––– R ν pa pa  (R a T ) p  pa  pν

R pν 287,05 pν pν kgν W  –––a ––––––  –––––– –––––– ⯝ 0,622 –––––– –––– 461,52 p  pν p  pν kga R ν p  pν

(6.11)

Si noti che l’umidità specifica, nel campo degli stati dell’aria interessanti la climatizzazione, è compresa fra 0 e 0,03, vale a dire fra zero e trenta grammi per kilogrammo di aria secca, come si può constatare esaminando il diagramma psicrometrico. Nella tab. 6.2 sono riportate le proprietà termodinamiche dell’aria umida per la pressione standard di 101,325 kPa. Queste proprietà sono basate sulla scala termodinamica della temperatura, che differisce leggermente dalla scala pratica impiegata per le misure fisiche. Ad esempio la temperatura di ebollizione dell’acqua nella scala termodinamica è di 99,97 °C, contro i 100 °C tradizionali. In questa tabella: t  temperatura Celsius (°C) ( T  273,15) W  umidità specifica (g/kg): rapporto fra la massa (in grammi) di vapore d’acqua contenuta nell’aria umida a saturazione e la massa unitaria (in kilogrammi) di aria secca νa  volume specifico dell’aria secca (m3/kg) νs  volume specifico dell’aria umida a saturazione, espresso in metri cubi per kilogrammo di aria secca (m3/kg) ha  entalpia specifica dell’aria secca in kilojoule per kilogrammo di aria secca (kJ/kg) hw  entalpia specifica dell’aria umida a saturazione espressa in kilojoule per kilogrammo di aria secca (kJ/kg)

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PSICROMETRIA

Tab. 6.2 t (°C)

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Proprietà termodinamiche dell’aria umida a saturazione (pressione atmosferica standard: 101,325 kPa) W (g/kg)

νa (m3/kg)

νs (m3/kg)

ha (kJ/kg)

hw (kJ/kg)

 20  19  18  17  16  15  14  13  12  11

0,6373 0,7013 0,7711 0,8473 0,9303 1,0207 1,1191 1,2262 1,3425 1,4690

0,7165 0,7194 0,7222 0,7251 0,7279 0,7308 0,7336 0,7364 0,7393 0,7421

0,7173 0,7202 0,7231 0,7261 0,7290 0,7320 0,7349 0,7379 0,7409 0,7439

 20,115  19,109  18,103  17,098  16,092  15,086  14,080  13,075  12,069  11,063

 18,545  17,380  16,201  15,006  13,793  12,562  11,311  10,039  8,742  7,421

 10 9 8 7 6 5 4 3 2 1 0

1,6062 1,7551 1,9166 2,0916 2,2811 2,4862 2,7081 2,9480 3,2074 3,4874 3,7895

0,7450 0,7478 0,7507 0,7535 0,7563 0,7592 0,7620 0,7649 0,7677 0,7705 0,7734

0,7469 0,7499 0,7530 0,7560 0,7591 0,7622 0,7653 0,7685 0,7717 0,7749 0,7781

 10,057  9,052  8,046  7,040  6,035  5,029  4,023  3,017  2,011  1,006 0,000

 6,072  4,693  3,283  1,838  0,357 1,164 2,728 4,336 5,995 7,706 9,473

3,789 4,076 4,381 4,707 5,054 5,424 5,818 6,237 6,683 7,157

0,7734 0,7762 0,7791 0,7819 0,7848 0,7876 0,7904 0,7933 0,7961 0,7990

0,7781 0,7813 0,7845 0,7878 0,7911 0,7944 0,7978 0,8012 0,8046 0,8081

0,000 1,006 2,012 3,018 4,024 5,029 6,036 7,041 8,047 9,053

9,473 11,203 12,982 14,811 16,696 18,639 20,644 22,713 24,852 27,064

7,661 8,197 8,766 9,370 10,012 10,692 11,413 12,178 12,989 13,848

0,8018 0,8046 0,8075 0,8103 0,8132 0,8160 0,8188 0,8217 0,8245 0,8274

0,8116 0,8152 0,8188 0,8225 0,8262 0,8300 0,8338 0,8377 0,8417 0,8457

10,059 11,065 12,071 13,077 14,084 15,090 16,096 17,102 18,108 19,114

29,352 31,724 34,179 36,726 39,370 42,113 44,963 47,926 51,008 54,216

0(*) 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

(segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 6.2) t (°C)

W (g/kg)

νa (m3/kg)

νs (m3/kg)

ha (kJ/kg)

hw (kJ/kg)

20 21 22 23 24 25 26 27 28 29

14,758 15,721 16,741 17,821 18,963 20,170 21,448 22,798 24,226 25,735

0,8302 0,8330 0,8359 0,8387 0,8416 0,8444 0,8472 0,8501 0,8529 0,8558

0,8498 0,8540 0,8583 0,8627 0,8671 0,8717 0,8764 0,8811 0,8860 0,8910

20,121 21,127 22,133 23,140 24,146 25,153 26,159 27,165 28,172 29,179

57,555 61,035 64,660 68,440 72,385 76,500 80,798 85,285 89,976 94,878

30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

27,329 29,014 30,793 32,674 34,660 36,756 38,971 41,309 43,778 46,386

0,8586 0,8614 0,8643 0,8671 0,8700 0,8728 0,8756 0,8785 0,8813 0,8842

0,8962 0,9015 0,9069 0,9125 0,9183 0,9242 0,9303 0,9366 0,9431 0,9498

30,185 31,192 32,198 33,205 34,212 35,219 36,226 37,233 38,239 39,246

100,006 105,369 110,979 116,857 123,011 129,455 136,209 143,290 150,713 158,504

40 41 42 43 44 45 46 47 48 49

49,141 52,049 55,119 58,365 61,791 65,411 69,239 73,282 77,556 82,077

0,8870 0,8898 0,8927 0,8955 0,8983 0,9012 0,9040 0,9069 0,9097 0,9125

0,9568 0,9640 0,9714 0,9792 0,9872 0,9955 1,0042 1,0132 1,0226 1,0323

40,253 41,261 42,268 43,275 44,282 45,289 46,296 47,304 48,311 49,319

166,683 175,265 184,275 193,749 203,699 214,164 225,179 236,759 248,955 261,803

50 51 52 53 54 55 56 57 58 59

86,858 91,918 97,272 102,948 108,954 115,321 122,077 129,243 136,851 144,942

0,9154 0,9182 0,9211 0,9239 0,9267 0,9296 0,9324 0,9353 0,9381 0,9409

1,0425 1,0532 1,0643 1,0760 1,0882 1,1009 1,1143 1,1284 1,1432 1,1588

50,326 51,334 52,341 53,349 54,357 55,365 56,373 57,381 58,389 59,397

275,345 289,624 304,682 320,596 337,388 355,137 373,922 393,798 414,850 437,185

60 61 62

153,54 162,69 172,44

0,9438 0,9466 0,9494

1,1752 1,1926 1,2109

60,405 61,413 62,421

460,863 486,036 512,798 (segue)

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(seguito tabella 6.2) t (°C)

(*)

W (g/kg)

νa (m3/kg)

νs (m3/kg)

ha (kJ/kg)

hw (kJ/kg)

63 64 65 66 67 68 69

182,84 193,93 205,79 218,48 232,07 246,64 262,31

0,9523 0,9551 0,9580 0,9608 0,9636 0,9665 0,9693

1,2303 1,2508 1,2726 1,2958 1,3204 1,3467 1,3749

63,429 64,438 65,446 66,455 67,463 68,472 69,481

541,266 571,615 603,995 638,571 675,566 715,196 757,742

70 71 72 73 74 75 76 77 78 79

279,16 297,34 316,98 338,24 361,30 386,41 413,77 443,72 476,63 512,84

0,9721 0,9750 0,9778 0,9807 0,9835 0,9863 0,9892 0,9920 0,9948 0,9977

1,4049 1,4372 1,4719 1,5093 1,5497 1,5935 1,6411 1,6930 1,7498 1,8121

70,489 71,498 72,507 73,516 74,525 75,535 76,543 77,553 78,562 79,572

803,448 852,706 905,842 963,323 1025,603 1093,375 1167,172 1247,881 1336,483 1433,918

80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90

552,95 597,51 647,24 703,11 766,24 838,12 920,62 1016,11 1128,00 1260,64 1420,31

1,0005 1,0034 1,0062 1,0090 1,0119 1,0147 1,0175 1,0204 1,0232 1,0261 1,0289

1,8810 1,9572 2,0422 2,1373 2,2446 2,3666 2,5062 2,6676 2,8565 3,0800 3,3488

80,581 81,591 82,600 83,610 84,620 85,630 86,640 87,650 88,661 89,671 90,681

1541,781 1661,552 1795,148 1945,158 2114,603 2307,436 2528,677 2784,666 3084,551 3439,925 3867,599

Estrapolato per rappresentare l’equilibrio instabile con liquido sottoraffreddato.

6.1.5 Definizioni. Nella pratica vengono definiti e utilizzati diversi parametri, che costituiscono un insieme di grandezze di stato termodinamiche, per cui esse permettono di definire, in maniera facile e rapida, la miscela di aria secca e vapor d’acqua. Poiché il sistema è a due variabili, la completa definizione del suo stato si ha quando sono note due di esse, purché costituiscano una coppia di variabili indipendenti; in tal modo vengono definite unicamente tutte le altre variabili, che possono essere evidenziate rapidamente con l’ausilio dei diagrammi psicrometrici (paragrafo 6.1.6). Umidità assoluta. Rappresenta la densità del vapore acqueo presente nell’aria; il suo valore massimo viene raggiunto nelle condizioni di saturazione. Tale valore mas-

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FONDAMENTI

simo dipende dalla temperatura del sistema e aumenta con questa. Nella tabella 6.3 essa viene espressa in g/m3. Umidità relativa. Nelle applicazioni tecniche più che il valore assoluto della quantità di vapor d’acqua nell’atmosfera, è molto importante e usato un parametro che indica la prossimità o meno alla saturazione. Essa è espressa dal rapporto fra la massa di vapore d’acqua (Gv) contenuta nel volume V di aria e la massa di vapore (Gs) che sarebbe contenuta nello stesso volume in condizioni di saturazione nelle identiche condizioni di pressione e temperatura: Gν ϕ  –––– Gs Tale valore varia fra zero e l’unità (raggiunta nella condizione di saturazione). È espresso frequentemente in percentuale. Si può anche definire come rapporto fra la pressione parziale del vapore nel miscuglio e la pressione di saturazione alla stessa temperatura: pν ϕ  –––– 100 ps

(6.12)

Grado igrometrico o umidità specifica. Nelle operazioni di condizionamento ambientale, masse di aria vengono trattate con processi di umidificazione, deumidificazione, vengono riscaldate e raffreddate; subiscono cioè una serie di trattamenti nei quali il volume del sistema può subire delle variazioni. È, quindi, utile riferire la quantità di acqua presente nella miscela non al volume, ma alla quantità di aria secca presente. Si introduce così un parametro, chiamato grado igrometrico o umidità specifica, che rappresenta la quantità di acqua presente, espressa in g, associata alla quantità in peso di aria secca, espressa in kg. Il grado igrometrico dipende ovviamente dal valore della temperatura della miscela e dalla quantità di acqua presente, esprimibile come umidità relativa o assoluta. Si indica con xs il grado igrometrico a saturazione. Si definisce grado di saturazione il rapporto tra il grado igrometrico attuale e quello a saturazione: W Wsat  –––– Ws che assume valori compresi tra 0 e 1. Temperatura di rugiada. Se una miscela di aria umida, inizialmente alla temperatura t1, viene raffreddata, in un processo a pressione costante, fino a raggiungere una temperatura tr alla quale si verifica la condensazione del vapore acqueo, l’umidità relativa raggiunge un valore del 100% e si dice che è stato raggiunto lo stato di saturazione. La temperatura tr si definisce temperatura di rugiada del sistema e il suo valore è unicamente determinato dal contenuto di acqua nell’aria (umidità specifica).

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Entalpia in kJ/kg

6.1.6 Diagrammi psicrometrici. Nello studio dei problemi relativi al condizionamento dell’aria si utilizzano diagrammi dell’aria umida: i diagrammi psicrometrici, che consentono una semplice e veloce soluzione grafica di diversi problemi. I diagrammi, disponibili sia per pressione normale al livello del mare, sia per pressioni diverse, consentono, note due grandezze del miscuglio aria-vapore, di identificare tutte le altre grandezze (volume specifico, entalpia ecc.). Può essere utile rammentare che si chiama psicrometro lo strumento che, dotato di due sensori di temperatura (uno con il bulbo asciutto e l’altro con il bulbo rivestito da una garza imbevuta di acqua distillata), consente di misurare la temperatura al bulbo asciutto e la temperatura al bulbo umido. I due tipi di diagrammi più usati sono il diagramma di Mollier (fig. 6.1) e il diagramma psicrometrico ASHRAE mostrato nella figura 6.2 e seguenti.

Entropia in kJ/(kg.K)

Fig. 6.1

Diagramma di Mollier per l’aria umida.

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FONDAMENTI

II primo ha in ordinata l’entalpia e in ascissa l’umidità specifica. Il diagramma è riferito a un kilogrammo di aria secca, alla pressione atmosferica. Nel diagramma risultano rettilinee oltre che le linee a umidità specifica costante e a entalpia costante (isoentalpiche) anche quelle a temperatura costante (isoterme) debolmente inclinate. Il diagramma della fig. 6.2, desunto da quello che W. Carrier mise a punto nel 1902, ha in ordinata l’umidità specifica (Humidity Ratio, kg di acqua / kg aria secca) e in ascissa la temperatura al bulbo asciutto (Dry Bulb Temperature, °C). Le linee a umidità specifica costante sono parallele all’ascissa, le linee a entalpia costante (Enthalpy, kJ/kg aria secca) sono oblique e parallele fra loro; le linee delle temperature al bulbo umido (Wet Bulb Temperature, °C) sono oblique, rettilinee e si discostano leggermente da quelle delle entalpie. Le linee delle temperature al bulbo asciutto sono rettilinee quasi verticali e non esattamente parallele fra loro. Sono rappresentate anche le curve a umidità relativa costante (Relative Humidity, %) e le linee a volume specifico costante, che sono oblique, rettilinee e non perfettamente parallele fra loro. Anche questo diagramma è limitato dalla curva di saturazione (umidità relativa 100%); a sinistra di tale curva è la zona delle nebbie nella quale, cioè, coesistono le due fasi: acqua liquida e aria satura. Sulla parte sinistra del diagramma è riportato un settore circolare che possiede due scale: quella interna per il fattore termico, ossia il rapporto tra il calore sensibile e il calore totale assorbiti o ceduti dall’aria durante un dato processo psicrometrico, quella esterna che rappresenta il rapporto tra la variazione di entalpia Δh e la variazione di umidità specifica ΔW subite dall’aria durante il processo stesso. Le due scale hanno per polo il centro del settore circolare: entrambe danno l’inclinazione della retta di lavoro sul diagramma psicrometrico. L’ASHRAE ha messo a punto 7 diagrammi psicrometrici (fig. 6.2  6.8): dal n. 1 al n. 4 (figure 6.2  6.5) per diverse temperature, alla pressione standard (101,325 kPa), n. 5 per 750 metri di altitudine (92,636 kPa), figura 6.6; n. 6 per 1500 metri di altitudine (84,557 kPa), figura 6.7; n. 7 per 2250 metri di altitudine (77,062 kPa), figura 6.8. I campi di temperatura coperti sono: n. 1, 5, 6 e 7 temperatura normale: da 0 a  50 °C n. 2 bassa temperatura: da  40 a  10 °C n. 3 alta temperatura: da 10 a 120 °C n. 4 altissima temperatura: da 100 a 200 °C. L’esempio che segue illustra come possano essere desunte, dal diagramma della fig. 6.2, le proprietà dell’aria umida, note che ne siano soltanto due.

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Fig. 6.2 Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 1, temperatura normale da 0 a 50 °C, a livello del mare.

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Fig. 6.3 Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 2, temperatura bassa da  40 a  10 °C a livello del mare.

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FONDAMENTI

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PSICROMETRIA

Fig. 6.4

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Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 3, temperatura alta da 10 a 120 °C a livello del mare.

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Fig. 6.5

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FONDAMENTI

Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 4, temperatura altissima da 100 a 200 °C a livello del mare.

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Fig. 6.6 Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 5, temperatura normale da 0 a  50 °C per 750 metri di altitudine.

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Fig. 6.7 Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 6, temperatura normale da 0 a  50 °C per 1500 metri di altitudine.

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FONDAMENTI

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PSICROMETRIA

Fig. 6.8 Diagramma psicrometrico ASHRAE n. 7, temperatura normale da 0 a  50 °C per 2250 metri di altitudine.

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FONDAMENTI

Esempio Dati: – temperatura al bulbo asciutto, 30 °C – temperatura al bulbo umido, 22 °C Si individua il punto A che rappresenta le condizioni dell’aria avente le caratteristiche date. ϕ W νa h tr da pv u

È così possibile ricavare (tab. 6.3):  umidità relativa 50%  umidità specifica 13,37 g (acqua)/kg (aria secca)  volume specifico 0,877 m3/kg (aria secca)  entalpia 64,33 kJ/kg (aria secca)  temperatura di rugiada 18,45 °C  densità dell’aria 1,1558 (kg/m3)  pressione del vapore 15,929 (mm Hg)  umidità assoluta 15,246 (g/m3)

6.1.7

Trasformazioni dell’aria umida

Miscela di due masse d’aria. Quando due volumi d’aria V1 e V2, aventi massa m ˙1 em ˙ 2 che si trovano in due stati rappresentati dai punti 1 e 2, si miscelano (fig. 6.9) il punto rappresentativo dello stato della miscela (punto 3) si trova sulla congiungente i due punti e taglia il segmento 1-2 in parti inversamente proporzionali alle masse m ˙1 em ˙ 2, cioè: 13 m ˙2 –––––  ––– 32 m ˙1 13 m m ˙ 2  ––– ˙2 –––––  ––––––– 12 m ˙ 1  m˙ 2 m˙ 3

ossia

Fig. 6.9

Schema di miscelazione adiabatica di due masse d’aria.

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Dal diagramma psicrometrico (fig. 6.10) si possono così ricavare i valori di entalpia e umidità specifica. Analiticamente, indicando con: m ˙ 1 e m˙ 2 le masse d’aria che si miscelano, t1 e t2 le temperature delle due masse d’aria, h1 e h2 le entalpie, W1 e W2 le umidità specifiche, t3, h3 e W3 le stesse grandezze riferite alla miscela, avente massa m3 si può scrivere:

da cui:

m ˙ 1  m˙ 2  m3 t1 m ˙ 1  t2 m˙ 2  t3 (m˙ 1  m˙ 2) h1 m ˙ 1  h2 m˙ 2  h3 (m˙ 1  m˙ 2) W1 m ˙ 1  W2 m˙ 2  W3 (m˙ 1  m˙ 2) t1 m ˙ 1  t2 m˙ 2 t3  ––––––––––– m ˙ 1  m˙ 2 h1 m ˙ 1  h2 m˙ 2 h3  –––––––––––– m ˙ 1  m˙ 2 W1 m ˙ 1  W2 m˙ 2 W3  ––––––––––––– m ˙ 1  m˙ 2

Per una portata totale di 10 m3/s di cui 4 m3/s di aria esterna (stato 1) e 6 m3/s di aria di ricircolo (stato 2) si ricava (tab. 6.3): – stato 1, aria esterna: – stato 2, aria di ricircolo: – stato 3, miscela: – temperatura al bulbo asciutto: – umidità relativa:

32 °C con il 50% di u.r. 25 °C con il 50% di u.r. 27,8 °C 50,9%

Riscaldamento sensibile. Il riscaldamento di una massa d’aria, senza umidificazione, dalla temperatura t1 alla temperatura t2, (fig. 6.11) è rappresentato nel diagramma della fig. 6.12 da un segmento parallelo all’asse delle ascisse, in quanto l’umidità specifica (grammi di vapor d’acqua per kilogrammo di aria secca) non si modifica. L’aria passa, quindi, dallo stato 1 allo Stato 2; la differenza di entalpia esprime la quantità di calore da somministrare per ogni kilogrammo di aria per passare da t1, a t2. Da notare che l’umidità relativa varia in diminuzione. La quantità di calore si calcola con l’espressione: qm ˙a (h2  h1)

(kW)

(6.13)

dove m ˙a è la portata massica di aria (kg/s), calcolabile noti la portata volumetrica (m3/s) e il volume specifico νa(m3/kg).

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Fig. 6.10 Miscela di due masse d’aria.

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Fig. 6.11

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Schema di un sistema di raffreddamento o riscaldamento.

Nell’esempio della figura, per: t1  6 °C (u.r. 94,6%) t2  26 °C (u.r. 26,3%) h1  19,845 kJ/kg h2  40,147 kJ/kg ν1  0,797 m3/kg ν2  0,855 m3/kg W1 W2 = 5,5 g/kg di aria e per una portata di 10 m3/s, assumendo per il volume specifico il valore di 0,833 m3/kg(*) si ricava: 10 q  –––– (40,147  19,845)  243,8 kW 0,833 Trattandosi di una trasformazione con umidità specifica costante, la quantità di calore occorrente per passare da t1 e t2 può essere anche calcolata considerando il calore specifico dell’aria, con l’espressione: qm ˙a cp(t2  t1)

(kW)

per W1  W2  5,5 g/kg, il calore specifico dell’aria è: kJ cp  1,006  1,805  0,0055  1,016 ––––– kg K e quindi:

10 q  –––– 1,016 (26  6)  243,9 kW 0,833

valore molto poco discosto da quello calcolato considerando le entalpie,a causa degli arrotondamenti considerati nelle diverse espressioni impiegate. (*)

Nei calcoli come volume specifico si assume, di solito, quello dell’aria standard (21,1 °C alla pressione atmosferica), pari a 0,833 m3/kg, a cui corrisponde una massa volumica di 1/0,833  1,2 kg/m3.

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Fig. 6.12 Riscaldamento senza umidificazione.

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Raffreddamento senza deumidificazione. Si tratta di una trasformazione opposta a quella prima descritta; la trasformazione 2-1 è sempre rappresentata da un segmento parallelo alle ascisse. In questo caso la quantità di calore da sottrarre si calcola come sopra descritto: qm ˙a(h2  h1)

(kW)

Raffreddamento con deumidificazione. Negli impianti di climatizzazione estiva è necessario, quasi sempre, procedere al raffreddamento e alla deumidificazione dell’aria da immettere negli ambienti. Questa trasformazione si ottiene facendo passare l’aria attraverso uno scambiatore di calore (batteria di raffreddamento), costituito da tubi alettati nei quali si fa circolare acqua o altro fluido refrigerante a bassa temperatura. Man mano che l’aria attraversa la batteria (la cui superficie media si può considerare che abbia una temperatura solo di alcuni gradi superiore alla temperatura dell’acqua che in essa circola) si raffredda e quando ha raggiunto una temperatura tr eguale al punto di rugiada(*) comincia a perdere vapor d’acqua che si condensa sulla batteria; l’acqua viene raccolta in una sottostante bacinella, per essere poi scaricata all’esterno (fig. 6.13). Più bassa è la temperatura del fluido rispetto alla temperatura di rugiada e maggiore sarà la deumidificazione. Nell’esempio illustrato nella fig. 6.14, la deumidificazione prosegue fino al punto 3 (che rappresenta la temperatura superficiale della batteria). In realtà l’aria uscirà dalla batteria in condizioni leggermente diverse (stato 2); si può immaginare, cioè, che non tutta l’aria venga a contatto con la superficie della batteria ma che una piccola quantità rimanga nelle condizioni iniziali, per cui il punto 2 rappresenta le condizioni della miscela d’aria fra quella entrante (stato 1) e quella

Fig. 6.13 (*)

Schema di un sistema di raffreddamento e deumidificazione.

Punto di rugiada o temperatura di rugiada è la temperatura alla quale l'aria umida arriva a saturazione completa, in una condizione, cioè, di massimo contenuto di vapor d'acqua. Un abbassamento di temperatura al di sotto di tale punto provoca pertanto la condensazione di una parte del vapore acqueo contenuto nell'aria.

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Fig. 6.14 Raffreddamento con deumidificazione.

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uscente (stato 3). Si introduce così un parametro caratteristico di ogni batteria e, cioè, il fattore di by-pass BF (By-pass factor), inteso come rapporto fra la portata d’aria non trattata e quella che, attraversando la batteria, raggiunge la condizione di equilibrio termodinamico alla temperatura della batteria (stato 3). Il fattore di by-pass è tanto più piccolo quanto maggiore è il numero dei ranghi e di alette della batteria e minore la velocità frontale di attraversamento (si veda il paragrafo 32.1.1). Il punto 3 rappresenta quello che viene chiamato “apparatus dewpoint temperature” (ADP) della batteria. Il fattore di by-pass può essere anche espresso quale rapporto fra due differenze di temperatura: t3  t2 BF  –––––– t3  t2 La quantità di calore sottratta all’aria può calcolarsi con q ⯝ m ˙a(h1  h2), trascurando il calore speso per raffreddare l’acqua condensata fino alla temperatura t2, pari a m ˙a(x1  x2) hl2, dove hl2 è l’entalpia specifica dell’acqua liquida alla temperatura di scarico, che può essere posta eguale alla temperatura t2 di uscita dell’aria dalla batteria. Per le condizioni raffigurate nel diagramma (fig. 6.14), per i valori delle grandezze in gioco: t1  30 °C (con il 50% di u.r.) t3  13,8 °C (con il 95% di u.r.) t2  12,0 °C (con il 100% di u.r.) h1  64,326 kJ/kg h3  37,869 kJ/kg W1 13,37 g/kg W3 9,50 g/kg e per una portata di aria di 10 m3/s, assumendo per il volume specifico il valore di 0,833 m3/kg, si ricava: 10 q  –––– (64,326  37,869)  317,68 kW 0,833 Il fattore di by-pass, per l’esempio riportato, è: 13,8  12 BF  –––––––––  0,1 30  12 Allo stesso risultato si perviene considerando che il processo in esame coinvolge un trasferimento di calore sensibile e di calore latente. Il calore sensibile si calcola con l’espressione: qs  cp m ˙a(t1  t3)

(kW)

(6.14)

e il calore latente con: ql  m ˙a(W1  W3) r

(kW)

dove r è il calore di vaporizzazione dell’acqua a 13,8 °C (tab. 2.4).

(6.15)

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Per l’espressione (6.10): kJ cp  1,006  1,805  0,01337  1,03 ––––– kg K 10  12,0 kg/s m ˙a  –––––– 0,833

t1  30 °C

t3  13,8 °C

Pertanto dalla (6.14): qs  1,03  12,0 (30  13,8)  200,23 kW Per l’espressione (6.15): m ˙a  12,0 kg/s;

W1  0,01337 kg/kg;

W3  0,0095 kg/kg;

kJ r  2470 ––– kg

e quindi: ql  12 (0,01337  0,00950) 2470  114,71 kW Essendo: q  qs  ql si ricava: q  200,23  114,71  314,94 kW Le due quantità di calore suddette possono essere, altresì, calcolate con le espressioni (fig. 6.14): qs  m ˙a(h1  ha)

(kW)

(6.16)

ql  m ˙a(ha  h2)

(kW)

(6.17)

dove: h1  entalpia dell’aria entrante h2  entalpia dell’aria uscente ha  entalpia dell’aria a 30 °C e Wa  W3  9,50 g/kg Si ottiene, pertanto: ql  12 (h1  ha)  12 (64,326  54,2)  121,51 kW qs  12 (ha  h3)  12 (54,2  37,869)  195,97 kW per cui: q  qs  ql  317,48 kW La piccola differenza che si riscontra fra i risultati ottenuti con la prima e la terza modalità di calcolo, rispetto alla seconda, è dovuta, come già detto, agli arrotondamenti adottati nelle espressioni utilizzate nei calcoli.

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Preraffreddamento e successiva deumidificazione. Nel caso di possibile impiego di acqua fredda (di pozzo, di fiume, di lago, di mare ecc) è possibile ridurre il fabbisogno energetico utilizzandola per effettuare il preraffreddamento dell’aria e poi per raffreddare il condensatore di un gruppo frigorifero. Ciò si ottiene inserendo nell’unità di trattamento aria una batteria che precede quella alimentata con acqua refrigerata o del tipo a espansione diretta (fig. 6.15) Nel diagramma psicrometrico (fig. 6.16) le trasformazioni subite dall’aria sono rappresentate dai segmenti: 1-2 preraffreddamento, 2-3 raffreddamento con deumidificazione, 3-4 post-riscaldamento, spesso necessario per poter introdurre in ambiente aria a temperatura non molto bassa. È il caso degli impianti misti (ventilconvettori e aria primaria, tutta esterna). Nell’esempio della figura, per: t1  32,0 °C (u.r. 50%) t2  23,0 °C (u.r. 84,7%) t3  13,0 °C (u.r. 98,0%) t4  20,0 °C (u.r. 62,8%) dal diagramma psicrometrico si desumono i valori di tutte le grandezze in gioco (tab. 6.3). Per una portata di aria esterna di 10 m3/s, si ottiene: – potenza batteria di preraffreddamento: 111,64 kW – potenza batteria di raffreddamento e deumidificazione: 301,28 kW – potenza di batteria di post-riscaldamento: 85,92 kW

Fig. 6.15

Schema di un sistema con preraffreddamento, raffreddamento con deumidificazione e successivo post-riscaldamento.

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Fig. 6.16 Preraffreddamento, raffreddamento con deumidificazione e successivo post-riscaldamento.

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Umidificazione. L’umidificazione di una massa d’aria può essere ottenuta con diversi sistemi; essenzialmente, però, allo stato attuale, i sistemi in uso sono a polverizzazione d’acqua o per iniezione di vapore. Nel primo caso l’acqua finemente polverizzata con ugelli viene immessa nella corrente d’aria ed essa evapora a spese del calore dell’aria che si raffredda. Il calore sensibile dell’aria, quindi, diminuisce mentre aumenta la sua umidità specifica. La trasformazione, tranne piccole perdite trascurabili, può intendersi adiabatica, vale a dire senza scambi di energia con l’esterno; in pratica la trasformazione si può anche considerare a entalpia costante e, cioè, con l’entalpia dell’aria uscente eguale a quella dell’aria entrante. La temperatura dell’aria all’uscita si chiama anche temperatura termodinamica del bulbo umido, che praticamente coincide con quella al bulbo umido letta dal termometro bagnato di uno psicrometro. Per ottenere alte efficienze occorre impiegare anche due banchi di ugelli, equicorrente o controcorrente. L’acqua spruzzata e non evaporata ricade nel bacino di raccolta e viene ripresa da una pompa e spruzzata di nuovo. L’acqua di reintegro deve essere pari a quella evaporata più una quantità che occorre stimare in funzione del grado di durezza dell’acqua di alimento, onde mantenere la concentrazione dei sali entro valori tali da impedire incrostazioni nel condizionatore. Considerando un’unità di trattamento (UTA) (fig. 6.17) in cui l’aria venga preriscaldata e poi umidificata con iniezione di acqua polverizzata, si può, facendo un bilancio energetico, scrivere: qm ˙a h1  m˙ l hl  m˙a h3

(6.18)

e cioè, la somma del calore somministrato con la batteria di preriscaldamento, di quello contenuto nell’aria all’ingresso del sistema e di quello contenuto nell’acqua spruzzata, è uguale al calore contenuto nell’aria alla fine del processo. D’altra parte, poiché la somma della quantità di acqua contenuta nell’aria all’ingresso della sezione di umidificazione e di quella iniettata è uguale alla quantità totale di acqua che si ritrova nell’aria all’uscita, si può anche scrivere: m ˙a W1  m˙ l  m˙a W3

Fig. 6.17

(6.19)

Schema di un sistema con preriscaldamento e umidificazione ad acqua.

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Queste due espressioni, combinate, portano a: h3  h1 q ––––––––  –––  hl m W3  W1 ˙l dove: m ˙a m ˙l h1 e h3 hl

   

(6.20)

massa dell’aria massa dell’acqua spruzzata entalpia dell’aria all’ingresso e all’uscita entalpia dell’acqua spruzzata

Nel caso di q  0, l’espressione (6.20) diventa: h3  h1 Δh ––––––––  –––  hl W3  W1 ΔW Nel diagramma psicrometrico lo stato rappresentativo dell’aria umida, dopo l’iniezione di acqua (o vapore), si troverà sulla linea che, partendo dallo stato iniziale, va nella direzione fissata dall’entalpia dell’acqua; allo scopo si può utilizzare la scala Δh –––, riportata all’esterno del settore circolare posto alla sinistra del diagramma stesso. ΔW Con riferimento alla fig. 6.18, (considerando che l’aria si trovi a 20 °C dopo un preriscaldamento) possono aversi i seguenti casi: – se si inietta vapore saturo alla temperatura del bulbo asciutto, il processo sarà rappresentato da una linea a bulbo asciutto costante: 2-3; – se l’entalpia dell’acqua è maggiore dell’entalpia del vapore saturo alla temperatura a bulbo asciutto (nel caso l’acqua venga riscaldata o si impieghi vapore) l’aria verrà riscaldata e umidificata: 2-4; – se l’entalpia dell’acqua è minore di quella del vapore saturo alla temperatura a bulbo asciutto, l’aria verrà raffreddata e umidificata: 2-5; – quando la temperatura dell’acqua è uguale a quella del bulbo umido dell’aria, il processo sarà rappresentato da una linea con temperatura a bulbo umido costante: 2-6 (umidificazione adiabatica). Alcuni esempi chiariranno meglio quanto si è affermato. Primo caso: umidificazione a vapore. Questo sistema è oggi molto diffuso in quanto evita l’impiego di acqua e, quindi, minimizza il rischio di legionellosi; è, per esempio, la prassi normale negli impianti per ospedali, sale operatorie ecc. Nel periodo invernale, quindi, l’aria esterna viene prima preriscaldata, per esempio fino a 20 °C, poi in essa viene iniettato del vapore saturo così da aumentare, fino al valore desiderato, il contenuto di vapore nell’aria. Dopo l’aria potrà essere post-riscaldata fino a portarla alla temperatura ritenuta più idonea: 22  25 °C (fig. 6.19). Nella figura 6.20 sono rappresentate le trasformazioni subite dall’aria.

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Fig. 6.18 Differenti processi di umidificazione.

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Fig. 6.19

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Schema di un sistema con preriscaldamento, umidificazione a vapore e post-riscaldamento.

I valori numerici della grandezza in gioco (tab. 6.3) sono i seguenti. Stato 1, iniziale temperatura al bulbo asciutto: umidità relativa: umidità specifica: entalpia:

0 °C 76,5% W1  2,9 g/kg h1  7,24 kJ/kg

Stato 2, dopo preriscaldamento temperatura al bulbo asciutto: 20 °C umidità relativa: 20% umidità specifica: W2  2,9 g/kg entalpia: h2  27,45 kJ/kg Stato 3, dopo umidificazione temperatura al bulbo asciutto: umidità relativa: umidità specifica: entalpia:

20 °C 55% W3  8,0 g/kg h3  40,48 kJ/kg

Stato 4, dopo post-riscaldamento temperatura al bulbo asciutto: 25 °C umidità relativa: 40,6% umidità specifica: W4  8,0 g/kg entalpia: h4  45,58 kJ/kg Con una portata di aria esterna di 10 m3/s i dati salienti sono: – potenzialità batteria di preriscaldamento: q1  242,7 kW – quantità di vapore immesso: 5,1 g/kg e, quindi  220,3 kg/h – potenzialità della batteria di post-riscaldamento: q3  61,2 kW Secondo caso. Nel caso venga iniettato vapore d’acqua saturo a 100 °C, dalla tab. 2.4 si ricava che l’entalpia specifica è eguale a 2675,44 kJ/kg. Orbene la trasformazione sarà rappresentata, nel diagramma psicrometrico, da un segmento che, partendo dal punto relativo alle condizioni iniziali dell’aria (stato 2),

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Fig. 6.20 Preriscaldamento, umidificazione a vapore e post-riscaldamento.

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corre parallelamente a quello che collega il centro del diagramma semicircolare al punto rappresentativo del valore di 2,675 kJ/g posto sulla scala esterna (fig. 6.18). Volendo raggiungere in ambiente un’umidità del 50% basterà condurre il suddetto segmento dal punto 2 fino a incrociare la curva del 50%: stato 4. I relativi valori sono: Stato 2, prima dell’umidificazione temperatura a bulbo asciutto: 20 °C umidità relativa: 20% umidità specifica: W2  2,9 g/kg entalpia: h2  27,45 kJ/kg Stato 4, dopo umidificazione temperatura a bulbo asciutto: umidità relativa: umidità specifica: entalpia:

21 °C 50% W4  7,76 g/kg h4  40,82 kJ/kg

Terzo caso. Raffreddamento e umidificazione. In questo caso l’aria viene raffreddata e umidificata. La trasformazione nel diagramma psicrometrico sarà rappresentata da un segmento che, partendo dallo stato iniziale 2 (fig. 6.18), corre parallelamente a quello che collega il centro del diagramma semicircolare al valore dell’entalpia dell’acqua impiegata: stato 5. Nell’esempio della fig. 6.18 i valori numerici delle grandezze in gioco sono: Stato 2, prima dell’umidificazione temperatura al bulbo asciutto: 20 °C umidità relativa: 20% umidità specifica: W2  2,9 g/kg entalpia: h2  27,45 kJ/kg Stato 5, dopo umidificazione temperatura al bulbo asciutto: umidità relativa: umidità specifica: entalpia:

17 °C 65% W5  7,86 g/kg h5  37,00 kJ/kg

L’entalpia dell’acqua a saturazione, per una temperatura di circa 0,5 °C, è pari a 2,8 kJ/kg. Quarto caso. Riscaldamento con umidificazione adiabatica.(*) (*)

Il processo è

Questo tipo di trattamento era frequentissimo fino a quando non sono stati messi a punto sistemi di umidificazione a vapore con acqua polverizzata previo trattamento con osmosi inversa, che evitano rischi di legionellosi.

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molto comune negli impianti di climatizzazione invernale quando occorra mantenere gli ambienti in determinate condizioni di temperatura e umidità. Nel caso particolare di impianti misti aria-acqua e, cioè, con aria primaria (tutta esterna) e condizionatori d’ambiente (per esempio ventilconvettori), è necessario sottoporre l’aria esterna a tre successivi trattamenti (fig. 6.21 e 6.22): – un preriscaldamento dalla temperatura iniziale fino a una temperatura tale da consentire la successiva umidificazione (tratto 1-2); – un’umidificazione adiabatica (tratto 2-3); – un post-riscaldamento che porti l’aria dalla temperatura t3 alla temperatura desiderata t4 (tratto 3-4). I valori numerici delle grandezze in gioco (tab. 6.3) sono: Stato 1, iniziale temperatura al bulbo asciutto: umidità relativa: umidità specifica: entalpia:

0 °C 79,3% W1  3,0 g/kg h1  7,50 kJ/kg

Stato 2, dopo preriscaldamento: temperatura al bulbo asciutto: 22 °C umidità relativa: 18,3 % umidità specifica: W2  3,0 g/kg entalpia: h2  29,73 kJ/kg Stato 6, dopo umidificazione temperatura al bulbo asciutto: umidità relativa: umidità specifica: entalpia:

Fig. 6.21

12,0 °C 80,1 % W6  7,0 g/kg h6  29,72 J/kg

Schema di un sistema con preriscaldamento, umidificazione adiabatica con acqua e post-riscaldamento.

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Fig. 6.22 Preriscaldamento, umidificazione adiabatica con acqua e post-riscaldamento.

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Stato 7, dopo post-riscaldamento temperatura al bulbo asciutto: 20 °C umidità relativa: 40,0% umidità specifica: W7  7,0 g/kg entalpia: h7  37,86 kJ/kg Con una portata di aria esterna di 10 m3/s e con 63,6%, i dati salienti sono: – potenzialità della batteria di preriscaldamento: – quantità di acqua evaporata – potenzialità della batteria di post-riscaldamento:

efficienza di saturazione del q1  267,0 kW m ˙  172,8 L/h q2  97,8 kW

Per efficienza di saturazione si intende il rapporto: t2  t6 Esat  100 ––––––– t2  t dove t è la temperatura di saturazione al bulbo asciutto. Nel caso esaminato: 20  13 Esat  100 –––––––  63,6% 20  9 L’efficienza di saturazione dipende dalla quantità di acqua nebulizzata dagli ugelli, dal tempo di contatto dell’aria con la nebbia d’acqua e, quindi, dalla lunghezza della sezione di umidificazione e dalla velocità di attraversamento. Con un doppio banco di ugelli si può raggiungere e superare il 92%. 6.1.8 Impianti di condizionamento. Funzionamento alle condizioni di progetto. Per climatizzare un ambiente è necessario determinare: a) la quantità di aria da immettere; b) le caratteristiche termofisiche che quest’aria deve possedere per raggiungere e mantenere in ambiente le condizioni termoigrometriche richieste e che devono essere garantite. Nel periodo estivo, ad esempio, l’aria inviata deve avere una temperatura e un’umidità specifica più basse di quelle ambiente, onde poter assorbire il calore e l’umidità generate all’interno dalle diverse fonti (irraggiamento, affollamento, illuminazione ecc) di cui si parlerà diffusamente nel capitolo 32. Viceversa accade nel periodo del riscaldamento, nel quale occorrerà fornire all’ambiente il calore che viene dissipato attraverso le pareti (opache e trasparenti) che delimitano il locale dall’ambiente esterno, a causa della differenza di temperatura che si instaura fra l’ambiente interno e quello esterno. Lo stesso dicasi per l’umidità. Si consideri lo spazio schematicamente raffigurato nella fig. 6.23 per il quale siano stati calcolati: – il calore sensibile qs, così chiamato perché si manifesta con una variazione della temperatura; non tiene conto degli apporti di vapore d’acqua;

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Fig. 6.23

Schema di un sistema di climatizzazione.

– il calore latente ql, legato alla quantità di vapore introdotto in ambiente (dall’esterno o prodottovi da persone e/o apparecchiature); – la somma del calore sensibile e del calore latente è il calore totale: qt. Si può, quindi, scrivere: qt  qs  ql

(6.21)

Molto importante è il rapporto fra il calore sensibile e il calore totale, definito con l’espressione fattore termico, SHF (Sensibile Heat Factor): qs SHF  ––––––– qs  ql

(6.22)

I valori di SHF sono riportati sulla scala interna del settore semicircolare, posto in alto a sinistra del diagramma psicrometrico. L’utilità del fattore termico può essere dimostrata agevolmente con l’esempio che segue. Nell’ambiente schematizzato nella figura debba essere mantenuta, nel periodo estivo, una temperatura di 25 °C con un’umidità relativa del 50%; dai calcoli termici si siano desunti i seguenti valori dei carichi termici: 140 kW qs, calore sensibile: 35 kW ql, calore latente: 175 kW qt, calore totale: SHF, fattore termico: qs /qt  0,8

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A questo punto, nel diagramma psicrometrico (fig. 6.24), si può tracciare un segmento che, partendo dal punto rappresentativo delle condizioni termoigrometriche ambientali (2) raggiunge la curva di saturazione (φ = 100%), correndo parallelamente a quello che congiunge il centro del diagramma semicircolare al valore SHF = 0,8, individuato sulla scala interna del suddetto diagramma. Qualsiasi punto di questo segmento rappresenta le condizioni che l’aria da immettere nell’ambiente deve possedere per garantire, in presenza dei citati valori di qs e ql, i valori di temperatura e umidità del progetto: 25 °C con il 50% di u.r. È evidente che la portata di aria da immettere varia a seconda della sua temperatura, visto che occorre che sia verificata l’espressione: qs  1,23 V Δt (*)

dove: qs  calore sensibile (kW) V  portata volumetrica di aria (m3/s) Δt  differenza (°C) fra la temperatura da mantenere in ambiente e quella dell’aria immessa L’espressione è approssimata, ma può considerarsi valida per la maggior parte dei calcoli nel condizionamento. Ne consegue che la portata d’aria sarà tanto più piccola quanto più grande è la differenza di temperatura fra ambiente e aria immessa. A meno di casi particolari, si tenderà a trattare la minore quantità possibile di aria per ridurre così i costi delle apparecchiature, dei canali, nonché quelli di gestione. L’aria trattata in un condizionatore e immessa in ambiente, nelle condizioni rappresentate da un punto collocato sul segmento di cui si è detto, evolverà lungo il segmento stesso fino a raggiungere in ambiente i valori richiesti di temperatura e umidità. Qualora, invece, le condizioni dell’aria inviata in ambiente fossero diverse, a parità di qs e ql, i parametri termoigrometrici ambientali si discosteranno da quelli desiderati: se, per esempio, a parità di temperatura al bulbo asciutto, l’aria immessa avesse un contenuto di umidità maggiore di quello individuato sul segmento del fattore termico, la temperatura ambiente sarebbe mantenuta ma non l’umidità relativa che sarebbe più alta (fig. 6.25). Si supponga che nell’ambiente schematizzato nella fig. 6.23 debbano essere immessi 4 m3/s di aria esterna, (32 °C con il 50% di u.r.) per garantire i ricambi fissati dalla normativa (UNI 10339) per la specifica destinazione del locale e che dal calcolo la portata totale d’aria da immettere in ambiente, per una temperatura di immissione di circa 14 °C (per un calore sensibile di 140 kW) sia di 10 m3/s. L’aria totale (stato 3) deve essere raffreddata e deumidificata lungo il percorso 35 che dovrà tagliare il segmento del fattore termico nel punto 4, tale che 4-5 sia eguale al fattore di by-pass (BF) della batteria utilizzata. Essendo qs  ρV(cp  1,805 x) Δt, essendo ρ⯝1,20 kg/m3, per x  0,010 (kg acqua / kg aria secca), si ricava qs  1,23 V Δt.

(*)

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Fig. 6.24 Trattamento aria al fine di climatizzare un ambiente.

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Il segmento 3-4 rappresenta la trasformazione (raffreddamento e deumidificazione) subita dall’aria per passare dallo stato 3 allo stato 4. Con riferimento al diagramma psicrometrico della fig. 6.24 si desume: stato 1, aria esterna: 32 °C con il 50% di u.r. stato 2, aria ambiente: 25 °C con il 50% di u.r. stato 3, miscela di aria esterna e aria ambiente: 27,8 °C con il 50,9% di u.r. stato 4, aria trattata: 13,6 °C con il 90% di u.r. stato 5, ADP 11 °C con il 100% di u.r. Le altre grandezze sono: entalpia aria esterna entalpia aria ambiente entalpia aria miscela entalpia aria trattata umidità specifica aria esterna umidità specifica aria ambiente umidità specifica aria miscela umidità specifica aria trattata

h1 h2 h3 h4 W1 W2 W3 W4

 70,62 kJ/kg  50,40 kJ/kg  58,47 kJ/kg  35,80 kJ/kg  15,02 g/kg  9,92 g/kg  11,96 g/kg  8,76 g/kg

La quantità di calore rimossa con la batteria è pari a: qb  1,2 m ˙ 3 (h3  h4)  1,2  10 (58,47  35,80)  272,04 kW e, cioè, maggiore di quella qt relativa all’ambiente in quanto comprensiva del calore q1 speso per raffreddare e deumidificare l’aria esterna fino alle condizioni dell’ambiente: q1  1,2 m ˙ 1 (h1  h2)  1,2  4 (70,62  50,40)  97,06 kW La somma di q1 e del calore totale ambiente qt è, quindi: q1  qt  97,06  175  272,06 kW praticamente coincidente con il valore qb trovato prima, pari a 272,04 kW. 6.1.9 Dalla teoria alla pratica. Per tener conto delle reali condizioni di funzionamento degli impianti è necessario fare alcune considerazioni. Con riferimento alla fig. 6.23 si noti che il ventilatore di mandata è posizionato dopo la batteria di raffreddamento, mentre il ventilatore di ripresa è posto immediatamente prima della sezione di miscela aria esterna - aria di ricircolo. Orbene, tutta la potenza assorbita dai due ventilatori viene ceduta all’aria che, quindi, si riscalda. Non si può, inoltre, trascurare la trasmissione di calore attraverso le pareti dei canali. Se, quindi, in un diagramma psicrometrico (fig. 6.25) si indica con 3 lo stato dell’aria dopo la batteria di raffreddamento e deumidificazione, il punto 2 rappresenterà le condizioni effettive dell’aria che entra in ambiente (dopo essersi riscaldata per aver assorbito il calore dovuto al ventilatore e alla trasmissione del calore attraverso le pareti del canale che convoglia l’aria in ambiente) e che evolverà secondo la retta di fattore termico 2-2.

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Fig. 6.25 Effetto dei ventilatori e del guadagno di calore sulle condizioni dell’aria inviata in ambiente e sulla potenza frigorifera.

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Anche l’aria ripresa dall’ambiente si riscalderà passando dal punto 2 al punto 4 per effetto delle rientrate di calore attraverso le pareti del canale di ripresa, e poi dal punto 4 al 4 per la potenza dissipata dal ventilatore. La retta di fattore termico 2-2 è quella teorica calcolata e rimane invariata, ma la potenza della batteria di raffreddamento che deve portare l’aria da 3 a 3 risulta maggiorata della potenza dei ventilatori e del calore trasmesso all’aria dalle pareti dei canali. 6.1.10 Impianti di condizionamento. Funzionamento in condizioni diverse da quelle di progetto. Le considerazioni svolte precedentemente valgono nel caso che gli impianti funzionino senza variazioni delle condizioni di progetto. Nella realtà le cose stanno diversamente in quanto i carichi termici si modificano continuamente, per cui è necessario, per cercare di mantenere costanti le condizioni termoigrometriche dell’ambiente, modificare uno o più parametri. Per esempio, la quantità di aria immessa in ambiente può essere fatta variare in proporzione al carico termico sensibile: ciò si verifica negli impianti a volume di aria variabile (VAV: Variable-AirVolume). Un’altra possibilità, mantenendo costante la portata totale d’aria, è quella di non trattare parte dell’aria (by-pass della batteria di raffreddamento), in maniera tale che la temperatura dell’aria immessa nell’ambiente si modifichi in relazione al carico termico. Questo sistema, anche noto come face and by-pass control, viene ottenuto con serrande di by-pass motorizzate. Esiste anche la modalità di modificare o la temperatura o la portata del fluido che attraversa la batteria (di raffreddamento o di riscaldamento). Questa tecnica è spesso impiegata in aggiunta a quella prima indicata. Nella fig. 6.26 viene illustrato quanto accade in un sistema VAV al ridursi del carico termico ambiente. Le linee al tratto pieno sono relative alle condizioni progetto, quelle tratteggiate, invece, riguardano il caso di una diminuzione della portata d’aria trattata e inviata in ambiente allo scopo di mantenere pressoché costante la temperatura ambiente al diminuire del carico termico sensibile, (ad esempio perché l’aria esterna è passata dalle condizioni 1 a quelle 1). In tal caso la portata d’aria che attraversa la batteria si riduce per cui, qualora la portata d’acqua refrigerata nella batteria rimanga costante, le condizioni dell’aria in uscita dalla batteria saranno rappresentate dal punto 4; l’aria, cioè, uscirà dalla batteria con temperatura e umidità più basse che nelle condizioni teoriche di progetto a carico massimo. Accadrà, quindi, che mentre la temperatura ambiente sarà mantenuta dal sistema di regolazione, l’umidità si abbasserà: le condizioni ambiente saranno, cioè, rappresentate dal punto 2. Questo giustifica, pertanto, il ricorso a un sistema di regolazione che possa ridurre la portata d’acqua nella batteria di raffreddamento e deumidificazione al variare dell’umidità relativa. In tale evenienza la regolazione della portata d’acqua avrà come effetto quella di spostare il punto 4 più a destra, riportandolo sulla retta di fattore termico, così da raggiungere valori di temperatura e umidità come da progetto.

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Fig. 6.26 Controllo delle condizioni termoigrometriche ambientali, in un impianto VAV.

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Un altro caso è quello raffigurato nella fig. 6.27 che riguarda un sistema a portata costante con face and by-pass control, il quale, nel caso che il carico termico sensibile ambiente diminuisca, riduce la portata d’aria trattata che, a valle della batteria, si troverà nelle condizioni raffigurate dal punto 4; questa aria si miscelerà con quella non trattata (stato 3) per cui in ambiente verrà inviata aria nello stato 4 . Qualora la quantità di aria by-passata sia alta, l’umidità relativa in ambiente può salire al di sopra del valore desiderato, ecco perché, anche in questo caso, potrà essere opportuna una regolazione della resa della batteria di raffreddamento, riducendo la temperatura dell’acqua refrigerata. Per concludere si accenna al sistema del post-riscaldamento dell’aria dopo il trattamento di raffreddamento e deumidificazione. Ciò è necessario quando il carico latente è così elevato che il fattore termico (SHF) assume un valore piuttosto basso, tale che la retta di fattore termico, tracciata dal punto 2 (ambiente), non incontra la curva di saturazione. In tal caso l’aria (stato 3) (miscela di aria esterna-stato 1, e aria di ricircolo-stato 2) verrà raffreddata e deumidificata fino al minimo possibile (stato 4), compatibilmente con la temperatura dell’acqua refrigerata a disposizione e, successivamente, post-riscaldata in modo che il suo stato (4) cada sulla retta del fattore termico (fig. 6.28).

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Fig. 6.27 Face and by-pass control.

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Fig. 6.28 Post-riscaldamento per garantire le condizioni ambientali di progetto.

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Stato 1

Stato 1 Stato 2 Stato 3

Stato 1 Stato 2

Stato 1 Stato 2 Stato 3

Stato 1 Stato 2 Stato 3 Stato 4

Stato 1 Stato 2 Stato 3 Stato 4

Stato 1 Stato 2 Stato 3 Stato 4

Stato 1 Stato 2 Stato 3 Stato 4 Stato 5

Fig. 6.10

Fig. 6. 12

Fig. 6.14

Fig. 6.16

Fig. 6.20

Fig. 6.22

Fig. 6.24

32,00 25,00 27,80 13,60 11,00

0,000 22,000 12,000 20,000

0,000 20,000 20,000 25,000 79,3 18,3 80,1 48,0

 1,207 10,253 10,173 13,495 50,0 50,0 50,9 90,0 100,0

76,5 20,0 55,0 40,6

 1,371 9,246 14,462 16,297

23,649 17,879 20,347 12,649 11,000

50,0 84,7 98,0 62,8

15,02 9,92 11,96 8,76 8,20

3,00 3,00 7,00 7,00

2,90 2,90 8,03 8,03

15,02 15,02 9,18 9,18

13,37 8,68 9,50

5,50 5,50

15,02 9,92 11,96

13,37

Umidità specifica W (g/kg)

0,885 0,858 0,869 0,823 0,816

0,777 0,840 0,817 0,839

0,777 0,834 0,841 0,855

0,885 0,859 0,822 0,842

0,877 0,819 0,825

0,797 0,855

0,885 0,858 0,869

0,877

Volume specifico v (m3/kg)

70,620 50,399 58,471 35,797 31,718

7,503 29,732 29,721 37,863

7,241 27,445 40,478 45,577

70,620 61,325 36,241 43,394

64,326 33,950 37,869

19,845 40,147

70,620 50,399 58,471

64,326

h (kJ/kg)

Entalpia

20,2829 13,8674 16,7263 11,9924 10,9998

 2,7934  2,7934 8,6772 8,6772

 3,2135  3,2135 10,6967 10,6967

20,2829 20,2829 12,6916 12,6916

18,4516 11,8477 13,2090

5,1998 5,1998

20,2829 13,8674 16,7263

18,4516

Temp. di rugiada t (°C)

1,1472 1,1775 1,1652 1,2251 1,2367

1,2905 1,1943 1,2333 1,1996

1,2905 1,2025 1,1989 1,1788

1,1472 1,1821 1,2274 1,1981

1,1558 1,2321 1,2238

1,2609 1,1766

1,1472 1,1775 1,1652

1,1558

Densità (kg/m3)

17,8522 11,8882 14,2855 10,5151 9,8462

3,6333 3,6333 8,4256 8,4256

3,5071 3,5071 9,6496 9,6496

17,8522 17,8522 11,0098 11,0098

15,9289 10,4151 11,3891

6,6360 6,636

17,8522 11,8882 14,2855

15,9289

Pressione del vapore (mm Hg)

16,976 11,568 13,773 10,639 10,053

3,860 3,572 8,572 8,338

3,726 3,471 9,550 9,390

16,976 17,492 11,163 10,896

15,246 10,597 11,515

6,897 6,436

16,976 11,568 13,773

15,246

Umidità assoluta (g/m3)

190

23,649 21,103 12,816 15,499

50,0 100,0 96,2

94,6 26,3

50,0 50,0 50,9

50,0

Umidità relativa (%)

14:37

32,000 23,000 13,000 20,000

21,997 11,911 13,442

5,608 14,397

23,649 17,879 20,347

21,997

Bulbo umido t (°C)

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30,000 12,000 13,800

6,000 26,000

32,000 25,000 27,800

30,000

Riferimento Bulbo asciutto t (°C)

Fig. 6.2

Figura

Tab. 6.3 Valori numerici delle diverse grandezze in gioco.

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Gli ambienti nei quali viviamo e lavoriamo sono sempre più inquinati dal rumore, proveniente dal traffico veicolare e aereo, dagli impianti di condizionamento, da quelli industriali ecc. Per quel che riguarda gli impianti di condizionamento, che qui più interessano, essi sono fonti di rumori e vibrazioni che devono essere controllate, nei limiti del possibile, onde ridurre l’inquinamento acustico. È noto, d’altra parte, che il benessere non è legato soltanto alle condizioni termoigrometriche ma anche al livello acustico e all’intorno luminoso. È necessario, quindi, esaminare la rumorosità emessa dai diversi componenti di un impianto: ventilatori, bruciatori, pompe, gruppi frigoriferi, torri di raffreddamento; questi rumori sono irradiati direttamente nell’aria e, parzialmente, anche indirettamente trasmessi a distanza attraverso le strutture, le tubazioni, le canalizzazioni. Per poter affrontare e risolvere con competenza i diversi problemi connessi con il rumore e le vibrazioni è necessario richiamare alcuni concetti fondamentali di acustica. 7.1

DEFINIZIONI

Rumore: viene definito così un suono indesiderato che, nel campo delle frequenze udibili fra i 20 e i 20.000 Hz, disturba, provoca fastidio o danni alla salute. Il suono è il fenomeno fisico che deriva da insiemi di oscillazioni di particelle materiali in un mezzo elastico; esso si propaga in ogni mezzo che possa vibrare; nel vuoto, quindi, esso non può essere trasmesso per mancanza di materia. Il suono in un fluido si propaga con un’onda longitudinale. Un’onda sonora può essere rappresentata in un diagramma cartesiano, avente sulle ascisse la distanza di propagazione e in ordinate l’ampiezza della vibrazione, da una curva che pone in evidenza la semionda di compressione e quella di depressione (fig. 7.1). La distanza fra inizio e fine di un’onda completa è detta lunghezza d’onda λ e si misura in metri. Il massimo scostamento è detto ampiezza A; il tempo occorrente perché si compia un’oscillazione completa è il periodo T e si misura in secondi (s). Il numero di vibrazioni nell’unità di tempo è la frequenza f, la cui unità di misura è l’hertz (Hz) che corrisponde a una vibrazione in un secondo. La frequenza f e il periodo T sono legati dalla relazione: 1 f  ––– T

(7.1)

La velocità di propagazione è data dallo spazio percorso nell’unità di tempo e, quindi:

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Fig. 7.1

Onda sonora.

λ c  –––  f λ T

(7.2)

dove: c  velocità del rumore (m/s) λ  lunghezza d’onda (m) f  frequenza (Hz) La velocità di propagazione dipende dalle caratteristiche fisiche del mezzo e dalla sua temperatura. Nella tab. 7.1 sono riportate le velocità del suono in diversi mezzi. Tab. 7.1 Materiale Acciaio Acqua Alluminio Aria (secca, 15 °C) Calcestruzzo

Velocità del suono in diversi mezzi

Velocità del suono (m/s)

Materiale

Velocità del suono (m/s)

5200 1438 5100 341 3400

Gomma Legno Mattoni Sughero Vetro

50 3400 3500 500 5000

La velocità di propagazione è più elevata nei mezzi ad alta densità e, quindi, nei liquidi è più elevata che nei gas e nei solidi è più alta che nei liquidi. L’emissione di un suono da parte di una sorgente implica l’emissione di energia che, riferita all’unità di tempo, rappresenta la potenza sonora (W ); il livello di potenza sonora è definito dalla relazione:

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ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA

Lw  10 log (W/W0)

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(dB)

(7.3)

dove W0 è la potenza di riferimento, assunta pari a 1012 W. La quantità di energia che attraversa l’unità di area nell’unità di tempo è definita intensità sonora ed è espressa in W/m2; il livello di intensità sonora è espresso dalla relazione: (7.4) Li  10 log (I/I0) (dB) dove I0 è l’intensità sonora di riferimento pari a 1012 W/m2. Per quanto riguarda, infine, la pressione sonora essa è data dalla differenza fra la pressione in un punto in presenza di suono e la pressione nello stesso punto in assenza di suono. Il livello di pressione viene espresso dalla relazione: Lp  10 log (P/P0)2

(dB)

(7.5)

dove P0 è la pressione di riferimento, posta eguale a 20  106 pascal, che è la pressione corrispondente alla più bassa intensità che un orecchio umano sia in grado di percepire. Dalle espressioni suriportate si ricava: – il livello di potenza sonora dovuta a un raddoppio della potenza sonora emessa comporta un aumento di soli 3 dB del livello di potenza iniziale; – un raddoppio della pressione sonora comporta un aumento di 6 dB del livello di pressione iniziale. Si è visto che per esprimere le diverse grandezze si è adottato il concetto di livello la cui unità di misura è il “decibel” (dB) che numericamente è dieci volte il logaritmo (in base dieci) del rapporto fra due grandezze omogenee, quella in esame e la grandezza di riferimento. Tale concetto rispecchia la risposta logaritmica dell’orecchio alle variazioni d’intensità sonora. Quando si devono sommare due livelli di potenza o intensità si può ricorrere alla tab. 7.2 o al diagramma della fig. 7.2 nei quali, in funzione della differenza dei due livelli, si può ricavare il valore (in dB) da aggiungere al livello più alto per ottenere il livello risultante. Tab. 7.2

Somma di livelli di potenza sonora

Differenza fra i due livelli da sommare (dB)

Valore da sommare al livello più alto (dB)

Differenza fra i due livelli da sommare (dB)

Valore da sommare al livello più alto (dB)

0 1 2 3 4 5

3 2,6 2,1 1,8 1,5 1,2

6 7 8 9 10

1 0,8 0,6 0,5 0,4

Nel caso si debba, invece, sottrarre un livello sonoro da un altro si ricorre al diagramma della fig. 7.3.

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Fig. 7.2 Addizione di livelli sonori in dB. Da C. Rumor, G. Strohmenger, Riscaldamento, ventilazione, condizionamento, recupero energetico, impianti sanitari, Hoepli, 1985.

Fig. 7.3 Sottrazione di livelli sonori in dB. Da C. Rumor, G. Strohmenger, Riscaldamento, ventilazione, condizionamento, recupero energetico, impianti sanitari, Hoepli, 1985. Nel caso di sorgenti sonore dello stesso livello l’aumento del livello si ottiene con l’espressione: ΔL  10 log n (7.6) Se, per esempio, in una centrale termica funzionano 3 bruciatori aventi ciascuno un livello di potenza sonora di 50 dB il livello di potenza sonora risultante è:

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ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA

Lw  50  10 log 3  54,77

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dB

È interessante conoscere alcuni valori tipici del livello di pressione e di potenza sonora prodotti da alcune sorgenti: essi sono riportati nelle tabb. 7.3 e 7.4, rispettivamente. Tab. 7.3

Valori medi del livello di pressione sonora in alcuni ambienti e condizioni

Pressione sonora (N/m2)

Livello di pressione sonora (dB)

Ambiente o condizione

200

140

Aereo militare in decollo, a 30 m

63

130

Rivettatura pneumatica (posto di lavoro dell’operatore)

Valutazione soggettiva media

Intollerabile

20

120

Sala caldaie (livello massimo) Sala macchine di una nave (a piena velocità)

6,3

110

Pressa automatica (posizione dell’operatore) Laminatoio - rettifica a mano Tessitura

2

100

Tornitura automatica Pensilina di metropolitana (livello massimo) Sala stampa

6,3  101

90

Autocarri pesanti, a 6 m Cantiere: perforatrice pneumatica

2  101

80

Marciapiede di strada con traffico intenso Ufficio con macchine tabulatrici

6,3  102

70

Apparecchio radio a volume alto (in locali d’abitazione)

2  102

60

Ristorante Grande magazzino

6,3  103

50

Conversazione, a 1 m Ufficio pubblico

2  103

40

Zona urbana periferica Conversazione bisbigliata, a 2 m Zona residenziale di notte

Tranquillo

6,3  104

30

2  104

20

Rumore di fondo in studi televisivi e di registrazione

Molto tranquillo

6,3  105

10

2  105

0

Soglia di udibilità di un suono puro a 1000 Hz

Molto rumoroso

Rumoroso

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FONDAMENTI

Tab. 7.4

Potenza sonora di alcune sorgenti di tipo comune

Potenza sonora (W)

Livello di potenza sonora (dB)

Tipo di sorgente

2540  106

195

Missile Saturno

105

170

Statoreattore Turboreattore con postcombustore

104

160

Turboreattore con spinta di 3200 kg

103

150

102

140

10

130

Orchestra con 75 componenti Organo a canne Motore di un piccolo aereo

1

120

Martello perforatore Pianoforte Tuba in si bemolle

Aereo di linea a 4 propulsori

冧 massimo su 1/8 s valore efficace

冧 massimo su 4 s valore efficace

101

110

Apparecchio radio a massimo volume Ventilatore centrifugo (22.000 m3/h)

102

100

Telaio da 1 m Autoveicolo in marcia su autostrada

103

90

Ventilatore assiale (2500 m3/h) Voce gridata (valore efficace su lungo periodo di tempo)

104

80

Conversazione (valore efficace su lungo periodo di tempo)

105

70

106

60

107

50

108

40

109

30

Bisbiglio

È importante sottolineare che i valori di pressione sonora devono essere sempre riferiti alla distanza alla quale sono stati misurati. Mentre non è possibile misurare direttamente il livello di potenza sonora di una sorgente di rumore, si può invece misurare il livello di pressione sonora, nelle varie bande di ottava e convertirlo, poi, in livello di potenza sonora. La misura della pressione sonora si effettua con uno strumento detto fonometro nel quale le vibrazioni di un organo sensibile (microfono) vengono amplificate, filtrate e trasformate in segnale elettrico e, quindi, valutate quantitativamente, cioè misurate.

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ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA

7.2

197

PERCEZIONE DEI SUONI

Il campo delle frequenze udibili si estende da circa 20 Hz a 20 kHz; al di fuori di questo campo (f  20 Hz infrasuoni; f  20 kHz ultrasuoni) non ci si addentra. I suoni di bassa frequenza sono detti bassi o gravi quelli ad alta frequenza suoni alti o acuti. L’ampiezza distingue, invece, i suoni in forti o deboli. I suoni normalmente percepiti dall’orecchio dell’uomo sono molto complessi e costituiti da più frequenze e potrebbero essere valutati considerando l’intensità alle diverse frequenze; ciò non è possibile per cui si valuta l’intensità relativa a una banda di frequenza. Si tratta, quindi, di riferirsi a determinate bande di frequenza che sono, ormai, state fissate. Ci si riferisce, infatti, alle bande di ottava, nelle quali, cioè, la frequenza di taglio superiore è esattamente il doppio della frequenza di taglio inferiore; ogni banda di ottava è rappresentata dalla frequenza nominale, pari alla media geometrica delle due frequenze di taglio. Un’analisi più accurata può essere eseguita riferendosi a bande più strette quali quelle di 1/3 di ottava. Le caratteristiche delle due bande sono: Bande d’ottava

Bande di 1/3 d’ottava

fs  2 fi

fs  21/3 fi  1,25992 fi

fc  冪fs fi

fc  冪fs fi

A  0,707 fc

A  0,236 fc

dove: fs, fi e fc sono rispettivamente la frequenza superiore, quella inferiore e quella centrale; A è l’ampiezza di banda. Nella tab. 7.5 sono riportate le frequenze per le diverse bande di ottava. Tab. 7.5

Frequenze (Hz) caratteristiche delle bande di ottava e di 1/3 di ottava normalizzata

Bande d’ottava fi 22

44

88

177

fc 31,5

63

125

250

Bande di 1/3 d’ottava fs

fi

fc

fs

44

22,4 28,2 35,5

25 31,5 40

28,2 35,5 44,7

88

44,7 56,2 70,8

50 63 80

56,2 70,8 89,1

177

89,1 112 141

100 125 160

112 141 178

355

178 224 282

200 250 315

224 282 355 (segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 7.5) Bande d’ottava fi 355

710

1.420

2.840

5.680

11.360

fc 500

1.000

2.000

4.000

8.000

16.000

Bande di 1/3 d’ottava fs

fi

fc

fs

710

355 447 562

400 500 630

447 562 708

1.420

708 891 1.122

800 1.000 1.250

891 1.122 1.413

2.840

1.413 1.778 2.239

1.600 2.000 2.500

1.778 2.239 2.818

5.680

2.818 3.548 4.467

3.150 4.000 5.000

3.548 4.467 5.623

11.360

5.623 7.079 8.913

6.300 8.000 10.000

7.079 8.913 11.220

22.720

11.220 14.130 17.780

12.500 16.000 20.000

14.130 17.780 22.390

L’orecchio umano non attribuisce la stessa importanza a suoni di frequenza diversa; ciò è stato dimostrato da tutta una serie di prove che ha portato alla costruzione delle curve isofoniche (fig. 7.4) e cioè delle curve di egual sensazione sonora. Da queste curve, tracciate in un grafico in cui sulle ascisse sono riportate le frequenze (Hz) e in ordinate il livello di pressione sonora (dB), si ricava come suoni di frequenza diversa, pur con differenti livelli di pressione sonora, producano la stessa sensazione sonora. Su ogni curva è indicato il numero di “phon”; il phon è l’unità di misura della sensazione sonora e, per ogni curva, il numero è eguale al livello di pressione sonora corrispondente alla frequenza di riferimento di 1000 Hz. Dall’esame del diagramma si nota che più bassa è la frequenza più alto può essere il livello di pressione sonora a parità di sensazione, per esempio un suono di frequenza di 30 Hz può avere un livello di pressione sonora di circa 70 dB e produrre la stessa sensazione sonora di un suono avente un livello di 30 dB alla frequenza di 1000 Hz. Ciò, comunque, dipende dall’ampiezza; dal diagramma, infatti, si evince anche che per un livello di 100 dB a 100 Hz la stessa sensazione si ottiene con un suono di 115 dB a 30 Hz. Non vi è, quindi, linearità nel giudizio sulla sensazione sonora percepita e, pertanto, il raddoppio dell’intensità di un suono (cioè con aumento di 3 dB) non implica un raddoppio della sensazione. Si è trovato che il livello di pressione sonora deve aumentare (diminuire) di 10 dB perché si verifichi un raddoppio (un dimezzamento) della sensazione corrispondente.

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Fig. 7.4 Curve isofoniche (audiogramma normale). Dal diagramma di Fletcher e Munson secondo la raccomandazione ISO R 226. Da C. Rumor, G. Strohmenger, Riscaldamento, ventilazione, condizionamento, recupero energetico, impianti sanitari, Hoepli, 1985.

7.3

CURVE DI PONDERAZIONE

Si è visto che la risposta dell’orecchio non è lineare e che la sensazione sonora dipende oltre che dal valore della pressione anche dalla composizione in frequenza del suono. Risulta, quindi, opportuno che gli strumenti di misura, i fonometri, diano risposte il più possibile in accordo alle sensazioni uditive dell’orecchio. È necessario, perciò, che lo strumento attenui in varia misura le componenti di frequenze basse e medio-basse e le sommi con quelle di frequenze medio alte ed alte: il livello di pressione sonora risultante sarà, in tal caso, un livello “ponderato”. Sono state normalizzate diverse curve di ponderazione, in modo da rendere le risposte dei fonometri simili a quelle dell’orecchio: le più note sono 3 curve (fig. 7.5). La curva “A” (che approssima l’inverso della curva isofonica 40 phon, e cioè, a essa speculare rispetto all’asse delle frequenze) vale per livelli di pressione fino a 55 dB; la curva “B” (che approssima l’inverso della curva isofonica 70 phon) è per livelli compresi fra 55 e 85 dB; la curva “C” (approssima l’inverso della curva isofonica 100 phon) vale per livelli di pressione superiori a 85 dB. Esiste anche una curva di ponderazione “D”, usata per valutare il rumore di aerei in fasi di decollo e atterraggio.

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FONDAMENTI

Fig. 7.5 Curve normalizzate di ponderazione A, B e C dei fonometri. Da C. Rumor, G. Strohmenger, Riscaldamento, ventilazione, condizionamento, recupero energetico, impianti sanitari, Hoepli, 1985.

È da notare, comunque, che la curva di uso corrente è quella di ponderazione “A” e la grandezza misurata viene denominata livello sonoro (ponderato A). I fonometri hanno la possibilità di misurare il suono secondo una caratteristica lineare ( flat) e in tal caso si ha un valore espresso in dB, oppure secondo la curva “A” e in tal caso la misurazione si esprime in dB(A). Per misurare il rumore si usa, come si è detto, il fonometro (sound level meter) che, in funzione della precisione, può appartenere a una di quattro differenti classi: – classe 0: di riferimento, da laboratorio; – classe 1: di precisione; – classe 2: industriale, per misure in campo; – classe 3: sorveglianza (solo indicazioni approssimative). La precisione è variabile con la frequenza; la norma IEC60651 (CEI EN 60651) fornisce una tabella della tolleranza sulla precisione per le quattro classi. Nei casi più usuali le precisioni, per le quattro classi, sono 0,4 dB, 0,7 dB, 1 dB, 1,5 dB. Le norme applicabili agli strumenti di misura sono: IEC (CEI EN) 60651, 60804, 61672 e 61260. I fonometri più completi possono eseguire diverse misure e fornire: – analisi del rumore alle diverse frequenze (analizzatori in bande di ottava o di 1/3 di ottava); – livello equivalente (Leq) ossia l’integrale del rumore nel tempo; – analisi statistiche; – analisi ambientali ecc.

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ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA

7.4

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MISURE DI POTENZA SONORA

Le caratteristiche sonore di una macchina (un ventilatore per esempio) possono essere conosciute misurando il livello di pressione sonora emessa per poi calcolare il corrispondente livello di potenza sonora. In campo libero, nel quale le onde sonore emesse da una certa sorgente si propagano uniformemente in tutte le direzioni, la relazione che lega il livello di potenza (Lw) a quello di pressione sonora (Lp) a una distanza r è: (7.7) Lw  Lp  20 log r  11 (dB) Questa espressione si può considerare valida anche per misure eseguite in camere anecoiche, cioè in camere realizzate con le sei pareti a elevato coefficiente di assorbimento. Limitazioni sono date in questo senso dai bassi valori di assorbimento dei materiali verso suoni di bassa frequenza. In camere semianecoiche, nelle quali il pavimento non è assorbente, l’espressione che lega potenza e pressione sonora diventa: Lw  Lp  20 log r  8

(dB)

(7.8)

Queste relazioni mettono in evidenza il fatto che il livello di pressione sonora diminuisce allontanandosi dalla sorgente e l’entità di tale diminuzione è di 6 dB per ogni raddoppio della distanza dalla sorgente stessa. Per misure di laboratorio vengono anche impiegate camere riverberanti nelle quali, cioè, il suono emesso viene riflesso dalle pareti, dal pavimento e dal soffitto. In queste condizioni in ogni punto dello spazio si misura l’effetto risultante dell’onda diretta e di quelle riflesse. Anche in questo caso il livello di potenza sonora (Lw) può essere ricavato con un’espressione in funzione del livello di pressione misurato. Per una macchina posta in un ambiente è possibile, nota la potenza sonora emessa, calcolare quale sarà il livello di pressione sonora corrispondente, con l’espressione:

冢

冣

Q 4 Lp  Lw  10 log –––––2  –– R 4πr

(dB)

(7.9)

dove: Lp  livello di pressione sonora riferito a 20 μPa Lw  livello di potenza sonora riferito a 1012 W r  distanza dalla sorgente (m) Q  fattore di direzionalità nella direzione r, inteso come rapporto fra l’intensità sonora in un punto qualsiasi a distanza r dalla sorgente e l’intensità sonora che si avrebbe nello stesso punto nel caso di irradiazione uniforme – – R  costante del locale, calcolabile con il prodotto S α /(1  α ) (m2) S  somma delle superfici interne del locale (m2) Σi Si αi – α  coefficiente di assorbimento medio del locale = –––––––– S

αi  coefficiente di assorbimento Sabine per la parete i-ma. Il fattore di direzionalità vale: 1 se la sorgente di rumore è al centro del locale;

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FONDAMENTI

2 se la sorgente di rumore è al centro di una parete, del pavimento ecc.; 4 se la sorgente di rumore è posta all’intersezione di due pareti. Il coefficiente di assorbimento Sabine α rappresenta la frazione di potenza sonora incidente assorbita dal materiale di rivestimento. Per molti materiali questo coefficiente aumenta con la frequenza; alle basse frequenze è tanto più alto quanto maggiore è lo spessore del materiale. Nella tab. 7.6 sono riportati alcuni valori di α. Tab. 7.6

Coefficienti di assorbimento Sabine α per due frequenze Frequenza (Hz)

Materiale Rivestimento in fibra di vetro, spessore 1 cm Pannello di fibra minerale spessore 1 cm 2 cm 3 cm 5 cm Pannello di legno di 5 cm applicato su parete Moquette da 1 cm Tende pesanti a 9 cm dalla parete

250

1000

0,15

–

0,15 0,20 0,40 0,60 0,07 0,08 0,10

0,50 0,70 0,80 0,90 0,05 0,26 0,63

Nelle misurazioni del rumore in ambiente occorre tener conto che, oltre al rumore generato dalla macchina o dall’impianto in esame, è sempre presente il rumore proveniente da altre sorgenti, anche esterne. L’insieme dei segnali estranei è definito rumore di fondo. Le misure effettuate devono, quindi, tener conto di questo rumore di fondo: la metodologia prevede, perciò, di misurare il livello di pressione sonora con la macchina o l’impianto in funzione e poi, fermata la macchina, misurare il livello di pressione sonora dovuta al rumore di fondo. Effettuando la differenza fra i due rumori, con l’ausilio del diagramma della fig. 7.3, si può ricavare il numero che dovrà essere detratto dal valore più alto misurato con la macchina in funzione per ottenere il livello di pressione sonora della macchina considerata isolata. Se per esempio con impianto funzionante si leggesse: Lt  80 dB e con macchina ferma: Lf  75 dB in corrispondenza della differenza: Lt  Lf  5 dB dal diagramma si ricava: ΔdB  1,5 Il livello di pressione sonora dovuto alla sola macchina è, quindi: Lm  80  1,5  78,5 dB

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7.5

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CRITERI DI VALUTAZIONE DEL RUMORE

I criteri di valutazione più seguiti per caratterizzare, con unico parametro, il livello sonoro degli ambienti (rumore di tipo stazionario) sono: – livello di pressione sonora ponderata, espresso in dB(A); – Noise Criterion, (NC); – Room Criterion, (RC). 7.5.1 Livello di pressione sonora ponderato A. Questo criterio di valutazione del rumore è basato su un parametro sintetico e, cioè, il livello di pressione sonora ponderato A, espresso in dB(A) e definito dalla relazione: dove:

LPA  10 log (pA/p0)2

(7.10)

pA  valore efficace della pressione sonora ponderato A, in pascal p0  valore della pressione sonora di riferimento, pari a 20 μPa Nel campo degli impianti di condizionamento e ventilazione la norma di riferimento, per la valutazione del rumore prodotto negli ambienti dagli impianti, è la norma UNI 8199 del 1998. Il rumore esistente in un ambiente è dovuto sia al rumore dell’impianto sia al rumore di tutte le altre sorgenti interne ed esterne. Per eseguire il collaudo acustico la norma 8199/98 ha scelto di valutare solo il livello di rumore dell’impianto al fine di eliminare l’influenza della variabilità del rumore residuo. Allo scopo di meglio comprendere quanto poi si dirà, è opportuno premettere alcune definizioni. a) Livello continuo equivalente di pressione sonora ponderato A nel tempo di misurazione T:

冤 冮冢

1 LAeqT  10 log –– T

T

0

冣 dt冥

pA(t) ––––– p0

2

dB(A)

(7.11)

dove: pA(t)  valore istantaneo della pressione sonora ponderato A, in pascal  valore di riferimento (20 μPa) p0 T  intervallo di integrazione, in secondi b) Livello di riferimento (Lrif ): livello di rumore di impianto fissato nelle prescrizioni contrattuali. I livelli di riferimento consigliati sono riportati nella tab. 7.7; valori superiori di 5 dB(A) rispetto a quelli indicati sono sconsigliati perché non garantiscono condizioni di benessere sufficiente; valori inferiori, quando necessario, devono essere attentamente esaminati in quanto determinano costi maggiori. c) Livello di rumore ambientale (La): livello continuo equivalente di pressione sonora ponderato A che si misura con l’impianto in funzione.

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FONDAMENTI

d) Livello di rumore residuo (Lr): livello continuo equivalente di pressione acustica ponderato A, che si misura con l’impianto non in funzione. e) Livello di rumore di impianto (Li): livello continuo equivalente di pressione acustica ponderato A, prodotto dal solo impianto, non è misurato ma deve essere calcolato come appresso indicato. Tab. 7.7 Destinazione d’uso Civili abitazioni – camere – soggiorno Hotel/Motel – camere – sale riunioni – sale da pranzo – servizi Uffici – dirigenti – impiegati singoli – collettivi – centri di calcolo – aree aperte al pubblico Ospedali e cliniche – camere di degenza

Valori indicativi dei livelli di riferimento (Lrif) dB(A) 30 40 30 35 45 40 35 40 45 50 45 30

Destinazione d’uso – corsie – sale operatorie – corridoi – aree aperte al pubblico – servizi Chiese Scuole – aule – palestre, piscine Biblioteche Sale conferenze Teatri (*) Studi per registrazione, sale da concerto (*) Sale cinematografiche Ristoranti, bar, negozi

dB(A) 40 35 40 40 40 30 30 45 35 30 30 25 35 45

(*) Per questi ambienti particolari è necessario seguire le indicazioni di un esperto in acustica.

La norma definisce il metodo di misura e le caratteristiche che deve avere la strumentazione per la misura dei livelli di pressione acustica. Il livello del rumore d’impianto Li è determinato, una volta misurati La e Lr, secondo le relazioni seguenti: se se se

La  Lr  10 dB 6 dB(A)  (La  Lr)  10 dB La  Lr 6 dB

Li  La Li  10 log (10 La/10  10 Lr/10) Li  La  1,6 dB(A)

(7.12) (7.13) (7.14)

Il valore di Li così calcolato dovrà essere corretto: – per la presenza di componenti tonali: Kf   3 dB – per la presenza di componenti impulsive: Ki   3 dB – per ambienti non arredati: KT   10 log T/T0 (dB) in tal caso il livello corretto di rumore di impianto Lic sarà: Lic  Li  Kf  Ki  KT

(dB)

(7.15)

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ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA

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Il collaudo si intenderà superato quando il valore di La o di Lic è inferiore o eguale al valore di riferimento fissato contrattualmente: Lic ⱕ Lrif 7.5.2 Noise Criterion (NC). Per avere qualche informazione sul contenuto in frequenza si può far riferimento al criterio messo a punto da L.L. Beranek (1957) negli Stati Uniti per prevedere la tollerabilità del rumore negli ambienti occupati: secondo questo criterio, il rumore è accettabile se in nessuna banda udibile il suo livello di pressione sonora supera il valore corrispondente ricavabile dalla curva NC. Il criterio dà, per ogni banda di ottava, il valore del livello massimo ammissibile secondo dodici curve (NC 15, 20, 25, 30, 35, 40, 45, 50, 55, 60, 65, 70). Il valore in dB, per banda di ottava e per ogni curva NC, è riportato nella tab. 7.8. Tali curve sono considerate superate perché non valutano bene il disturbo connesso con le frequenze più basse. Tabella 7.8

Livello massimo ammissibile, per banda di ottava, secondo le curve NC Bande di ottava (Hz)

Curve NC NC70 NC65 NC60 NC55 NC50 NC45 NC40 NC35 NC30 NC25 NC20 NC15

125 (dB)

250 (dB)

500 (dB)

1000 (dB)

2000 (dB)

4000 (dB)

8000 (dB)

79 75 72 68 65 61 57 53 49 45 41 37

75 71 66 63 59 55 51 46 42 38 34 30

72 68 63 59 55 49 45 40 36 31 27 23

71 66 61 57 52 47 42 37 32 27 23 18

70 65 60 55 50 45 40 35 30 25 20 15

69 63 58 53 48 43 38 33 28 22 17 12

68 62 57 52 47 42 37 32 27 21 16 11

È evidente la somiglianza fra le curve NC della fig. 7.6 e quelle isofoniche della fig. 7.4. 7.5.3 Room Criterion (RC). L’adozione del livello sonoro ponderato A per esprimere i limiti massimi ammessi per la rumorosità ambientale, vantaggiosa in quanto questo parametro è direttamente valutato attraverso una misura strumentale, presenta quale principale elemento di critica il fatto di non correlare sufficientemente il diverso effetto di disturbo che differenti rumori mostrano in funzione della loro distribuzione di frequenza.

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Fig. 7.6

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FONDAMENTI

Indici NC di valutazione del rumore. Da J. Sharland, Manuale di acustica applicata. L’attenuazione del rumore, edito dalla Woods Italiana.

Nel 1981 lo statunitense W.E. Blazer ha proposto un altro indice di valutazione del rumore prodotto dal funzionamento degli impianti, il criterio RC, riportato anche da ASHRAE Handbook Fundamentals. In questo caso la classificazione di un rumore in termini di criterio RC presuppone la misura del livello di pressione sonora per bande d’ottava normalizzate di frequenze nominali tra 31,5 Hz e 4 kHz; il valore numerico RC sarà, quindi, calcolato come media aritmetica dei livelli di pressione sonora nelle bande d’ottava di frequenze nominali 500, 1000 e 2000 Hz, arrotondando il valore intero più prossimo (le bande considerate sono quelle in cui maggiormente si manifesta l’interferenza con l’intelligibilità del parlato) (fig. 7.7).

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ELEMENTI DI ACUSTICA TECNICA

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Individuata, quindi, in tal modo la relativa curva RC nel diagramma riportato (segmenti di retta a pendenza  5 dB/ottava), il rumore stesso verrà classificato rombante (e cioè con eccesso di energia alle basse frequenze) se in qualunque banda di frequenza d’ottava al di sotto di 500 Hz il livello di pressione sonora eccede di oltre 5 dB il riferimento RC; verrà classificato sibilante (con eccesso di energia alle alte frequenze) se in qualunque banda di frequenza d’ottava sopra 500 Hz eccede per oltre 3 dB il riferimento RC. Il rumore sarà, infine, classificato neutro quando, non avendo caratteristica tonale, non è né sibilante né rombante. Si usa far seguire alla valutazione numerica RC la lettera N per rumore neutro (per

Fig. 7.7

Curve di valutazione RC. Da J. Sharland, Manuale di acustica applicata. L’attenuazione del rumore, edito dalla Woods Italiana.

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FONDAMENTI

esempio: RC-30N), la lettera R (rumble) per umore rombante e la lettera H (hiss) per rumore sibilante. Per gli uffici viene spesso stabilito che il valore di riferimento sia RC-35 N, con tolleranze 2 dB in un’unica frequenza oppure 1 dB in due frequenze. Se lo spettro del rumore interessa la zona A del diagramma, vi sarà elevata probabilità che le vibrazioni indotte in pareti e controsoffitti leggeri producano avvertibile rumore secondario. Se lo spettro del rumore interessa la zona B, vi potrà essere rumore secondario per vibrazioni indotte in pareti e controsoffitti leggeri. La zona C è al di sotto della soglia di udibilità. 7.5.4 Dati pratici. Vengono qui di seguito elencati i livelli sonori consigliati per varie destinazioni d’uso di locali (tab. 7.9), con riferimento ai criteri di valutazione sopra descritti. Tabella 7.9

Livelli sonori consigliati nei locali, per varie destinazioni d’uso Livelli accettabili di rumore RC, NC dB(A)

Locale Studi radiofonici, televisivi e di registrazione

10  20

15  25

Sale da concerto, teatri d’opera

10  20

15  25

Cinematografi, sale per conferenze

25  30

30  35

Residenze: camere da letto soggiorni

25  30 25  35

30  35 30  40

Uffici: ad occupazione singola a pianta aperta

25  35 30  40

30  40 35  45

Aule scolastiche

30  35

35  40

Biblioteche (sale di lettura)

30  35

35  40

Ospedali: camere di degenza laboratori

25  30 30  35

30  35 35  40

Centri di calcolo

40  45

45  50

Piscine, palestre

35  45

40  50

Grandi magazzini

35  45

40  50

7.6

RUMORE ESTERNO

Nella Gazzetta Ufficiale n. 254 del 30.10.1995 è stata pubblicata la legge 26 ottobre 1995 n. 447: “Legge-quadro sull’inquinamento acustico” che, una volta emanati tutti i decreti attuativi, sostituirà appieno il DPCM del 1° marzo 1991 “Limiti massimi di esposizione al rumore negli ambienti abitativi e nell’ambiente esterno” che ha sopperito, in via transitoria, alla mancanza di normative. Il problema del rumore esterno è di particolare importanza nel settore della climatizzazione visto che le molteplici sorgenti esterne (torri di raffreddamento, venti-

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latori, refrigeratori condensati ad aria, centrali termiche, ecc.) contribuiscono in maniera, spesso preponderante, al rumore avvertito all’esterno e all’interno degli edifici. L’attuazione della legge-quadro si è pressoché completata. È utile segnalare alcuni decreti attuativi che interessano particolarmente il settore impiantistico: – DPCM 14.11.97 (pubblicato nella Gazz. Uff. n. 280 1.12.97 in attuazione dell’art. 3, comma 1, lettera a), della legge): “Determinazione dei valori limite delle sorgenti sonore” entrato in vigore l’1.2.98; – DPCM 5.12.97 (pubblicato nella Gazz. Uff. n. 297 22.12.97 in attuazione dell’art. 3, comma 1, lettera e), della legge): “Determinazione dei requisiti acustici degli edifici”, in vigore dal 22.2.98; – DM Ambiente del 16.3.1998 (pubblicato nella Gazz. Uff. n. 76 1.4.98 in attuazione dell’art.3, comma 1, lettera m), della legge): “Tecniche di rilevamento e di misurazione dell’inquinamento acustico”. Il primo (DPCM 14.11.97), riprendendo e confermando (in parte) il precedente DPCM 1.3.91 definisce le classi di destinazione d’uso del territorio (tab. 7.10), entro le quali i Comuni devono classificare il proprio territorio. Tab. 7.10

Classi di destinazione d’uso del territorio

Classi I

Definizione AREE PARTICOLARMENTE PROTETTE

Rientrano in questa classe le aree nelle quali la quiete rappresenta un elemento di base per la loro utilizzazione: aree ospedaliere, scolastiche, aree destinate al riposo e allo svago, aree residenziali rurali, aree di particolare interesse turistico, parchi pubblici ecc. II

AREE DESTINATE A USO PREVALENTEMENTE RESIDENZIALE

Rientrano in questa classe le aree urbane interessate prevalentemente da traffico veicolare locale, con bassa densità di popolazione, con limitata presenza di attività commerciali e con assenza di attività industriali e artigianali. III

AREE DI TIPO MISTO

Rientrano in questa classe le aree urbane interessate da traffico veicolare locale o di attraversamento, con media densità di popolazione, con presenza di attività commerciali, uffici, con limitata presenza di attività artigianali e con assenza di attività industriali; aree rurali interessate da attività che impiegano macchine operatrici. IV

AREE DI INTENSA ATTIVITÀ UMANA

Rientrano in questa classe le aree urbane interessate da intenso traffico veicolare, con alta densità di popolazione, con elevata presenza di attività commerciali e uffici, con presenza di attività artigianali; le aree in prossimità di strade di grande comunicazione e di linee ferroviarie; le aree portuali, le aree con limitata presenza di piccole industrie. (segue)

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FONDAMENTI

(seguito tabella 7.10) Classi V

Definizione AREE PREVALENTEMENTE INDUSTRIALI

Rientrano in questa classe le aree interessate da insediamenti industriali e con scarsità di abitazioni. VI

AREE ESCLUSIVAMENTE INDUSTRIALI

Rientrano in questa classe le aree esclusivamente interessate da attività industriali e prive di insediamenti abitativi.

In attesa che i Comuni provvedano agli adempimenti previsti si applicano i limiti di cui all’art. 6, comma 1 del DPCM 1.3.91, che divide il territorio nazionale in quattro parti, prevedendo per ciascuna di esse i seguenti limiti: Zonizzazione

Limite diurno Leq(A)

Limite notturno Leq(A)

Tutto il territorio nazionale

70

60

Zona A come da art. 2 decreto ministeriale n. 1444 2.4.1968

65

55

Zona B come da art. 2 decreto ministeriale n. 1444 2.4.1968

60

50

Zona esclusivamente industriale

70

70

Semplificando, le zone territoriali omogenee A sono gli agglomerati urbani storici, artistici o di particolare pregio ambientale, mentre quelle B sono tutte le altre parti del territorio totalmente o parzialmente edificate diverse da quelle di tipo A. – –

– –

Il DPCM definisce: valore limite di emissione: il valore massimo del rumore che può essere emesso da una singola sorgente sonora fissa o mobile, misurato in corrispondenza degli spazi utilizzati da persone e comunità; valore limite di immissione: il valore massimo di rumore che può essere immesso da una o più sorgenti sonore nell’ambiente abitativo (così è definito ogni ambiente interno a un edificio destinato alla permanenza di persone, con esclusione degli ambienti destinati ad attività produttive) o nell’ambiente esterno, misurato in prossimità dei ricettori; valori di attenzione: il valore del rumore che segnala la presenza di un potenziale rischio per la salute umana o per l’ambiente; valori di qualità: i valori di rumore da conseguire nel breve, nel medio e nel lungo periodo con le tecnologie e le metodiche di risanamento disponibili.

I valori limite assoluti di immissione riferiti al rumore immesso nell’ambiente esterno da tutte le sorgenti sono riportati nella tab. 7.11. Per quanto riguarda, invece, i valori limite assoluti di emissione delle singole sorgenti fisse, valgono i valori ottenuti dalla tab. 7.11, diminuiti di 5 dB.

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Oltre ai limiti massimi assoluti, generalmente validi negli ambienti esterni, devono essere verificati i valori limite differenziali (già previsti dal DPCM 1.3.91), generalmente da applicare in ambienti abitativi: la differenza tra il livello ambientale e quello residuo non deve essere superiore a 5 dB per il periodo diurno e 3 dB per quello notturno. Questi valori non si applicano per le aree della classe VI della tab. 7.10. Il criterio differenziale non si applica, in quanto ogni effetto del rumore è da ritenersi trascurabile, qualora il rumore, misurato a finestre aperte, sia inferiore a 50 dB(A) nel periodo diurno e 40 dB(A) nel periodo notturno e, misurato a finestre chiuse, sia inferiore a 35 dB(A) nel periodo diurno e 25 dB(A) in quello notturno. Ai fini della non applicabilità devono verificarsi entrambe le condizioni. Tab. 7.11

Valori limiti assoluti di immissione [Leq in dB(A)]

Classi di destinazione d’uso del territorio

I II III IV V VI

-

Aree particolarmente protette Aree prevalentemente residenziali Aree di tipo misto Aree di intensa attività umana Aree prevalentemente industriali Aree esclusivamente industriali

Periodo di riferimento Diurno (06.00  22.00)

Notturno (22.00  06.00)

50 55 60 65 70 70

40 45 50 55 60 70

I valori di attenzione del livello sonoro ponderato A equivalente sono assunti pari a quelli della tab. 7.11 se il tempo di integrazione è eguale a quello di riferimento (diurno o notturno), ovvero quello della suddetta tabella, incrementati di 10 dB per il periodo diurno, e di 5 dB per quello notturno, se sono riferiti ad un’ora. Il superamento dei valori di attenzione comporta la necessità di adottare azioni di risanamento. Per il livello di qualità si assumono, per le prime cinque classi, i valori di livello equivalente (riferiti al periodo diurno e notturno) della tab. 7.11 diminuiti di 3 dB; per la classe VI valgono, invece, gli stessi valori. Il DPCM 5.12.97 prescrive i requisiti acustici passivi degli edifici, dei loro componenti e determina i requisiti acustici degli impianti dell’edificio (eventualmente anche esterni, ad es. sulla copertura) nei confronti degli ambienti dell’edificio stesso. Per gli impianti i livelli, da misurare negli ambienti più rumorosi diversi da quelli nei quali il rumore si origina, sono: – LASmax 35 dB(A) per i servizi di impianto a funzionamento discontinuo quali ascensori e sanitari (livello massimo di pressione sonora ponderato A con costante di tempo slow); – LAeq 25 dB(A) per i servizi di impianto a funzionamento continuo quali impianti di riscaldamento, condizionamento ecc. (livello equivalente di pressione sonora ponderato A); per questi vi è una disincrasia tra il valore generalizzato 25 dB(A) citato nel testo e i valori indicati nella tabella B, che distinguono, invece, tra ospedali (cat. D) e scuole (cat. E) per i quali vale il limite 25 dB(A) e tutte le altre cate-

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FONDAMENTI

gorie (A residenze, B uffici, C alberghi, F ricreativi/culto, G commerciali), per le quali è indicato il valore 35 dB(A). L’imprecisione non è stata ancora sanata. Il DM 16.3.98 del Ministero dell’Ambiente definisce le specifiche della strumentazione di misura da impiegare per i rilievi previsti dal DL 447/95, le grandezze fisiche da misurare, i criteri e le modalità di misura, nonché la presentazione dei risultati (allegati A, B, C, D). 7.7

D.Lgs N. 195 DEL 10.4.2006

Questo decreto legislativo costituisce l’attuazione della direttiva 2003/10/CE, relativa all’esposizione dei lavoratori ai rischi derivanti dagli agenti fisici (rumore), e sostituisce il DL n. 277/1991. Modifica ed integra il DL n. 626 del 1994, definendo i seguenti parametri, in accordo con la norma ISO 1999:1990 punto 3.6. a) Pressione acustica istantanea di picco (pPEAK). b) Livello di esposizione giornaliera al rumore (LEX, 8h) in scala A, rif. 20  106 pascal: si tratta del valore medio, ponderato in funzione del tempo, dei livelli di esposizione al rumore per una giornata lavorativa nominale di 8 ore, compreso il rumore di tipo impulsivo. c) Livello di esposizione settimanale al rumore (LEX, SETT), valore medio dei livelli di esposizione giornaliera per una settimana nominale di 5 gg. lavorativi. I valori limite di esposizione e i valori di azione, in relazione al livello di esposizione giornaliera al rumore ed alla pressione acustica di picco, sono fissati a: A) valori limite di esposizione rispettivamente LEX,8h  87 dB(A) e pPEAK  200 Pa (140 dB(C) riferito a 20  106 pascal); B) valori superiori di azione rispettivamente LEX,8h  85 dB(A) e pPEAK  140 Pa (137 dB(C) riferito a 20  106 pascal); C) valori inferiori di azione rispettivamente LEX,8h  80 dB(A) e pPEAK  112 Pa (135 dB(C) riferito a 20  106 pascal). Nei casi in cui l’esposizione giornaliera al rumore sia molto variabile, ai fini dell’applicazione dei valori limite e dei livelli di azione potrà essere considerato il livello di esposizione settimanale, verificato che lo stesso sia inferiore a 87 dB(A). Il datore di lavoro è sottoposto ai seguenti obblighi. 1) Valutazione del rischio. Il datore di lavoro valuta il rumore durante il lavoro prendendo in considerazione svariati parametri, come il livello, il tipo, la durata dell’esposizione, gli effetti sulla salute e sicurezza dei lavoratori derivanti da interazioni tra rumore e sostanze ototossiche o vibrazioni, gli effetti sulla salute e sicurezza dei lavoratori derivanti da interazioni tra rumore e segnali di avvertimento impiegati per ridurre il rischio infortuni, le informazioni sull’emissione di rumore fornite dai costruttori delle attrezzature di lavoro, il prolungamento del periodo di esposizione al rumore oltre l’orario di lavoro normale in locali di cui è responsabile, le informazioni raccolte dalla sorveglianza sanitaria, la disponibilità di sistemi otoprotettori con adeguate caratteristiche di attenuazione ecc.

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2)

3)

4) 5)

6)

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Se, in seguito alla valutazione, il datore di lavoro ritiene che i livelli di azione siano a rischio di superamento, egli procede alla misura dei livelli sonori cui i lavoratori sono esposti, secondo le condizioni richiamate dal DPCM stesso. La valutazione individua le misure di prevenzione e protezione necessarie. Misure di prevenzione e protezione. Il datore di lavoro elimina i rischi alla fonte o li riduce al minimo e, in ogni caso, a livelli non superiori ai valori limite di esposizione, mediante misure come l’adozione di altri metodi di lavoro che implicano minor esposizione, la scelta di attrezzature di lavoro più silenziose, la progettazione della struttura dei luoghi e delle postazioni di lavoro, l’adeguata informazione e formazione sull’uso corretto delle attrezzature di lavoro per rendere minima l’esposizione al rumore, l’adozione di misure tecniche per il contenimento del rumore trasmesso per via aerea e del rumore strutturale, opportuni programmi di manutenzione delle attrezzature di lavoro, riduzione del rumore mediante una migliore organizzazione del lavoro attraverso la limitazione della durata e dell’intensità dell’esposizione, adozione di orari di lavoro appropriati, con sufficienti periodi di riposo. Se i valori superiori di azione risultano oltrepassati, il datore di lavoro elabora ed applica un programma di misure tecniche ed organizzative per ridurre l’esposizione al rumore, ed evidenzia i luoghi nei quali tale superamento è possibile. Uso dei dispositivi di protezione. Il datore di lavoro, nei casi di superamento dei valori inferiori di azione nei quali non è possibile agire altrimenti, fornisce i dispositivi di protezione individuale dell’udito. Il DPCM precisa tutti gli obblighi ed i doveri del datore di lavoro in relazione ai dispositivi di protezione individuale. Misure per la limitazione dell’esposizione nei casi di superamento dei valori limite di esposizione. Informazione e formazione dei lavoratori. Il datore di lavoro garantisce che i lavoratori esposti a valori uguali o superiori ai valori inferiori di azione vengano informati e formati riguardo ai rischi provenienti dall’esposizione al rumore. Il DPCM elenca gli argomenti della informazione/formazione. Sorveglianza sanitaria per i lavoratori la cui esposizione al rumore eccede i valori superiori d’azione.

7.8

L’ATTENUAZIONE DEL RUMORE

Gli impianti di condizionamento sono costituiti da molte apparecchiature e sistemi; tutti generano rumore e vibrazioni: ventilatori, gruppi frigoriferi, torri di raffreddamento, caldaie e bruciatori, pompe di circolazione ecc. Fra le principali sorgenti di rumore in un impianto si devono considerare i ventilatori, nei quali una piccola parte dell’energia assorbita è trasformata in onde di pressione. Questa potenza sonora viene immessa nelle canalizzazioni e, dopo una serie di assorbimenti e/o rigenerazioni (in curve, diramazioni, cambiamenti di sezione ecc.) giunge ai terminali degli impianti (per esempio bocchette) che anch’essi possono essere fonti di rumore. Per eseguire un calcolo preciso e valutare, quindi, il livello di potenza sonora in ambiente, occorre conoscere la potenza sonora del ventilatore, il che non sempre è

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agevole, anche se la Direttiva europea 89/392 (direttiva macchine) impone ai fabbricanti di apparecchiature rumorose di fornire i dati di potenza sonora emessa per bande di ottava fra 31,5 e 4000 Hz; lo stesso dicasi per i terminali d’impianto. In generale la progettazione degli impianti di condizionamento viene eseguita ponendo scarsa attenzione ai problemi del rumore, limitandosi, una volta completato il progetto, a prevedere silenziatori, supporti antivibranti ecc. Non è questo un modo corretto di procedere perché ciò, spesso, comporta una penalizzazione del rendimento globale del sistema. È necessario, invece, che durante la fase di progettazione si tenga conto del fattore rumore, con il vantaggio di risolvere tempestivamente i diversi problemi, senza aggravi di spesa e senza decadimento delle prestazioni. Anche per questo aspetto della progettazione è necessaria la collaborazione fra il progettista edile, lo strutturista e l’impiantista. Si deve, quindi, partire dal tipo di impianto e scegliere la collocazione dei diversi componenti in modo tale che l’apporto di rumore e vibrazioni sia minimo. È evidente che ragioni di economia di spazio possono, per esempio, portare a ridurre le dimensioni delle centrali e dei condotti, con la conseguenza di costringere a scegliere macchine piccole con bassi rendimenti e, quindi, rumorose e a progettare canali con elevate velocità dell’aria e così via. Non si sbaglia di molto se, in fase di scelte progettuali, si assegna alla centrale di condizionamento destinata a contenere gruppi di trattamento aria, dimensioni di circa 2 (o meglio 3) m2 per ogni 1000 L/s di aria trattata, tenendo conto che tutt’intorno alle macchine occorrono gli spazi necessari alla manutenzione (minimo 0,6  1 m), con spazi ancora maggiori lì dove è previsto lo sfilaggio delle batterie. Un’altra notazione (ovvia) è quella di prevedere l’installazione delle macchine più rumorose quanto più lontano è possibile dagli ambienti, ciò vale particolarmente per i gruppi frigoriferi, le torri di raffreddamento ecc. 7.8.1 Attenuazione del rumore nei circuiti aeraulici. Tornando ai ventilatori è necessario dimensionarli in modo tale che nel funzionamento si abbia il rendimento massimo; una riduzione dell’efficienza, dovuta a una cattiva scelta, comporta un aumento del rumore. Un’altra importante considerazione è quella di progettare le reti di distribuzione dell’aria con perdite di carico limitate in quanto la potenza sonora di un ventilatore cresce con la prevalenza. Per quanto riguarda la tipologia dei ventilatori si può affermare che i ventilatori centrifughi (specie quelli con pale indietro e a profilo alare) sono meno rumorosi di quelli assiali che, fra l’altro, presentano un diagramma potenza sonora - frequenza abbastanza piatto, mentre per i centrifughi lo spettro sonoro presenta una forte caduta verso le alte frequenze. Le linee guida per contenere il rumore emesso dai ventilatori sono: – scegliere macchine che funzionino con rendimenti elevati e basse velocità (il rumore generato aumenta con il quadrato della prevalenza statica e, quindi, con la velocità); – scegliere il ventilatore con il punto di funzionamento posto nel tratto stabile della sua curva caratteristica; – impiegare sempre supporti antivibranti adeguati alla macchina;

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– collegare le macchine ai canali con giunti antivibranti; – il collegamento fra la bocca aspirante e premente con i canali deve essere eseguito con graduale variazione della sezione (non superare i 15° di inclinazione); – qualsiasi accessorio montato sui canali, sia in aspirazione sia sul premente, deve distare almeno 3 diametri equivalenti dal ventilatore; – tutti gli accessori (curve, gomiti ecc.) devono essere scelti con basse perdite di carico. Nella fig. 7.8 sono riportati alcuni schemi, con relativi commenti, per una corretta installazione di ventilatori centrifughi, caratterizzati da elevate potenze sonore a bassa frequenza. Per i ventilatori assiali, più rumorosi dei centrifughi alle alte frequenze, valgono i suggerimenti della fig. 7.9. Una volta noti i livelli di potenza sonora, per ogni banda di ottava, dovuti, per esempio, a un ventilatore, per calcolare la potenza sonora residua che perverrà in ambiente è necessario sottrarre a quel livello l’attenuazione dovuta ai diversi elementi componenti il circuito aeraulico: canali, curve, gomiti, silenziatori, plenum ecc. Nelle tabb. 7.12 e 7.13 sono riportati i valori di attenuazione (dB/m) della potenza sonora dovuta a canali rettangolari e circolari non rivestiti all’interno. Le attenuazioni raggiungibili con canali senza rivestimento interno sono modeste per i canali rettangolari e sono addirittura insignificanti per i condotti circolari a causa della loro maggiore rigidità, ciò almeno per le basse frequenze. La trasmissione del rumore di bassa frequenza, infatti, è inversamente proporzionale alla rigidità della parete; può, quindi, uscire più energia dai condotti rettangolari che da quelli circolari. Alle alte frequenze, invece, la trasmissione dipende dalla massa per unità di superficie della parete e, quindi, a parità di materiale si avrà la stessa dispersione di rumore dai condotti rettangolari e da quelli circolari. Tab. 7.12

Attenuazione di canali rettangolari non rivestiti internamente (dB/m) Frequenza centrale di banda di ottava (Hz)

Lato minore (a) (mm)

63

125

250

500

1000

2000

4000

200  a  200 200  a  400 400  a  800 800  a  1500

0,16 0,48 0,50 0,60

0,66 0,66 0,66 0,33

0,49 0,49 0,33 0,16

0,33 0,33 0,23 0,10

0,33 0,23 0,16 0,07

0,33 0,23 0,16 0,07

0,33 0,23 0,16 0,07

Tab. 7.13

Attenuazione di canali circolari non isolati internamente (dB/m) Frequenza centrale di banda di ottava (Hz)

Lato minore (D) (mm)

63

125

250

500

1000

2000

4000

200  D  200 200  D  400 400  D  800 800  D  1500

0,07 0,07 0,07 0,03

0,10 0,10 0,07 0,03

0,16 0,10 0,07 0,03

0,16 0,16 0,10 0,07

0,33 0,23 0,16 0,07

0,33 0,23 0,16 0,07

0,33 0,23 0,16 0,07

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Fig. 7.8

Linee guida per l’installazione dei ventilatori centrifughi.

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Fig. 7.9

Linee guida per l’installazione dei ventilatori assiali.

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Fino ad alcuni anni fa spesso si ricorreva all’impiego di materiale isolante fonoassorbente posto all’interno dei canali e si potevano così ottenere facilmente buone attenuazioni. Questa tecnica non è oggi più raccomandabile, visto che è diventato molto sentito il problema della qualità dell’aria interna, che può essere inficiata da materiali non idonei impiegati per il rivestimento interno dei canali. Nella tab. 7.14 si riportano le attenuazioni per i canali rettangolari e circolari rivestiti all’interno con materiale fonoassorbente con massa specifica di 35  40 kg/m3 e spessore 50 mm. Questi dati possono essere impiegati per valutare l’attenuazione di eventuali tratti di modesta lunghezza e ispezionabili, rivestiti all’interno per attenuare il rumore trasmesso. Tab. 7.14

Attenuazione di canali rettangolari o circolari con rivestimento interno (dB/m)

Lato minore o diametro (mm)

Frequenza centrale di banda di ottava (Hz) 63

125

250

500

1000

2000

4000

75 125 200 400

0,60 0,60 0,60 0,60

0,70 0,70 0,70 0,40

3,50 2,50 2,00 0,40

12,00 07,00 03,00 02,50

30,00 18,00 10,00 06,00

35,00 24,00 15,00 10,00

30,00 18,00 10,00 06,00

L’attenuazione è di maggiore entità nelle curve e nei gomiti per effetto della riflessione sulle pareti. Nelle tabb. 7.15, 7.16, 7.17, 7.18 e 7.19 si riportano le attenuazioni per diverse tipologie di curve e gomiti. Attenuazioni sono anche dovute ai terminali d’impianto collegati a silenziatori; per questi ultimi la maggior parte dei costruttori è in grado di fornire i dati relativi. È così possibile calcolare la potenza sonora in arrivo negli ambienti e, quindi, prendere gli opportuni provvedimenti qualora i livelli siano maggiori di quelli ipotizzati. Tab. 7.15

Attenuazione per la presenza di un gomito a sezione rettangolare senza rivestimento interno e senza alette deviatrici (dB)

Lato minore (mm)

Frequenza centrale di banda di ottava (Hz) 63

125

250

500

1000

2000

4000

115  140 150  200 225  275 300  400 425  575 600  825

0 0 0 0 0 0

0 0 0 0 0 3

0 0 0 1 6 8

0 1 5 8 8 5

5 7 8 6 4 3

8 7 4 3 3 3

4 3 3 3 3 3

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Tab. 7.16

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Attenuazione per la presenza di un gomito a sezione rettangolare con rivestimento interno e senza alette deviatrici (dB)

Larghezza del canale (mm)

Frequenza centrale di banda di ottava (Hz) 63

125

250

500

1000

2000

4000

115  140 150  200 225  275 300  400 425  575 600  825

0 0 0 0 0 0

0 0 0 0 1 4

0 0 1 4 8 15

1 2 7 14 17 18

7 13 16 18 18 17

16 18 18 18 16 17

18 18 16 16 17 18

Tab. 7.17

Attenuazione per la presenza di una curva circolare senza rivestimento interno e senza alette deviatrici (dB)

Lato minore (mm)

63

125

250

500

1000

2000

4000

125 250 500 1000

0 0 0 1

0 0 1 2

0 1 2 3

1 2 3 3

2 3 3 3

3 3 3 3

3 3 3 3

Tab. 7.18

Frequenza centrale di banda di ottava (Hz)

Attenuazione per la presenza di una curva ad angolo retto senza rivestimento interno e con alette deviatrici (dB)

Lato minore (mm)

Frequenza centrale di banda di ottava (Hz) 63

125

250

500

1000

2000

4000

125 250 500 1000

0 0 0 1

0 0 1 4

0 1 4 6

1 4 6 4

4 6 4 3

6 4 3 3

4 3 3 3

Tab. 7.19 Attenuazione per la presenza di una curva ad angolo retto con rivestimento interno e con alette deviatrici (dB) Lato minore (mm)

Frequenza centrale di banda di ottava (Hz) 63

125

250

500

1000

2000

4000

125 250 500 1000

0 0 0 1

0 0 1 4

0 1 4 7

1 4 7 7

4 7 7 7

7 7 7 7

7 7 7 7

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FONDAMENTI

Gli accorgimenti da prendere, quindi, per realizzare impianti poco rumorosi sono quelli di cui si è detto e, cioè, realizzare percorsi dei canali semplici con pochi accessori ed evitare velocità eccessive dell’aria, in quanto possono essere generati rumori dagli stessi accessori. I valori di velocità che prudenzialmente devono essere mantenuti sono riportati nella tab. 7.20, mentre nella tab. 7.21 sono indicati i valori massimi per le velocità dell’aria nei gomiti di canali rettangolari. Tab. 7.20

Velocità massime suggerite per canali installati in cavedi e in controsoffitti

Posizione del canale

Livello NC o RC richiesto

Velocità massime (m/s) Canali rettangolari

Canali circolari

Cavedi

45 35 25

17,5 12,5 8,5

25 22,5 15

In controsoffitti sospesi

45 35 25

12,5 9 6

22,5 15 10

Tab. 7.21 Velocità massime consigliate dell’aria nei gomiti di condotti rettangolari, in funzione del livello di rumore accettabile Livello NC o RC richiesto

quadrato

curva

con alette

curva con alette

12,5 10 8 6,5 5

15 13 12 10 7,5

Velocità (m/s) 50 45 40 35 30

10 8 6,5 5 4

12,5 10 8 6,5 5

Grande attenzione va posta, infine, nello staffaggio dei canali che non devono assolutamente essere a contatto con le strutture murarie per cui i supporti devono essere realizzati con sistemi elastici per impedire la trasmissione delle vibrazioni alle murature. Una volta adottati tutti gli accorgimenti possibili potrà essere necessario, per rientrare nei valori prescritti di livello sonoro, ricorrere all’installazione di silenziatori prefabbricati di tipo dissipativo i quali hanno grande efficacia in un campo molto ampio di frequenze. Ne esistono per canali rettangolari e circolari (fig. 7.10) e sono costituiti da più setti di materiale fonoassorbente nel primo caso e da un nucleo centrale in quelli circolari. I parametri caratteristici sono l’attenuazione acustica e le perdite di carico al variare della velocità; l’attenuazione è funzione della frequenza e si può ritenere proporzionale alla lunghezza dell’elemento.

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Fig. 7.10

Silenziatore rettangolare e circolare (Woods).

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La scelta, quindi, va fatta con estrema attenzione in quanto l’inserzione di un silenziatore comporta un aumento della perdita di carico e, quindi, della prevalenza del ventilatore e così via. Nella fig. 7.11 sono riportati alcuni suggerimenti per una buona installazione. Nel caso in cui il silenziatore sia installato in una centrale di condizionamento è necessario porlo in immediata adiacenza della parete attraversata dal canale (meglio se addirittura nel passaggio) (fig. 7.12) per evitare che il rumore della centrale possa rientrare nel canale a valle del silenziatore. A titolo di curiosità si possono citare anche i plenum, vale a dire le ampie camere rivestite internamente di materiale fonoassorbente inserite lungo il percorso di canali, che provocano un’attenuazione in funzione dell’ampiezza e delle caratteristiche del materiale del rivestimento interno. Il rumore può essere generato anche da altri componenti dell’impianto come bocchette e griglie di immissione e ripresa aria, serrande di taratura, cassette dei sistemi monocondotto e doppio condotto a portata costante o variabile ecc. Molti dati sono forniti dai costruttori più attenti ma devono, comunque, essere valutati con attenzione visto che essi si riferiscono a condizioni di flusso ottenute in laboratorio e ben difficilmente riproducibili in pratica. Per quanto riguarda le serrande di regolazione, previste per bilanciare gli impianti e, quindi, spesso poste in condizioni di chiusura (con conseguente maggior perdita di carico e maggior rumore emesso) è consigliabile installarle a non meno di 10 diametri dal terminale in ambiente onde poter installare, se necessario, un idoneo silenziatore. Nelle figg. 7.13, 7.14, 7.15 e 7.16 sono riportati i suggerimenti per minimizzare la rigenerazione del rumore. Per quanto riguarda le cassette degli impianti (monocondotto VAV, doppio condotto ecc.) è necessario considerare anche il rumore irradiato dal terminale per cui spesso è necessario effettuare un rivestimento esterno con materiale fortemente fonoassorbente (eventualmente con lamina di piombo). Tutte le cassette devono essere collegate ai canali a monte e a valle con giunti antivibranti flessibili e devono essere sospese a mezzo di supporti elastici. Per quanto riguarda i diffusori e le bocchette, se si conoscono i dati del costruttore relativamente al rumore, è bene sceglierli per un NC o RC inferiore di 5 punti rispetto al valore desiderato in ambiente. È bene, infine, far sì che il flusso d’aria alle bocchette o nel diffusore sia omogeneo per avvicinarsi alle condizioni di prova. 7.8.2 Il rumore delle centrali termiche. Nelle centrali termiche il rumore è prodotto dai bruciatori e dalle pompe. I bruciatori generano due tipi di rumore: – quello derivante dal gruppo di spinta (se a combustibile liquido) e dal ventilatore; – quello derivante dalla fiamma. Il livello sonoro varia entro limiti estesi in funzione della potenza delle caldaie, della tecnologia del bruciatore e del disegno della caldaia. Quasi sempre, per limita-

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Fig. 7.11

Linee guida per l’installazione di silenziatori.

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Fig. 7.12

Posizionamento di un rilevatore in un canale di condizionamento.

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Fig. 7.13

Fig. 7.14

Linee guida per ridurre il rumore rigenerato dai gomiti.

Linee guida per ridurre il rumore rigenerato dalle diramazioni.

Fig. 7.15

Linee guida per ridurre il rumore rigenerato dai Te.

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Fig. 7.16

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FONDAMENTI

Linee guida per ridurre il rumore rigenerato da variazioni di percorso, variazioni di sezione ecc.

re il rumore nelle centrali termiche e per contenere quello che da queste esce verso l’esterno occorre: – prevedere cuffie afoniche sui bruciatori; – montare le pompe su supporti antivibranti; – rivestire le pareti con materiali fonoassorbenti; – inserire sulle prese d’aria trappole sonore. 7.8.3 Il rumore delle centrali frigorifere. Esiste un’ampia casistica di centrali frigorifere considerato che sul mercato sono presenti compressori alternativi, a vite, centrifughi e gruppi frigoriferi ad assorbimento. Anche in questo caso, pertanto, è necessario conoscere le caratteristiche di potenza sonora emessa alle diverse frequenze dalle diverse macchine installate per poter studiare la soluzione più conveniente che può prevedere anche qui: – cappottature delle macchine più rumorose; – adozione di supporti antivibranti idonei, atti a evitare la trasmissione delle vibrazioni alle strutture; – impiego di giunti antivibranti sulle tubazioni che si collegano ai gruppi; – rivestimento fonoassorbente e fonoisolante sulle pareti dei locali; – ricorso a trappole del suono sulle griglie di ventilazione. Molto spesso le centrali frigorifere non si trovano confinate in locali, ma sono in aree all’aperto, spesso in copertura (in questo caso il sistema insonorizzante più usato è la barriera antirumore) o in cortile (in tali casi devono essere impiegati silenziatori e cabinati afonici).

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7.8.4 Il rumore delle torri di raffreddamento. Le torri di raffreddamento generano rumore a causa sia dei ventilatori di cui sono dotate sia dello scarico dell’acqua che all’interno di esse cade per raffreddarsi. Le torri sono generalmente installate all’esterno (fig. 7.17) e, quindi, il rumore prodotto si diffonde nell’ambiente circostante causando spesso notevoli inconvenienti per il disturbo arrecato anche ai confinanti. Dovendo, comunque, rispettare il DPCM 14.11.97 di cui si è parlato, è necessario conoscere i dati della potenza sonora emessa alle diverse frequenze per poter progettare idonei sistemi di abbattimento e protezione: silenziatori, barriere fonoassorbenti ecc. In assenza di dati precisi si può considerare che il livello di potenza acustica sia pari a: Lw  88  10 log Pa

(dB)

(7.16)

(dB)

(7.17)

per torri dotate di ventilatori centrifughi, Lw  96  10 log Pa per torri aventi ventilatori assiali.

Fig. 7.17

Torre di raffreddamento con ventilatori assiali (Baltimore Aircoil Italia).

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FONDAMENTI

Con Pa si è indicata la potenza elettrica in kW assorbita dai motori elettrici. Sul mercato, comunque, esistono torri di raffreddamento per le quali lo stesso costruttore può fornire silenziatori sia sulla ripresa sia sullo scarico dell’aria. Per attenuare il rumore dello scroscio dell’acqua, si possono porre nel bacino della torre sfere di polistirolo. Un altro aspetto molto importante da considerare nell’installazione delle torri evaporative è quello dell’appoggio sulle strutture. Come per i gruppi frigoriferi è necessario predisporre sotto il basamento un sistema antivibrante per impedire la trasmissione di vibrazioni alla struttura sottostante che, spesso, è la soletta di copertura di un edificio. Sulle tubazioni collegate, andata e ritorno dell’acqua, dovranno essere interposti giunti antivibranti. 7.9

SUPPORTI ELASTICI

L’impiego dei supporti elastici per impedire la trasmissione delle vibrazioni dalle macchine (pompe, ventilatori, gruppi frigoriferi ecc.) alle strutture di sostegno è ormai molto diffuso perché solo così è possibile eliminare i pericoli connessi alle sollecitazioni a fatica dei materiali e ridurre la possibilità di rumorosità indotta negli ambienti per emissione secondaria. Si rinvia a testi specifici per un approfondimento circa la “fisica” dei sistemi elastici. I tipi più diffusi sono descritti di seguito. – Supporti a molla metallica, idonei per molte applicazioni con ottime caratteristiche di affidabilità nel tempo (fig. 7.18). Sono impiegati sotto i basamenti di gruppi frigoriferi, torri di raffreddamento, gruppi elettropompe ecc. e, comunque, nei casi in cui sono richieste deflessioni statiche da 12,5 a 50 mm. Uno svantaggio nell’impiego delle molle è dovuto alla trasmissione, lungo le spire della molla, di vibrazioni di alta frequenza per cui è opportuno utilizzare supporti che prevedono in serie alla molla un inserto in gomma o in neoprene. – Supporti in elastomero (gomma naturale, neoprene ecc.) (fig. 7.19). Le caratteristiche sono variabili in funzione del materiale e della forma. Sono impiegabili per deflessione fino a 12,5 mm. Sono soggetti a invecchiamento. – Lastre di sughero, utilizzate soprattutto nei basamenti di fondazione di macchine pesanti con deflessioni statiche inferiori a 6 mm. Il sughero, ampiamente utilizzato in passato, è attualmente molto presente nell’“inconscio” tecnico collettivo, in quanto “sedimentato” da decenni di impiego, ma occorre precisare che esso non viene apprezzato come materiale antivibrante dai tecnici esperti, in quanto troppo rigido e dotato di scarsa deflessione statica per risultare veramente efficace. I supporti elastici possono essere montati in diversi modi (fig. 7.20): – direttamente ai piedi della macchina; – sotto un basamento rigido in profilati metallici sul quale poggia la macchina; – sotto una base pesante, ottenuta con profilati metallici e un getto di calcestruzzo.

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Mentre il primo sistema è adatto per macchine piccole e con struttura rigida, gli altri due sistemi devono essere impiegati quando la macchina da sostenere è costituita da più elementi quali, per esempio, il motore e la pompa di un gruppo elettropompa ad asse orizzontale con giunto. L’impiego di supporti elastici sotto le macchine impone che sulle tubazioni a esse allacciate vengano inseriti opportuni giunti antivibranti che possono essere in elastomero o in acciaio (fig. 7.21). Ciò non basta perché è anche necessario che le tubazioni (o i canali collegati ai ventilatori a mezzo di connessioni flessibili in tela gommata o altro materiale) siano elasticamente supportati o sostenuti. Nella fig. 7.22 sono riportati alcuni schemi tipici.

Fig. 7.18 Supporti antivibranti a molla. Da pubblicazioni tecniche Mason Industries Inc. - Mercer Rubber Co., rappresentata in Italia da Alflex S.r.l., Rodano Millepini (Milano).

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Fig. 7.19 Supporto antivibrante in elastomero. Da pubblicazioni tecniche Mason Industries Inc. - Mercer Rubber Co., rappresentata in Italia da Alflex Srl, Rodano Millepini (Milano).

Fig. 7.20 Esempi di supporti sotto macchine rotanti. Da pubblicazioni tecniche Mason Industries Inc. - Mercer Rubber Co., rappresentata in Italia da Alflex Srl, Rodano Millepini (Milano).

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Fig. 7.21 Giunti antivibranti e tipo montaggio per gruppo pompa. Da pubblicazioni tecniche Mason Industries Inc. - Mercer Rubber Co., rappresentata in Italia da Alflex Srl, Rodano Millepini (Milano).

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Fig. 7.22

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Sostegni antivibranti per tubazioni (da pubblicazioni tecniche La Politecnica Scrl, Bolzano).

7.10

ISOLAMENTO ACUSTICO

Si è visto che le diverse apparecchiature che costituiscono un impianto termico producono rumore ed è anche noto quanto questo sia fastidioso, per cui occorre ridurlo in maniera tale che nelle zone nelle quali si vive e lavora non possa generare disturbo. Si sono visti quali siano gli accorgimenti necessari per impedire la trasmissione delle vibrazioni alle strutture orizzontali e verticali nonché i rimedi per attenuare il rumore emesso dalle diverse macchine. Rimane da esaminare il problema del rumore emesso per via aerea dalle macchine e che può trasmettersi attraverso le pareti che delimitano i locali tecnici verso gli ambienti circostanti. Si deve introdurre, quindi, il concetto di isolamento acustico che significa impedire, con una barriera, il flusso di energia sonora da un ambiente verso un altro che si desidera proteggere. Quando una certa quantità di energia sonora investe una parete, una frazione di essa viene riflessa e l’altra viene in parte assorbita dalla parete stessa e in parte reirradiata dall’altra faccia della parete verso l’ambiente adiacente.

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Per valutare le caratteristiche di isolamento acustico di una parete è stato introdotto il potere fonoisolante R, definito da: (dB) (7.18) R  10 log (1/τ) dove τ, fattore di trasmissione della parete, è il rapporto fra l’energia sonora trasmessa all’ambiente disturbato e l’energia sonora incidente. 7.10.1 Pareti semplici. Le principali caratteristiche di una parete semplice, ai fini dell’isolamento acustico sono la massa e la frequenza; l’effetto combinato può essere previsto con la relazione detta legge di massa dell’isolamento acustico: R  20 log M f  43 (dB) (7.19) dove: M  massa della parete riferita alla superficie (kg/m2) f  frequenza (Hz) Questa espressione è valida solo se il rumore sollecita la parete con onde piane, parallele alla parete; se, invece, l’ambiente disturbato è semiriverberante, il rumore solleciterà la parete secondo diverse direzioni: in questo caso il potere fonoisolante è inferiore. Se ne deduce che è necessario che le pareti dell’ambiente disturbato siano opportunamente trattate per aumentarne la fonoassorbenza onde ridurre il campo sonoro riverberato. Approfondendo l’argomento si rileva che il potere fonoisolante (per incidenza diffusa) in funzione della frequenza ha l’andamento mostrato dal diagramma della fig. 7.23, nel quale si notano tre zone. – Zona delle basse frequenze: il potere fonoisolante della parete dipende dalle sue caratteristiche elastiche (rigidità) che determinano i valori delle frequenze naturali di oscillazione della parete (risonanza di membrana). Una parete sollecitata con onde sonore aventi la frequenza di risonanza oscillerà con ampiezza maggiore di quando non lo faccia se sollecitata da altre frequenze; è questa la ragione per cui il potere fonoisolante decade. – Zona intermedia nella quale ha validità la legge di massa: come si può rilevare dalla (7.19) a ogni raddoppio della frequenza il potere fonoisolante cresce di 6 dB, lo stesso accade, per ogni frequenza, a ogni raddoppio della massa. – Zona delle alte frequenze: anche in questa zona si nota un decadimento del potere fonoisolante a causa del fenomeno della coincidenza, dovuto alla possibilità di propagazione di onde flessionali nel pannello. Per un approfondimento del problema si rimanda alle pubblicazioni specifiche. 7.10.2 Pareti doppie. Si è visto come la massa di una parete abbia una funzione importante nell’isolamento acustico; quando, pertanto, si è fatto di tutto per aumentare tale isolamento e andare oltre nel peso di una parete diventa proibitivo per il costo, ma soprattutto per il peso, ecco che si ricorre alle pareti doppie, vale a dire alla soluzione che prevede una seconda parete, distaccata dalla prima. Un grande vantaggio si ottiene quando si riempie l’intercapedine con materiale fonoassorbente (lana di vetro, o altro materiale efficace) specialmente nei confronti delle frequenze più alte.

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FONDAMENTI

Fig. 7.23 Andamento quantitativo del potere fonoisolante di una parete a strato semplice.

Nella tab. 7.22 si riportano alcuni valori del potere fonoisolante di pareti semplici e doppie. Nella realizzazione delle pareti isolanti è necessario fare attenzione a non ridurne l’efficacia con elementi inseriti (per esempio una porta) non aventi le stesse caratteristiche isolanti oppure per la presenza di fessure, fori o altro. Nel caso tubazioni o canali debbano attraversare pareti isolanti, è necessario ripristinare l’isolamento tutto intorno a questi pezzi; ciò potrà essere ottenuto sistemando tutt’intorno al pezzo lana minerale ad alta densità e sigillando lungo le fessure con silicone (fig. 7.24).

Fig. 7.24 Isolamento acustico nei passaggi di tubazioni e canalizzazioni attraverso una struttura divisoria.

3 62 50 19

95 150 100 80 200

Vetro doppio (vetri da 6 mm)

Pannello in fibra di vetro

Compensato di legno

Parete in laterizi forati da 8 cm, intonacata

Parete in laterizi forati da 12 cm

Parete in laterizi forati da 8 cm, tipo Poroton

Pannello in gesso

Parete con due pannelli in gesso con intercapedine d’aria 4 cm

(mm)

Spessore totale

120

60

114

182

113

9,7

35,5

26

28,5

30,5

29,5

24

27

22

11

125

38,5

29

34

36,5

33

22

23

29

17

250

39

28

38

40,5

37

27

27

34

23

500

41

35

40,5

44

41

28

34

41

25

1000

47,5

38,5

43

46

49

25

39

45

26

2000

Potere fonoisolante (dB)

53

44,5

46,5

52,5

55

27

–

53

27

4000

42,5

34

38,5

41

39

25,5

30

36

21,5

Potere fonoisolante medio (dB)

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26

34

7,35

Peso per unità di superficie (kg/m2)

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Vetro semplice

Materiale

Tab. 7.22 Potere fonoisolante di pareti semplici e doppie

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Nella norma UNI EN 15251, allegato E, è riportata la tabella 7.23, nella quale sono indicati i livelli di pressione sonora da non superare in alcuni ambienti, allo scopo di contenere il rumore proveniente dalle apparecchiature impiegate negli impianti di climatizzazione e anche per studiare opportuni sistemi di isolamento dal rumore proveniente dall’esterno e/o dai locali circostanti. Tab. 7.23 Edificio

Livelli di pressione sonora

Locali

Livelli di pressione sonora [dB(A)] Intervallo tipico Valori di default

Residenze

Soggiorni Camere da letto

25 a 40 20 a 35

32 26

Asili per i bambini

Scuola materna Camere bambini

30 a 45 30 a 45

40 40

Luoghi di riunione

Auditorium Librerie Cinema Sale Musei

30 a 45 28 a 35 30 a 35 30 a 40 28 a 35

33 30 33 35 30

Commerciali

Vendita dettaglio Grandi magazzini Supermercati CED (grande) CED (piccolo)

35 a 50 40 a 50 40 a 50 40 a 60 40 a 50

40 45 45 50 45

Ospedali

Corridoi Sale operatorie Corsie Camere letto (notte) Camere letto (giorno)

35 a 45 30 a 48 25 a 35 20 a 35 25 a 40

40 40 30 30 30

Hotel

Atri Reception Camere (di notte) Camere (di giorno)

35 a 45 35 a 45 25 a 35 30 a 40

40 40 30 35

Uffici

Piccoli uffici Sale riunioni Uffici open-spaces Box

30 a 40 30 a 40 35 a 45 35 a 45

35 35 40 40

Ristoranti

Caffetterie Ristoranti Cucine

35 a 50 35 a 50 40 a 60

40 45 55

Scuole

Classi Corridoi Ginnastica Sale professori

30 a 40 35 a 50 35 a 45 30 a 40

35 40 40 35

Sport

Arene coperte Piscine

35 a 50 40 a 50

45 45

Generali

Servizi igienici Guardaroba

40 a 50 40 a 50

45 45

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METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA

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METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA(*)

Negli impianti termici, di ventilazione, di climatizzazione, di refrigerazione e, in genere, in tutti gli impianti tecnologici è necessario misurare costantemente alcune grandezze, allo scopo di verificare il corretto funzionamento di un impianto o il regolare andamento di un processo, per controllare i consumi energetici, per verificare le prestazioni fornite da un impianto o da una sua parte, per rilevare condizioni anormali e/o pericolose, per evitare disservizi o guasti gravi, per recuperare dati storici sulle condizioni di funzionamento di un impianto o di singole macchine, con l’intento di: verificarne l’efficienza, migliorarne le prestazioni, facilitarne la conduzione e apportare eventuali varianti migliorative agli impianti. Questo compito viene demandato agli strumenti di misura che costituiscono, pertanto, un aiuto indispensabile per ogni tecnico. 8.1

INTRODUZIONE ALLA METROLOGIA

Scopo di una misurazione è quello di determinare il valore di una grandezza incognita (misurando), dove con misurazione si intende quel procedimento che permette di ottenere una descrizione quantitativa di una grandezza fisica, ovvero il valore numerico del rapporto tra la grandezza incognita e la grandezza ad essa omogenea scelta. Il risultato di una misurazione è solo una stima del valore ritenuto vero del misurando Xrv(**), in quanto ogni processo di misurazione è inevitabilmente affetto da errori. È esperienza comune che, effettuando una serie di misurazioni di una stessa grandezza con uno stesso strumento di misura, si ottengono risultati differenti a causa dell’inevitabile presenza di errori durante ogni processo di misurazione, sebbene questi valori siano compresi in un certo intervallo. Si può affermare, quindi, che il risultato di una misurazione è compreso, con una certa probabilità, in una fascia di valori. Per tali motivi, la misura è esprimibile mediante la seguente forma binomia: misura ⫽ (N ⫾ U) G

(8.1)

(*) Sono coautori dei paragrafi 8.1 ⫼ 8.5 l’ing. Nicola Rossi, il prof. ing. Furio Cascetta (DIAM, Seconda Università di Napoli), la dott.ssa ing. Marilena Musto e il dott. ing. Giuseppe Rotondo (DETEC, Università di Napoli Federico II). (**)

Valore ritenuto vero, Xrv, sostituisce il termine valore vero, in quanto in ogni processo di misurazione vi è uno scambio energetico tra misurando e strumento di misura che inevitabilmente influisce sul valore del misurando. Si attribuisce, dunque, al valore del misurando il valore ritenuto vero ottenuto mediante uno strumento campione di riferibilità e incertezza nota.

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Fig. 8.1

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FONDAMENTI

Intervallo di incertezza: intervallo in cui potrebbe, con una certa probabilità, ricadere il valore ritenuto vero del misurando.

dove N è la media aritmetica dei risultati ottenuti, U rappresenta l’incertezza di misura, mentre G la relativa unità di misura, conforme al Sistema Internazionale (SI). Per esempio, la misura della temperatura di un ambiente si può esprimere pari a (22  0,10) °C, dove con 22  0,10 si indica la fascia di valori entro cui si ritiene, con una determinata probabilità (intervallo di confidenza), possa ricadere il valore ritenuto vero Xrv del misurando. Ogni singola misurazione fornirà, come già detto, come risultato un valore affetto da errore. L’errore commesso nella singola misurazione è detto errore assoluto, definito come il risultato di una misurazione meno il valore ritenuto vero (che rappresenta la migliore stima del misurando: si può prendere come valore ritenuto vero il valore assegnato alla grandezza realizzato da un campione di riferimento (miglior stima del valore) [ISO GUM 1995]): l’errore assoluto è dato dalla somma di due errori definiti come errore sistematico o di bias, ed errore casuale o aleatorio; l’errore relativo è il rapporto tra l’errore assoluto e il valore convenzionalmente vero. Gli errori relativi e assoluti, per definizione, possono avere un segno qualsiasi. 8.1.1 Classificazione degli errori di misura. Si è detto che l’errore di una misurazione può essere di natura sistematica o di natura aleatoria. L’errore sistematico () (systematic error, bias) [VIM 3.14](*) si definisce come differenza della media (che risulterebbe da un numero infinito di misurazioni dello stesso misurando, effettuate sotto condizioni di ripetibilità), meno il valore convenzionalmente vero del misurando. Le cause che possono determinare la presenza di un errore sistematico sono: – imperfette correzioni di taratura; – imperfetta installazione dello strumento di misura; – fattori ambientali; – imperfetto metodo di misura; – errori umani. (*)

VIM = Vocabolario Internazionale dei termini fondamentali e generali in Metrologia, ISO, prima edizione 1984, seconda edizione 1993.

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Gli errori sistematici sono legati alla causa che li genera da una legge fisica ben determinata e nota, per cui si presentano con segno costante ed entità all’incirca costante. Nell’ipotesi che tali errori siano dovuti a cause fisiche individuabili e controllabili, è possibile compensarne gli effetti correggendoli con opportuni calcoli. Per ridurre gli effetti dovuti a tali errori si possono utilizzare: – tecnica di insensibilizzazione dello strumento, ottenuta con un’opportuna scelta dei materiali; – tecnica di compensazione degli effetti di influenza (estensimetri termocompensati); – tecnica di correzione applicabile in quanto si conosce la legge che lega il misurando alla grandezza di influenza. ESEMPIO DI CORREZIONE DELL’ERRORE SISTEMATICO DELLA MISURA Le misure dimensionali sono influenzate dalla temperatura in quanto tutti i materiali (in misura maggiore o minore) si dilatano e si contraggono in relazione alla variazione della loro temperatura. La temperatura di riferimento per le specifiche geometriche degli strumenti di misura dimensionali (temperatura di calibrazione) è fissata a T0  20 °C (norma ISO 1:2002). Se la temperatura alla quale vengono effettuate le misure dimensionali (T) coincide con la temperatura di riferimento, lo scarto tra le misure dimensionali è nullo, dunque non è necessario apportare alcuna correzione; viceversa se la misura dimensionale viene effettuata a una temperatura diversa dalla temperatura di riferimento, è presente una dilatazione termica sia del misurando sia dello strumento di misura, con conseguente errore sistematico da correggere.

1  as (T  T0) L  LO –––––––––––––––– 1  aM (T  T0) as  coefficiente di dilatazione lineare dello strumento aM  coefficiente di dilatazione del misurando

L’errore casuale (ε) o aleatorio (random error) [VIM 3.13] si definisce come differenza del risultato di una misurazione meno la media che risulterebbe da un numero infinito di misurazioni dello stesso misurando effettuate sotto condizioni di ripetibilità. (Poiché si può eseguire solo un numero finito di misurazioni, è possibile determinare solo una stima dell’errore casuale).

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Le cause che possono determinare la presenza di errori casuali non sono prevedibili (random) di conseguenza danno luogo a rilevazioni non coincidenti del medesimo misurando (durante osservazioni ripetute). È possibile ottenere una migliore descrizione del fenomeno aleatorio aumentando il numero di osservazioni. Il contributo di ciascuna di queste cause non è prevedibile in quanto agisce, di volta in volta, con segno diverso ed entità diversa. L’errore accidentale è, pertanto, una grandezza di natura aleatoria e quindi legata al numero di osservazioni: si ottiene una migliore descrizione del fenomeno aleatorio aumentando il numero di ripetizione del processo di misurazione. Lo scostamento delle singole misurazioni dalla loro media aritmetica avviene secondo leggi probabilistiche; solitamente la distribuzione dei risultati di una misurazione tende al tipo normale (gaussiana o LaplaceGauss) al crescere della numerosità delle misurazioni costituenti il sistema. – – – – – –

– – –

– –

Tipiche cause di errore casuale sono: irregolarità casuali del procedimento o dello strumento di misura; instabilità delle condizioni ambientali; imperfezioni congenite dell’operatore umano; correzione dell’errore sistematico; altro. Tipici errori casuali sono: errore di risoluzione di lettura, dovuto al limitato potere risolutivo dell’occhio umano; in condizioni normali tale errore è compreso nell’intervallo  0,001 L, dove con L si è indicata la distanza tra l’operatore ed il quadrante dello strumento di misura: tale errore è legato al soggetto misuratore e alle condizioni di illuminazione del quadrante; errore di parallasse, che dipende ancora da L e dall’angolo α tra l’osservatore e la normale al quadrante: L tg α; errore di interpolazione, dell’ordine del 10% della distanza tra successive suddivisioni della scala graduata; può diventare sistematico se l’operatore è sempre lo stesso; errore dovuto al rumore di fondo dello strumento, che è l’effetto dovuto a tutte quelle cause che determinano movimenti dell’indice, sovrapponendosi al segnale di misura; nei casi più semplici è dell’ordine del 10% della doppia ampiezza di oscillazione; nel caso di visualizzatore analogico, tale errore è riconducibile all’ultima cifra significativa; errore di mobilità, dovuto alla limitata mobilità dello strumento, ovvero alla sua inerzia che gli impedisce di reagire alle piccole sollecitazioni da parte del misurando, valutabile mediante la soglia di mobilità o l’errore di mobilità; errori di inversione e di isteresi dovuti, rispettivamente, ai giochi meccanici che si presentano quando si inverte il senso di variazione della grandezza di misura e alle diverse caratteristiche di funzionamento, in salita o in discesa, dovute alle diverse proprietà elastiche dei materiali, ad attriti e a vincoli.

Se ne deduce che ogni qualvolta si effettua una misurazione, il risultato sarà affetto da errori sistematici e/o aleatori. Dunque è impensabile, in assenza di esperienze o

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campagne di misura pregressa, fornire la misura avendo effettuato un’unica misurazione: la misura dovrà essere espressa come valore medio corretto dell’errore sistematico (nelle stesse condizioni di ripetibilità e riproducibilità), a cui sarà associato un intervallo di incertezza dovuto all’inevitabile presenza degli errori casuali o aleatori. 8.1.2 Schema base di un generico processo di misurazione. La misura può essere ottenuta, in maniera diretta, per confronto diretto con l’unità di misura e i suoi multipli e sottomultipli e, in maniera indiretta, applicando leggi fisiche ben note o ricavabili, che legano la grandezza in esame incognita ad altre grandezze direttamente misurabili. Entrambe le misure possono essere effettuate utilizzando strumenti tarati per confronto tramite campioni. Ogni generico strumento (o sistema) di misura si può rappresentare mediante una configurazione generalizzata composta da tre stadi che costituiscono la “catena di misura” (fig. 8.2). – I stadio: il sensore, o elemento sensibile, ha il compito di interagire direttamente con il misurando e trasformarlo in una grandezza fisica (segnale di misura) più idonea alle successive elaborazioni. Il segnale di misura può essere della stessa natura o, come di solito accade, di natura differente rispetto a quella del misurando; in tal caso più che di sensore si parlerà di trasduttore. – II stadio: il convertitore, quella parte dello strumento atta a trasformare l’informazione proveniente dal sensore in una grandezza di più facile utilizzazione da parte dello sperimentatore, standardizza il segnale di uscita del sensore. – III stadio: visualizzatore, ovvero il dispositivo di lettura che può essere di tipo analogico o digitale, elabora la lettura finale. Ogni sensore/trasduttore è caratterizzato da una propria funzione caratteristica che lega la grandezza misurata in uscita al misurando (grandezza oggetto della misurazione). La rappresentazione grafica di tale legame è detta curva caratteristica o di taratura, che è una curva resa lineare dal costruttore affinché si possa ottenere una sensibilità costante (la sensibilità rappresenta il rapporto tra la variazione del segnale in uscita rispetto alla variazione del segnale di ingresso, du/di).

Fig. 8.2

Configurazione generalizzata di uno strumento di misura.

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In riferimento alla curva caratteristica di ogni sensore, si possono definire: – soglia di mobilità (minimum detectable quantity, mdq), ovvero il minimo valore del misurando rilevabile dal sensore; – soglia di sensibilità ovvero la minima variazione del misurando affinché si possa ottenere una variazione del segnale di uscita (di); Inoltre sono definibili, per ogni strumento di misura (I e II stadio insieme): – fondo scala (FS): rappresenta il massimo valore della grandezza che il sensore è capace di rilevare. Se il valore del misurando è maggiore di quello relativo al fondo scala, ciò può comportare la rottura del trasduttore; – rangeability: esprime il rapporto fra l’estremo superiore (FS) e inferiore, normalizzato all’unità, del campo di misura; – risoluzione: esprime la minima variazione apprezzabile della grandezza in esame in tutto il campo di misura; essa rappresenta il valore dell’ultima cifra significativa ottenibile (fig.8.3).

Fig. 8.3 Funzione caratteristica, sensibilità, soglia di sensibilità e zero vivo.

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8.1.3 Classificazione delle incertezze di misura. Come si è detto, l’incertezza di misura è dovuta all’inevitabile presenza degli errori commessi ad ogni misurazione. L’incertezza è la stima caratterizzante il campo di valori entro cui cade il valore ritenuto vero del misurando; essa riflette la mancanza di conoscenza esatta del valore del misurando, per cui rappresenta una misura di quanto il valore effettivamente stimato è prossimo al valore ritenuto vero del misurando. La guida alla stima dell’incertezza di misura dell’ISO (recepita in Italia come UNI CEI ENV13005: 2000) classifica le incertezze di misura in due gruppi distinti: – incertezze tipo di categoria A, – incertezze tipo di categoria B. Appartengono alla categoria A le componenti di incertezza corrispondenti a grandezze fisiche di ingresso per le quali le distribuzioni di probabilità sono determinate con criteri statistici. In tal caso il modello di una misurazione viene trattato nell’ambito della teoria della probabilità. Appartengono alla categoria B le componenti di incertezza corrispondenti a grandezze fisiche xi la cui stima non è stata ottenuta da osservazioni ripetute, per cui l’incertezza tipo u(xi) viene valutata mediante giudizio scientifico basato su tutte le informazioni disponibili sulla possibile variabilità di xi: – analisi dei dati di misurazioni precedenti; – esperienza o conoscenza generale del comportamento degli strumenti di interesse; – specifiche tecniche fornite dal costruttore; – dati forniti dai certificati di taratura; – incertezze assegnate a valori di riferimento in manuali tecnici. Per il calcolo di tali incertezze sono definibili due casi limite: – impossibilità di valutare l’incertezza tipo di categoria A, in quanto si è effettuata un’unica misurazione (analisi a priori); – valutazione dell’incertezza tipo di categoria A (analisi a posteriori), avendo realizzato un numero sufficientemente elevato di misurazioni e considerando nulle le incertezze tipo di categoria B. Nel caso di misura di tipo diretto è possibile determinare l’incertezza tipo di categoria B mediante un’analisi a priori e, se è necessario, successivamente è possibile determinare l’incertezza tipo di categoria A mediante un’analisi a posteriori. L’analisi a priori per una misura di tipo diretto consiste nel: – correggere l’errore sistematico o di bias : il valore letto dev’essere corretto; ciò è possibile in quanto si ha a disposizione lo strumento campione rispetto al quale è possibile un confronto diretto dello strumento utilizzato; – calcolare l’incertezza totale: la correzione dell’errore sistematico comporta comunque la presenza di incertezze accidentali che dovranno essere computate nel calcolo dell’incertezza totale:

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εt  

冪 ε k

2 k

che rappresenta la composizione statistica dei differenti contributi εk caratteristici dello strumento usato; tale incertezza è contenuta, con un certo grado di probabilità, entro limiti che sono inferiori alla somma dei limiti delle singole incertezze. L’analisi a posteriori per una misura di tipo diretto dev’essere necessariamente realizzata a valle dell’analisi a priori in quanto ne rappresenta una validazione. L’analisi a posteriori di un elevato numero di misurazioni del misurando deve portare, quindi, a risultati simili a quelli ottenuti con l’analisi a priori (valore medio e deviazione standard). Se tale situazione non si verifica, è buona norma riesaminare i vari stadi della catena di misura. Nel caso di misura di tipo indiretto Y  f(x1, x2, x3, …, xn) è possibile determinare l’incertezza solo mediante un’analisi a priori. L’ analisi a posteriori per una misura di tipo indiretto non è facilmente realizzabile in quanto non esiste uno strumento campione cui fare riferimento. Si ricordi che l’influenza dei singoli strumenti di misura sul risultato finale dipende non solo dalle caratteristiche metrologiche del singolo strumento: sensibilità, stabilità, accuratezza, risoluzione, ma anche dal legame funzionale esistente tra il misurando e le singole grandezze xi che intervengono nella sua misurazione. L’analisi a priori per una misura di tipo indiretto tiene conto dell’influenza dei singoli strumenti costituenti la catena di misura, sul risultato finale. Essa dipende, dunque, dalle caratteristiche metrologiche di ogni strumento e dal legame funzionale tra misurando e grandezze misurate xi. Legge di propagazione delle incertezze. Nella maggioranza dei casi la misura avviene in maniera indiretta, ovvero il misurando, Y, è legato ad altre grandezze, xi, mediante un modello di misurazione: Y  f (xm1, xm2 ... xmn) Dipendentemente dal legame funzionale tra l’uscita, Y, e gli n ingressi medi indipendenti, xm1, xm2, .., xmn, si particolarizza la legge di propagazione delle incertezze di misura, attraverso cui è possibile calcolare l’incertezza sul misurando computando le incertezze dei singoli ingressi xi, come riportato nella tabella 8.1. Definizioni metrologiche I termini e le definizioni riportati nel seguito sono tratti, oltre che dalla già citata norma GUM (UNI CEI ENV 13005: Guida all’espressione dell’incertezza di misura), anche dal documento noto come VIM (Vocabolario Internazionale dei termini fondamentali e generali in Metrologia, ISO, prima edizione 1984, seconda edizione 1993), dalla norma ISO 3534-1, dalla norma UNI EN 24006 e dalla norma UNI 4546. Grandezza (misurabile) (measurable quantity) [VIM 1.1]: attributo di un fenomeno, di un corpo o di una sostanza che può essere distinto qualitativamente e determinato quantitativa-

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Tab. 8.1 Operatore matematico

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Propagazione delle incertezze Legame funzionale

Legge di propagazione

n

Somma e differenza

n

Y  xmi

uc2

i1 n

Prodotto e rapporto

Potenza Logaritmo

Y  xmi i1

(Y)   uc2 (xmi) i1

n

uc2

(Y)  

i1

Y u (x ) 冢––– x 冣 2 c

mi

mi

h Y  xmi

2(h  1) u2 (x ) uc2 (Y)  h2 xmi c mi

Y  log xmi

u2c (xmi) uc2 (Y)  ––––––– x2mi

mente. (Esempio di grandezze in senso generale: lunghezza, tempo, massa, temperatura, resistenza elettrica, concentrazione di quantità di sostanza ecc.). Valore vero (di una grandezza) (true value) [VIM 1.19]: valore compatibile con la definizione di un data grandezza in senso determinato. È un valore che sarebbe ottenuto da una misurazione perfetta. I valori veri sono per natura indeterminati (si pensi ai concetti di gas perfetto, corpo perfettamente elastico, trasformazione reversibile, riconducibili a fatti inesistenti ma incredibilmente utili). (Nella GUM questo concetto viene superato: il termine “valore vero di un misurando” o di una grandezza è da evitare perché la parola “vero” viene considerata ridondante. “Misurando” significa “particolare grandezza sottoposta a misurazione”, dunque “valore di un misurando” significa “valore di una particolare grandezza sottoposta a misurazione”; l’aggettivo “vero” è superfluo, in quanto un unico “valore vero” è un concetto idealizzato. Il “valore vero” è per definizione sconosciuto ( in inglese unknown value). Valore convenzionalmente vero (di una grandezza) (conventional true value) [VIM 1.20]: valore attribuito a una grandezza in senso determinato e accettato, a volte per convenzione, come avente un’incertezza adatta per un dato scopo. Si può prendere come valore convenzionalmente vero il valore assegnato alla grandezza realizzato da un campione di riferimento (miglior stima del valore). Misurazione (measurement) [VIM 2.1]: insieme di operazioni che ha lo scopo di determinare il valore di una grandezza. Misurando (measurand) [VIM 2.6]: grandezza in senso determinato sottoposta a misurazione (grandezza da misurare). Accuratezza di misura (accuracy) [VIM 3.5]: grado di concordanza tra il risultato di una misurazione e il valore vero del misurando. (L’accuratezza è un concetto qualitativo. Il termine “precisione” non deve essere usato per “accuratezza”). Ripetibilità (dei risultati di misurazione) (repeatability of results of measurements) [VIM 3.6]: grado di concordanza tra i risultati di successive misurazioni dello stesso misurando effettuate nelle stesse condizioni di misura. (La ripetibilità può essere espressa quantitativamente tramite la dispersione dei risultati). Riproducibilità (dei risultati di misurazione) (reproducibility of results of measurements) [VIM 3.7]: grado di concordanza tra i risultati di misurazioni dello stesso misurando effettuate cambiando le condizioni di misura. Riferibilità (tracciabilità) [VIM, 6.10]: proprietà del risultato di una misurazione consi-

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stente nel poterlo riferire a campioni appropriati, generalmente nazionali o internazionali, attraverso una catena ininterrotta di confronti, tutti con incertezza dichiarata. Campione: Campione materiale, strumento per misurazione o sistema di misurazione, inteso a definire, realizzare, conservare o riprodurre unità ovvero uno o più valori noti di una grandezza per trasmetterli per confronto ad altri strumenti per misurazione. Errore assoluto (di misura) (δ  β  ε) (absolute error) [VIM 3.10]: risultato di una misurazione meno il valore convenzionalmente vero del misurando. Errore relativo “e” (relative error) [VIM 3.12]: errore di misura diviso il valore convenzionalmente vero del misurando. Xm  Xrv e%  ––––––––

100 Xrv Errore casuale (random error) (ε) [VIM 3.13]: già prima definito. Errore sistematico (β) (systematic error, bias) [VIM 3.14]: già prima definito. Grandezza d’influenza (influence quantity) [VIM 2.7]: grandezza che non è il misurando ma che altera il risultato della misurazione. (Esempio: temperatura di un micrometro per misurare lunghezze). Risultato bruto [VIM 3.3]: risultato di una misurazione prima della correzione dell’errore sistematico. Risultato corretto [VIM 3.4]: risultato di una misurazione dopo la correzione dell’errore sistematico. Incertezza (di misura), U (uncertainty of measurement) [VIM 3.9]: parametro associato al risultato di una misurazione, che caratterizza la dispersione dei valori ragionevolmente attribuibili al misurando. Il parametro “incertezza” può essere, ad esempio, uno scarto tipo (o un suo multiplo) o la semiampiezza di un intervallo avente un livello di fiducia stabilito (intervallo di incertezza). Stima che caratterizza l’intervallo dei valori entro cui si trova il valore (convenzionalmente) vero di una grandezza misurata [UNI EN 24006]. (S’intende che il risultato di una misurazione è la migliore stima del valore del misurando e che tutte le componenti dell’incertezza, comprese quelle determinate da effetti sistematici, quali quelle associate a correzioni e a campioni di riferimento, contribuiscono alla dispersione). Incertezza (di misura) casuale, Ur (random uncertainty) [UNI EN 24006]: componente dell’incertezza associata ad un errore casuale. Il suo effetto sul valore medio può essere ridotto facendo numerose misurazioni. Incertezza (di misura) sistematica, Us (systematic uncertainty) [UNI EN 24006]: componente dell’incertezza associata ad un errore sistematico. Il suo effetto non può essere ridotto facendo numerose misurazioni. FS (Fondo Scala): rappresenta il massimo valore della grandezza che il sensore è capace di rilevare. Se il valore del misurando è maggiore del FS, lo strumento ha una “tolleranza” (limitata e temporanea, 10-20%); oltre tale limite il sensore può danneggiarsi. Rangeability (Campo di Misura): esprime il rapporto fra l’estremo superiore (FS) e inferiore (MDQ), normalizzato all’unità, del campo di misura. Ad esempio, si consideri un sensore di portata: Rangeability  20:1 con un FS  100 kg/s, significa che lo strumento rileva portate comprese tra 5 e 100 kg/s con una data accuratezza. MDQ (Minimum Detectable Quantity) ovvero soglia di mobilità: rappresenta il minimo valore rilevabile dallo strumento ad inizio funzionamento. Riferimenti normativi ISO 4006:199

Misurazione della portata dei fluidi in condotti chiusi - Vocabolario e simboli

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Misurazione della portata dei fluidi - Valutazione dell’incertezza di una misurazione di portata ISO 7066-1:1989 Valutazione dell’incertezza nella taratura e nell’uso degli apparecchi di misurazione della portata - Curve di taratura lineari ISO 7066-2:1988 Valutazione dell’incertezza nella taratura e nell’uso degli apparecchi di misurazione della portata - Curve dì taratura non lineari ISO 9104:1991 Misurazione della portata dei fluidi in condotti chiusi - Metodi per la valutazione delle prestazioni dei misuratori di portata elettromagnetici utilizzati per i liquidi UNI EN ISO 6817:1997 Misurazione della portata di liquidi conduttivi in condotti chiusi Metodo basato sull’impiego di misuratori di portata elettromagnetici ISO/TR 5168-1998 Measurement of fluid flow - Evaluation of uncertainties

8.2

MISURE DI TEMPERATURA

La maggior parte dei processi fisici, chimici e biologici è caratterizzata e/o regolata dalla temperatura: tale grandezza assume, pertanto, un ruolo di particolare rilievo in quasi tutti i settori scientifici e tecnologici, dal campo industriale a quello bio-medico. La temperatura è una proprietà di un sistema, direttamente misurabile mediante l’utilizzo di un altro sistema detto termometro: all’equilibrio termico i due sistemi dovranno presentare il medesimo stato termico ovvero la stessa temperatura. Ciò può essere visto come conseguenza della Legge zero della termodinamica: “due sistemi in equilibrio termico con un terzo, sono in equilibrio termico tra loro”. 8.2.1 Scale di temperatura internazionali. Per quanto familiare possa sembrare il concetto di temperatura, la conoscenza del suo significato fisico non è agevole per la maggior parte delle persone, in quanto tale grandezza fisica richiede la conoscenza dei principi basilari della termodinamica, della trasmissione del calore e della meccanica. Per le altre grandezze fisiche quali, ad esempio, lunghezza, massa, tempo, i concetti generali e i relativi strumenti di misura trovano la loro genesi molto indietro nel tempo, niente, invece, lascia presupporre che in tempi remoti si possedessero valide conoscenze per misurare la temperatura. II motivo di tale ritardo risiede nel fatto che la temperatura non è una grandezza caratteristica di un corpo, come la massa o la lunghezza. Non è possibile, pertanto, attribuire a un oggetto la dicitura di “intervallo unitario di temperatura”, come lo si farebbe con un righello per la misura di un oggetto. In questo caso si prende il righello e si vede quante volte esso è contenuto entro le due estremità dell’oggetto. Si mettono cioè a confronto due lunghezze e si esegue un’operazione di somma su una lunghezza unitaria (il righello). La medesima operazione non può essere fatta con la temperatura. Anche se la temperatura non è direttamente accessibile, essa però si manifesta

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attraverso molti fenomeni: come le variazioni di volume, di pressione, di resistenza elettrica. Questi e altri fenomeni, una volta verificatane la dipendenza dalla temperatura, offrono i mezzi per misurarla. Si tenga presente che, comunque, si tratta di una misura indiretta, poiché si misura una grandezza che non è la temperatura. A questa si arriva attraverso una legge che ne esprime la relazione con la grandezza misurata. L’impossibilità di materializzare l’intervallo unitario di temperatura rende necessaria una scala che consenta di riprodurlo, sia pure in forma indiretta, nei diversi campi di temperatura in cui si è interessati alla misura. Si è già visto che l’ingrediente principale per misurare la temperatura e, quindi, anche per costruire una scala, è la scelta di un fenomeno che dipenda dalla temperatura stessa. Questo può essere, per esempio, la dilatazione del mercurio. Fatta la scelta, non è difficile costruire uno strumento che metta in evidenza il fenomeno. Perché lo strumento diventi un termometro occorre tracciarvi sopra una graduazione, per la qual cosa occorrono due ulteriori ingredienti, i punti fissi e la legge che mette in relazione la dilatazione con la temperatura. Per punti fìssi si intendono dei valori che vengono assegnati alle temperature corrispondenti a fenomeni naturali ben definiti e riproducibili, quali possono essere la solidificazione e l’ebollizione dell’acqua alla pressione di un’atmosfera normale (101,325 kPa). Una volta scelti i punti fissi, si è in grado di riportare i corrispondenti tratti di riferimento sulla scala del termometro. È facile rendersi conto che l’unicità della scala è un requisito fondamentale per gli scambi di carattere scientifico, tecnico e commerciale. Per ottenerla bisogna evitare di ricorrere a leggi di carattere empirico e punti fissi arbitrari. Il merito di avere intravisto questa possibilità va a Lord Kelvin che, nel 1854, propose di utilizzare il ciclo di Carnot per definire la temperatura termodinamica o assoluta, quella per cui sono valide le leggi della termodinamica. Non bisogna dimenticare, infatti, che la temperatura termodinamica è l’unica che possieda uno zero naturale: pertanto un intervallo di temperatura lo si può definire assegnando una sola temperatura che differisca dallo zero. Nel 1954, la Conferenza Generale dei Pesi e Misure (CGPM) assunse come temperatura di riferimento quella del punto triplo dell’acqua, ossia la temperatura alla quale si riesce ad ottenere, entro una provetta sigillata da cui sia stata estratta l’aria, la presenza contemporanea in equilibrio termico di ghiaccio, acqua e vapor d’acqua. A questa temperatura venne assegnato il valore 273,16 K. Con ciò venne definita l’unità di misura della temperatura termodinamica, la cui ampiezza è pari alla frazione 1/273,16 della temperatura del punto triplo dell’acqua. L’unità di misura “scientifica” kelvin, non sostituisce completamente il grado Celsius (°C) che rimane come unità tecnica come definito dalla Conferenza Generale dei Pesi e delle Misure (CGPM): t (°C)  T(K)  273,15 [Va a tal riguardo precisato che la dizione “ grado centigrado”, ufficialmente riconosciuta fino al 1948, è impropria, in quanto, da ricerche successive, si è potuto stabilire che la temperatura di ebollizione dell’acqua a pressione normale non è 100 °C, bensì 99,97 °C. Non è quindi cor-

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retto continuare a chiamare “centigrado” l’unità di un intervallo di temperatura che non è più 0  100, ma 0  99,97. Pertanto la IX Conferenza dei Pesi e delle Misure (CGPM) propose l’adozione della denominazione “grado Celsius” (simbolo °C).]

La scelta di termometri termodinamici è obbligatoria per principio ma scomoda nella pratica; questo motivo è alla base della decisione presa nel 1927 di istituire la Scala di Temperatura Internazionale (STI). La STI contiene i tre ingredienti che, come si è visto, sono necessari per costruire una scala di temperatura: (a) i termometri, poiché si tratta di più di uno, dovendo coprire un ampio campo di temperatura, vengono scelti tra i migliori (cui compete una maggiore accuratezza), disponibili nei vari sottocampi di temperatura, questi termometri vengono definiti campioni primari; (b) i punti fissi, necessari per tarare i campioni primari, ai quali vengono attribuiti valori di temperatura determinati in precedenza con misure eseguite mediante termometri termodinamici (principalmente a gas e a radiazione); questi valori di temperatura vengono assunti esatti per definizione; (c) le equazioni interpolatrici che vengono definite in base ai risultati di confronti eseguiti tra i termometri campione e i termometri termodinamici. In questo modo si garantisce che le equazioni dei termometri campione, pur se di natura empirica, ricalchino l’andamento della temperatura termodinamica. Una scala costruita con questi criteri garantisce che temperature misurate con metodi non termodinamici corrispondano effettivamente a temperature termodinamiche, con i vantaggi di unicità e di costanza dell’ampiezza dell’unità che ne conseguono. All’atto di definire una STI si scelgono i campioni, i punti fissi e le equazioni interpolatrici sulla base delle migliori conoscenze del momento. È ovvio che il progresso tecnico-scientifico porti, nel corso degli anni, alla disponibilità di campioni migliori, alla scoperta di differenze tra le temperature della STI e la temperatura termodinamica, oppure alla necessità di ampliare il campo di temperatura coperto dalla scala. È questa la ragione per cui la STI viene rivista periodicamente: l’ultima edizione risale al 1990 ed è definita STI-90 (tab. 8.2). 8.2.2 Classificazione dei termometri. Una prima classificazione dei termometri può basarsi sull’individuazione dei diversi legami funzionali U  f(T) tra la grandezza in ingresso (temperatura) e quella in uscita (volume, tensione, resistenza elettrica), come indicato nella tabella 8.3. Una seconda classificazione distingue i termometri in base al metodo attraverso il quale avviene l’interazione energetica tra sensore e ambiente di misura (misurando): per contatto oppure a distanza. Nei metodi per contatto, la misura della temperatura si ottiene attraverso il contatto fisico del termometro con l’oggetto in questione; in tal caso la misura della temperatura è influenzata da fenomeni di conduzione e convezione. I metodi a distanza, invece, si basano sull’acquisizione dell’energia radiante emessa dalle superfici di cui si vuole conoscere la temperatura (termometria a radiazione).

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FONDAMENTI

Tab. 8.2

I punti fissi della STI-90

Stato termodinamico

T90 [K]

t90 [°C]

Pressione di vapore in equilibrio dell’elio

35

 270,15   268,15

13,8033

 259,3467

17

 256,15

20,3

 252,85

Punto triplo del neon

24,5561

 248,5939

Punto triplo dell’ossigeno

54,3584

 218,7916

Punto triplo dell’argon

83,8058

 189,3442

Punto triplo del mercurio

234,3156

 38,8344

273,16

0,01

Punto di fusione del gallio

302,9146

29,7646

Punto di solidificazione indio

429,7485

156,5985

Punto di solidificazione dello stagno

505,078

231,928

Punto di solidificazione dello zinco

692,677

419,527

Punto di solidificazione dello alluminio

933,473

660,323

Punto di solidificazione dell’argento

1234,93

961,78

Punto di solidificazione dell’oro

1337,33

1064,18

Punto di solidificazione del rame

1357,77

1084,62

Punto triplo dell’idrogeno Punto di ebollizione dell’idrogeno a 33330,6 Pa Punto di ebollizione dell’idrogeno

Punto triplo dell’acqua

Tab. 8.3

Classificazione dei termometri

Metodi per contatto

Metodi a distanza Relazione funzionale

Termometria a dilatazione Termometria termoelettrica Termometria a resistenza

V  V (t) e  e (t) R  R (t)

Termometria a radiazione

Termometri a contatto. Una famiglia di strumenti di misura della temperatura per contatto sono i termometri a dilatazione (expansion thermometer, tab. 8.4). Nel campo industriale, specialmente dove è necessaria una buona robustezza dello strumento più che una elevata accuratezza delle misure, trovano largo impiego i seguenti tipi di termometro: – termometri a dilatazione di liquido (liquid filled thermometer); – termometri a mercurio (mercury-in-glass thermometer); – termometri a gas (gas-filled thermometer); – termometri a tensione di vapore (vapour pressure thermometer); – termometri bimetallici (bimetallic thermometer).

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Tab. 8.4

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Termometri a dilatazione e relativi campi di impiego

Strumenti di misura

Campo di temperatura (°C)

Termometro ad alcool Termometro a mercurio in vetro Termometro a mercurio in vetro con riempimento di azoto Termometro a mercurio in vetro al quarzo Termometri bimetallici Termometro toluolo Termometro a pentano Termometro a gas Termometro a tensione di vapore

da  50 a 200 da  35 a 300 da  35 a 500 da  35 a 800 da  80 a 500 da  80 a 200 da 200 a 200 da 100 a 650 da  60 a 400

Termometri a dilatazione di liquido. I termometri a dilatazione di liquido (fig. 8.4) sono costituiti da: – I stadio: bulbo o elemento sensibile; – II stadio: capillare, lungo al massimo 4  5 m, che collega il bulbo al quadrante amplificando il segnale ed evitando discontinuità nel menisco; – III stadio: quadrante con scala graduata e indice mobile (lettura analogica), il cui movimento è collegato, tramite appositi meccanismi, alla dilatazione termica del liquido termometrico presente nel bulbo. L’elemento sensibile, sfruttando la dilatazione termica del liquido termometrico, trasmette il segnale di misura attraverso gli opportuni leverismi all’indice del quadrante. I termometri a dilatazione di liquido sono prevalentemente dotati di un sistema di lettura della misura di tipo analogico.

Fig. 8.4

Schema di un termometro a dilatazione di liquido di tipo industriale.

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Fig. 8.5

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FONDAMENTI

Diverse profondità di immersione per i termometri in vetro a riempimento di liquido.

Una sottocategoria particolare di termometri a dilatazione è quella costituita dai termometri in vetro (liquid-in-glass thermometer), dove il liquido termometrico è tipicamente mercurio, alcool o toluolo. Questi termometri basano il loro funzionamento sulla dilatazione volumetrica in funzione della temperatura. Nell’ipotesi che il volume del misurando Vm sia molto maggiore del volume di fluido interno al capillare V, la variazione di volume all’interno del capillare ΔV in funzione della variazione di temperatura Δt è: Δ V  βapp V Δ t

(8.2)

dove βapp rappresenta il coefficiente di dilatazione cubica, che tiene conto sia della dilatazione del liquido che quella del capillare. Per questa categoria di termometri a dilatazione assume una particolare rilevanza la profondità di immersione (fig. 8.5), in base alla quale è possibile distinguere tra termometri a immersione totale o parziale. Termometri a immersione totale: sono costruiti per indicare correttamente la temperatura quando vengono immersi per tutta la lunghezza del capillare che contiene il liquido termometrico. Quando non è possibile una totale immersione, parte del fluido di misura si trova a una temperatura diversa da quella del misurando. Per compensare questo tipo di errore sistematico dovuto alla parziale immersione bisogna apportare una correzione sulla temperatura misurata pari a: Δ T  βapp L (tmis  tmed)

(8.3)

dove L rappresenta la porzione di termometro non immerso espresso in termini di unità di misura della scala di temperatura, tmis è il valore di temperatura indicato dal termometro, tmed è la temperatura media del fluido termometrico.

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Termometri a immersione parziale: una corretta installazione prevede l’immersione fino a un livello predefinito del capillare (tipicamente indicato sul retro). Il liquido termometrico utilizzato nel riempimento dello strumento dipende dal campo di temperatura in cui il termometro deve operare (tab. 8.5). Il più utilizzato è sicuramente il mercurio. Le sue caratteristiche principali sono: la linearità della legge di dilatazione cubica al variare della temperatura, il grado di purezza facilmente ottenibile, la possibilità di mantenersi allo stato liquido, caricato opportunamente con gas inerte in pressione, da 35 °C a 625 °C. Limitatamente alla misura delle basse temperature (da 200 °C a 50 °C) si utilizzano liquidi come: alcool, toluolo e pentano. Tab. 8.5 Valori del coefficiente apparente di dilatazione cubica dei liquidi °C–1 per termometri a riempimento di liquido realizzati in vetro comune (da BS 1041, Section 2.1, 1985) Temperature (°C)

Pentano

Tuolene

Etanolo

Mercurio

 180  120  80  40 0 20 100 200 300

0,9 103 1,0 103 1,0 104 1,2 103 1,4 103 1,5 103 – – –

– – 0,9 103 1,0 103 1,0 103 1,1 103 – – –

– – 1,04 103 1,04 103 1,04 103 1,04 103 – – –

– – – – 1,58 104 1,58 104 1,58 104 1,59 104 1,58 104

Esempio. Un termometro a mercurio ad immersione totale è immerso, fino al valore di scala corrispondente a 60 °C, in acqua la cui temperatura (indicata dal termometro) è di 95 °C, mentre la temperatura media della colonna di mercurio emergente è di 30 °C. Calcolare la correzione di temperatura assumendo quale valore del coefficiente di dilazione cubica 1,6 104 °C1 (tab. 8.5). Soluzione: impiegando l’equazione 8.3 la correzione da apportare è di: Δ T  βapp L (tmis  tmed)  0,00016 35(95  30)  0,36 °C e, pertanto, la temperatura dell’acqua è di 95,36 °C.

Termometri manometrici a tensione di vapore. Tali termometri basano il loro principio di funzionamento sulla misura della pressione di un vapore saturo; dalla relazione tra la temperatura e la tensione del vapore saturo si risale alla scala di temperatura. Questo tipo di termometro presenta lo svantaggio di una scala non lineare, il che è causa di ulteriori errori dovendo effettuare una lettura su un quadrante di tipo analogico. Nella fig. 8.6 si riporta lo schema di un termometro a tensione di vapore per temperature di processo superiori, inferiori e uguali alla temperatura ambiente. Nei termometri a tensione di vapore il capillare assume la forma di un tubo di Bourdon a spirale.

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FONDAMENTI

Fig. 8.6 Termometro a tensione di vapore per temperature di processo superiori o inferiori alle temperature ambiente.

Fig. 8.7a Deformazione di una lamina bimetallica sottoposta a carico termico.

Termometri bimetallici. I termometri bimetallici sono costituiti da due lamine rettilinee di differenti metalli legate insieme e saldate, essi funzionano secondo due principi fondamentali: – la variazione di volume dei metalli è funzione della temperatura; – il coefficiente di variazione volumetrica dipende dal tipo di metallo. La lamina bimetallica tenderà a curvare verso il lato del metallo che ha il coeffi-

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Fig. 8.7b

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Esempio schematico di un termometro bimetallico.

ciente di dilatazione lineare volumetrica più basso, detto anche elemento passivo, mentre quello con coefficiente di dilazione lineare maggiore viene detto attivo (fig. 8.7a). La deflessione (f) della lamina metallica risulta direttamente proporzionale al quadrato della sua lunghezza (l) e alla variazione della temperatura (DT), mentre è inversamente proporzionale allo spessore totale della lamina bimetallica (d): Δ t l2 f  Kd ––––––––– d

(8.4)

dove Kd è la costante di deflessione (dipende dalle caratteristiche elastiche del materiale). La deformazione che si produce è molto piccola; per amplificarla si realizzano lamine foggiate a forma di spirale o di elica (fig. 8.7b). Una delle combinazioni di metalli più utilizzata in ambito industriale è costituita da una lega ferro-nickel (64% Fe, 36% Ni), nella quale il ferro si dilata in misura minore rispetto al nickel. La maggior parte dei termometri bimetallici di tipo industriale utilizza lamine avvolte ad elica anziché a spirale, essendo più adatte ad essere alloggiate in uno stelo. L’elemento sensibile è inserito in un tubo protettivo. Il termometro così realizzato può essere utilizzato per misurare la temperatura del gas o del liquido contenuto in un condotto. La rotazione (θ ) dell’elica metallica risulta direttamente proporzionale al quadrato della sua lunghezza (l) e alla variazione della temperatura (Δt), mentre è inversamente proporzionale allo spessore totale della lamina bimetallica (d): 2 Δt l 2 θ  Kc ––––––––– d 104

(8.5)

dove Kc è il coefficiente di curvatura (tab. 8.6).

Fig. 8.8

Termometro a bimetallo (Scantor).

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FONDAMENTI

Un’altra caratteristica di questi termometri è la loro chiusura ermetica. All’interno del quadrante è presente un gas secco, mentre un fluido siliconico riempie il gambo e circonda l’elica sensibile, sia per ridurne le vibrazioni a cui è soggetto, che per accelerare la trasmissione del calore. Tab. 8.6

Materiali per termometri bimetallici

Metallo passivo

Metallo attivo

Campo di temperatura

Coefficiente di curvatura [°C1]

Invar “ “ “ “ “ “ Lega (42%Ni,58%Fe) “ “ “

lega (27%Ni,68%Fe,5%Mo) ottone rame costantana nickel ferro acciaio lega (27%Ni,68%Fe,5%Mo) costantana nickel lega (42%Ni,53%Fe,5%Na)

0-200 0-150 0-150 0-200 0-150 0-150 0-120 0-500 0-350 0-400 0-350

0,16 0,16 0,16 0,14 0,12 0,11 0,18 0,12 0,11 0,09 0,09

8.2.3 Termometria termoelettrica: termocoppie. Le termocoppie basano il loro principio fisico di funzionamento sulle leggi dei circuiti termoelettrici. Queste operano in un campo di temperatura molto ampio  200  2500°C, fornendo valide soluzioni di misura in numerose applicazioni industriali e di laboratorio. Tra i principali pregi attribuibili alle termocoppie si annoverano: – semplicità costruttiva del circuito di misura; – minore costo; – buona prontezza di risposta; – basso costo dell’elemento sensibile. Tra gli svantaggi: – rapido invecchiamento (decadimento prestazionale); – maggiori errori di misura (rispetto ad altre tipologie di termometri elettrici). L’impiego della termocoppia, come strumento di misura della temperatura, risale al 1821 quando lo scienziato tedesco T.J. Seebeck (1770-1831) scoprì l’esistenza della termoelettricità, cioè della produzione di forza elettromotrice in un circuito costituito da metalli diversi quando i punti di giunzione si trovano a differenti temperature. Quando due conduttori A e B, diversi tra loro, ma ognuno omogeneo, sono uniti alle estremità (fig. 8.9) e queste sono mantenute a temperatura diversa, nel circuito così realizzato si manifesta una forza elettromotrice Es tale che: dEs  αA, B dt

(8.6)

ovvero, in termini totali: t2

Es  ∫t1 αA, B dt

(8.7)

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dove il termine αA, B  αA, B(t) è detto coefficiente di Seebeck. Si noti che il coefficiente αA, B (noto come potere termoelettrico) è funzione dei materiali A e B e delle temperature estreme dei giunti (t1 e t2); per ogni coppia di materiali A e B, fissando la temperatura di uno dei due giunti (giunto di riferimento) la f.e.m. di Seebeck esprime in maniera indiretta la temperatura dell’altro giunto. Chiudendo il circuito su un voltmetro (multimetro), si misurerà una tensione proporzionale alla f.e.m. di Seebeck (Es).

Fig. 8.9

Effetto Seebeck: la d.d.p. tra i punti M ed N (ES) è diversa da zero se e solo se t1 ≠ t2.

Leggi dei circuiti termoelettrici. Le innumerevoli indagini sperimentali effettuate per studiare l’effetto Seebeck permisero di stabilire tre fondamentali leggi termoelettriche: (1) la legge dei circuiti omogenei, (2) la legge dei metalli intermedi, (3) la legge delle temperature successive o intermedie. La legge dei circuiti omogenei. “Non è possibile, fornendo unicamente energia termica, indurre una circolazione di corrente elettrica in un circuito costituito da un solo metallo omogeneo, anche se a sezione variabile”. Una conseguenza di questa prima legge è che la forza elettromotrice generata ai capi della termocoppia risulta essere indipendente dalla distribuzione di temperatura lungo il circuito. Legge dei metalli intermedi. “La somma algebrica delle forze elettromotrici in un circuito composto da un numero qualsiasi di metalli diversi è nulla se il circuito è isotermo”. All’interno di un circuito termoelettrico, comunque si scelgano due punti, la somma delle forze elettromotrici risulta indipendente dal materiale interposto tra P1 e P2. Considerando sia la legge dei circuiti omogenei sia quella dei metalli intermedi si può constatare che separando i conduttori A e B, che formano la termocoppia, mediante un conduttore C, non si altera la f.e.m. del circuito anche se nel circuito vi sono dei gradienti termici. Legge delle temperature successive o intermedie. Se due metalli omogenei diversi producono una f.e.m. E1,2 quando i giunti sono a temperatura t1 e t2, e una f.e.m.

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E2,3, con i giunti alle temperature t2 e t3, la forza elettromotrice prodotta quando i giunti sono alle temperature t1 e t3 è: E1, 3  E1, 2  E2, 3

(8.8)

Si deduce dalla (8.8) che la forza elettromotrice è additiva nei confronti delle temperature. Questa legge viene utilizzata quando il giunto di riferimento è a temperatura diversa da quella di taratura. Si può infine enunciare un’unica legge termoelettrica che rappresenta la sintesi delle tre precedentemente descritte: La somma delle f.e.m. generate in un circuito composto da un numero qualsiasi di metalli omogenei diversi, è funzione solo della temperatura dei giunti (fig. 8.10). Schemi di misura. Come conseguenza delle leggi che regolano l’effetto Seebeck, le misure di temperatura con una termocoppia possono essere effettuate con diversi schemi di collegamento tra la termocoppia stessa, che è costituita da due fili metalli-

Fig. 8.10

Legge delle temperature successive o intermedie.

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ci diversi saldati ad un’estremità, e lo strumento di misura della forza elettromotrice. Nelle misure industriali la distanza tra il giunto caldo e lo strumento di misura può essere notevole, per cui può risultare oneroso fare arrivare i fili della termocoppia direttamente allo strumento. In questi casi, si fa ricorso ai cosiddetti cavi di estensione che possono essere del medesimo materiale dei fili della termocoppia (ma di qualità inferiore), o meglio di rame (cavi di compensazione). In entrambi i casi si scelgono dei cavi di estensione il cui costo sia inferiore a quello dei cavi della termocoppia; tipicamente la scelta ricade sul rame per motivi di economicità. La presenza dei cavi di estensione non altera la misura se i punti di giunzione tra i cavi di estensione e la termocoppia vengono posti alla stessa temperatura (legge dei metalli intermedi). Le termocoppie vengono normalmente tarate con il giunto di riferimento a 0 °C e, conseguentemente, le tabelle standard riportano i valori di temperatura corrispondenti a determinati valori di forza elettromotrice. Qualora la temperatura di riferimento fosse diversa da quella delle tabelle standard (0 °C), purché nota e costante, è sempre possibile lavorare con le tabelle standard. Infatti, applicando la legge delle temperature successive o intermedie, si può agevolmente adattare la tabella standard al nuovo valore della temperatura di riferimento. Per esempio, se i valori di forza elettromotrice di una termocoppia sono 0,79 mV a 20 °C e 4,28 mV a 100 °C con giunto freddo a 0 °C, essi diventano (0,79  0,79) mV = 0,00 mV a 20 °C e (4,28   0,79) mV  3,49 mV a 100 °C, se il giunto freddo è a 20 °C. Nelle tab. 8.7  8.10, vengono riportate le caratteristiche delle più diffuse termocoppie standard, utilizzate sia a livello industriale che di laboratorio. Tab. 8.7

Esempio di tabella standard (riferta alla termocoppia tipo K, giunto di riferimento 0 °C)

(segue)

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(seguito tabella 8.7)

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Tipi di termocoppie. I criteri nella scelta dei materiali che possono formare una termocoppia limitano il numero delle possibili combinazioni. I principali criteri sono: – compatibilità chimico-fisica dei conduttori A e B: richiedere lo stesso tipo di atmosfera; avere punti di fusione ravvicinati; essere reciprocamente inerti (non devono reagire tra di loro); – omogeneità e stabilità della struttura interna: stabilità della struttura cristallina (non devono verificarsi segregazioni o variazioni della struttura cristallina); – sensibilità: combinazione di conduttori con elevato potere termoelettrico, ossia la variazione di f.e.m. che si ottiene variando di 1 °C la temperatura del giunto di misura quando il giunto di riferimento rimane a temperatura costante. Nella fig. 8.11 sono riportate alcune tipologie dei giunti di misura. I giunti sono normalmente protetti dall’ambiente di misura attraverso una guaina metallica, all’interno della quale la termocoppia viene assemblata in una matrice di polvere ceramica compattata. Le termocoppie con giunto esposto (tipo d nella fig. 8.11) sono normalmente utilizzate per la misura della temperatura di gas non corrosivi, nei casi in cui è richiesto un sensore di elevata rapidità di risposta.

Fig. 8.11 Tipi di giunti di misura di termocoppie: (a) giunto isolato con guaina saldata; (b) giunto a massa; (c) giunto isolato con guaina estrusa; (d) giunto esposto; (e) termocoppia concentrica. 1 guaina metallica; 2 conduttore; 3 giunto di misura; 4 chiusura refrattaria della guaina; 5 polvere isolante compattata, ossido di magnesio (MgO) o allumina (Al2O3).

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Le termocoppie a giunto protetto o isolato (tipo a e c nella fig. 8.11) sono utilizzate in presenza di fluidi corrosivi, quando le temperature variano lentamente nel tempo. Le termocoppie hanno il giunto di misura completamente isolato dalla guaina metallica per mezzo di polvere ceramica compattata (usualmente MgO). I giunti di misura a massa (fig. 8.11b) sono di norma utilizzati in presenza di fluidi corrosivi, quando sono richiesti modesti tempi di risposta. Nella figura 8.12 si rappresentano le sezioni tipiche di termocoppie inguainate. Tab. 8.8 Termocopia Cu\costantana

Caratteristiche delle principali termocoppie standard Tipo

Elemento positivo

T

Cu

Fe\costantana

J

nickel-cromo\ nickel-alluminio Pt  10 Rh\Pt Pt  13 Rh\Pt Pt  30 Rh\Pt  6Rh Pt  40Rh\Pt  20Rh W  26 Re\W

K S R B – –

Elemento negativo

Temp. max Atmosfera di utilizzo °C

costantana (55% Cu  45% Ni) Fe costantana (55% Cu  45% Ni) nickel-cromo nickel-alluminio (90% N  10% Cr) (95% N  2% Al) Cu 90% Pt  10% Rh Pt 87% Pt  13% Rh Pt 70% Pt  30% Rh 94% Pt  6% Rh 60% Pt  40% Rh 80% Pt  20% Rh 74% Pt  26% Rh W

370

O, R, V, I

750

O, R, V, I

1250 1500 1500 1700 1800 2800

O, I O O O O I, R,V

O  ossidante; R  riducente; I  Inerte; V  Vuoto

Fig. 8.12 Tipi di sezioni rette di termocoppie inguainate con polvere minerale isolante: (a) tipo semplice; (b) tipo doppio; (c) tipo concentrico; 1 conduttori; 2 polvere minerale isolante; 3 guaina metallica.

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Tab. 8.9

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Limiti di temperatura (°C) per termocoppie standard impiegate in atmosfera ossidante

Tipi di termocoppie

Condizioni

T

Fili nudi Fili inguainati Fili nudi Fili inguainati Fili nudi Fili inguainati Fili nudi Fili inguainati

J R ed S B

Tab. 8.10

Diametro filo [mm] 3

1,5

1,3

0,8

0,5

0,25

315 370 650 760 1090 1260 – –

315 370 480 590 925 1090 – –

260 315 480 590 925 1090 – –

200 260 425 480 870 980 1540 –

200 200 340 370 760 870 1480 1700

200 200 310 370 700 815 1320 –

Limiti di tolleranza secondo la norma UNI 7938 Limite di tolleranza

Tipi di termocopia

Campo di temperatura (°C)

Grado II normale

Grado I speciale

T J K R ed S B

0  350 0  750 0  1250 0  1450 800  1700

 1,0 °C o  0,75%  2,2 °C o  0,75%  2,2 °C o  0,75%  1,5 °C o  0,25%  0,5%

 0,5 °C o  0,4%  1,1 °C o  0,4%  1,1 °C o  0,4%  0,6 °C o  0,1%

Termocoppia rame/costantana (tipo T): è il tipo più popolare ed è impiegata nel campo di temperatura  250  370 °C, sia in misure di laboratorio sia in campo industriale. Una adeguata protezione del filo di rame, che tende ad ossidarsi oltre i 310 °C, può consentire l’impiego con buoni risultati fino a circa 600 °C. La costantana è una lega rame-nickel con contenuto di rame variabile tra il 45 e il 60%. Oltre al rame e al nickel, nella costantana impiegata per le termocoppie sono presenti piccole percentuali di ferro e manganese per un totale di circa 0,1% Termocoppia ferro/costantana (tipo J): è il tipo più usato nelle misure industriali fino a 750 °C in quanto sopporta indifferentemente atmosfere riducenti, inerti, ossidanti, oppure il vuoto. Solo con atmosfere solforose è consigliabile limitarne l’uso a 550 °C. Come strumento da laboratorio è inferiore alla termocoppia tipo T, poiché l’omogeneità del filo di ferro è inferiore a quella del filo di rame. Termocoppia nickel-cromo/nickel-alluminio (tipo K): ha un campo abbastanza vasto di utilizzazione che va da  250 °C fino a 1250 °C. A causa di una instabilità nel campo 300 °C  550 °C, non è consigliata per misure particolarmente accurate. Essa è invece utilizzata in applicazioni industriali, purché in assenza di atmosfera riducente, solforosa o carboniosa. La sua resistenza ai flussi neutronici, superiore a quella delle altre termocoppie, la rende consigliabile nelle applicazioni nucleari.

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FONDAMENTI

Termocoppie platino/rodio: ne esistono di diversi tipi che differiscono per la diversa percentuale di rodio contenuta in uno o in entrambi i fili. La loro stabilità, nettamente superiore a quella delle altre termocoppie, le rende particolarmente adatte a misure di precisione. Fra tutte, la più nota (tipo S), è quella composta da un filo di platino col 10% di rodio e da un filo di platino puro (Pt  10 Rh/Pt). Essa fu proposta da Le Chatelier intorno al 1900 ed è stata strumento campione nella SIPT-68 tra 630,74 °C e 1064,43 °C. Il suo campo di impiego si estende fino a circa 1500 °C. Altre termocoppie platino/rodio largamente usate sono la Pt  13 Rh/Pt (tipo R), la Pt  30 Rh/Pt  6 Rh (tipo B). Da notare che un aumento della percentuale di rodio provoca un aumento della temperatura massima di lavoro. Con l’ultima di quelle citate si può arrivare fino a 1800 °C. Termocoppie tungsteno/renio: anche qui, come per le platino/rodio, si possono avere diversi tipi di termocoppia a seconda del tenore di renio presente nei fili. Le termocoppie tungsteno/renio sono attualmente le più usate per misure ad alta temperatura. Con quella tipo W  26 Re/W si può arrivare a circa 2800 °C. Tali termocoppie devono essere usate in atmosfera non ossidante. Deterioramento delle termocoppie. Le cause che generalmente portano al deterioramento e alla rottura di una termocoppia possono essere di tipo meccanico e/o di tipo chimico. Quando i fili che costituiscono la termocoppia sono nuovi, funzionano in condizioni ottimali. Col tempo, gli stress meccanici e le contaminazioni subite durante le reazioni chimiche con l’ambiente di misura possono causarne un precoce invecchiamento. In seguito a un riscaldamento (durante una misurazione) si formano all’interno del materiale conduttore dei macrocristalli; in alcuni casi è possibile che addirittura un intero segmento del filo, costituente la termocoppia, diventi un singolo cristallo. Tali cristalli rendono più fragile il conduttore riducendone la sezione trasversale resistente. D’altra parte, l’insorgere delle dislocazioni aumenta la resistività elettrica del materiale abbassando la f.e.m. che nasce per effetto Seebeck. La contaminazione chimica può essere accelerata da ambienti con presenza di sali o da altre impurità eventualmente introdotte durante l’impiego. I casi più comuni di contaminazione e deterioramento avvengono nelle termocoppie che operano sotto severe condizioni di misura come per esempio nei forni o negli ambienti siderurgici in genere. Il deterioramento atmosferico più comune per termocoppie costituite da metalli di base è quello causato da ossidazione. L’effetto dell’ossidazione del conduttore metallico di una termocoppia determina una riduzione della sezione retta del conduttore stesso. 8.2.4 Termometria a resistenza. La termometria a resistenza si fonda sul legame che intercorre tra la resistività elettrica di un materiale conduttore (ρ) e la sua temperatura (T). Già nel XIX secolo, Georg Simon Ohm e Michael Faraday verificarono sperimentalmente il legame funzionale:

ρ  ρ (t)

(8.9)

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ovvero la misura della temperatura si ottiene mediante la misura della resistività elettrica di un elemento che può essere di tipo sia metallico che a semiconduttore. Configurazione generalizzata. Si definisce termometro a resistenza quel generico sensore di temperatura che misura (indirettamente) la temperatura tramite una misura della resistenza elettrica dell’elemento sensibile, noto che sia il legame (relazione funzionale) R  R (t), detto curva caratteristica. Nella fig. 8.13 viene riportata la schematizzazione della configurazione generalizzata di un termometro a resistenza. Da un punto di vista della classificazione, occorre inizialmente distinguere tra sensori con elemento metallico inserito e sensori a semiconduttore. I termometri a resistenza hanno raggiunto un grado di maturazione tecnologica tale da poter esser considerati gli strumenti per la misura della temperatura dotati di maggiore accuratezza e riproducibilità (si può apprezzare fino al millesimo di grado Celsius). D’altra parte la STI-90 prevede l’utilizzo di un termometro a resistenza di platino (TRP) come strumento campione di prima linea nel campo di temperatura  259,34 °C  961,78 °C. A tal proposito i termometri a resistenza di platino per uso industriale vengono indicati con la sigla TRPI, mentre i termometri a resistenza di platino campione si indicano con la sigla TRPC. I termometri a resistenza di tipo industriale che utilizzano il platino come elemento sensibile presentano un’incertezza di  0,1 °C mentre le termoresistenze da laboratorio hanno un’incertezza di 0,001 °C.

Fig. 8.13

Configurazione generalizzata di un termometro a resistenza.

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Termometri a elemento metallico. Un termometro a resistenza di tipo metallico è dotato di un elemento sensibile costituito da un avvolgimento di un sottile filo (o film) metallico. I metalli usualmente utilizzati per la realizzazione dei sensori sono, oltre al platino, il rame e il nickel. Nel caso dei metalli, la legge che lega la resistenza R alla temperatura è del tipo: R(t)  R(t0) (1  A Δt  B Δt2  CΔt ...)

(8.10)

con A, B e C coefficienti di temperatura del 1°, 2° e 3° ordine. Per intervalli ristretti di temperatura si può considerare l’approssimazione al primo ordine: R  R0 (1  α Δt) (8.11) dove con α si è indicato il valore medio del coefficiente di temperatura, relativo all’intervallo di temperatura di utilizzo della termoresistenza. Attraverso semplici passaggi matematici dalla (8.11) si può risalire all’espressione di α, che nel caso di metalli è sempre positivo: RR

1

0 α  –––––––

–––– R0 Δt

(8.12)

Nella (8.12), per i termometri a resistenza che utilizzano il platino, il coefficiente α si esprime tipicamente: R (100 °C)  R (0 °C)

1

α  –––––––––––––––––– –––– R (0 °C) Δt

(8.13)

in quanto il platino presenta un legame funzionale tra resistenza elettrica e temperatura pressoché lineare tra 0  100 °C. Le caratteristiche del platino, che lo rendono preferibile rispetto ad altri metalli, sono: – costanza delle proprietà chimiche nel tempo, anche in seguito a variazioni di temperatura; – variazione quasi lineare della resistenza in funzione della temperatura nel campo 0 °C  100 °C (fig. 8.14); – elevata riproducibilità della caratteristica temperatura-resistenza; – elevata ripetibilità; – elevata sensibilità (elevato coefficiente di temperatura α); – elevata resistività elettrica rispetto ad altri metalli puri. Il platino, infatti, essendo un metallo nobile, non è soggetto a ossidazione in maniera rilevante; ha un punto di fusione elevato e non evapora in modo apprezzabile a temperature inferiori a 1200 °C. Inoltre, può essere ottenuto in uno stato purissimo e, quindi, può garantire una caratteristica altamente riproducibile. Tuttavia si devono escludere ambienti particolari quali le atmosfere riducenti o contenenti tracce di carbonio o silice. Per i metalli, e in particolar modo per il platino, non – vi è differenza tra il valore medio α nell’intervallo 0 °C  100 °C e il valore calcolato agli estremi dello stesso intervallo. In altre parole, per limitati campi di temperatura, la curva caratteristica R  R (t) è lineare (presenta un coefficiente ango-

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Fig. 8.14

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Andamento della resistività elettrica normalizzata rispetto al valore di resistività a 0 °C di Ni, Cu, Pt.

lare costante), e α rappresenta proprio la pendenza della curva e ne costituisce la sensibilità: du di

dR dt

S  –––– ––––  R0 α

(8.14)

Tab. 8.11

Resistività elettrica a 20 °C e campo di temperatura per i metalli usati come sensore nei termometri a resistenza

Metallo

Campo di temperatura

Resistività [Ω cm]

α [°C1]

Campo di temp. per α

Pt Cu Ni

 259 °C  962 °C  100 °C  300 °C  100 °C  200 °C

ρ20  10,6 106 ρ20  1,67 106 ρ20  6,84 106

3,93 103 4,3 103 6,9 103

0  100 °C 20 °C 0  100 °C

Per esprimere questi concetti in maniera quantitativa, si consideri un termometro Pt100 caratterizzato da un α  0,00385 °C1. In seguito a una variazione unitaria della temperatura (Δt  1 °C) si produce una corrispondente variazione di circa 39 centesimi di ohm. Il valore di α, inteso come sensibilità della variazione di resistenza in funzione della temperatura, dipende dal grado di purezza del filo di platino. Secondo lo standard europeo si ha per i TRPI: α  0,00385 °C1, mentre per i TRPC (maggiore purezza dei fili di platino e assenza di stress meccanici accumulati in fase costruttiva) si ha: α 0,003925 °C1. Aspetti costruttivi. Un termometro a resistenza di platino (TRP) può essere fisicamente scomposto in tre elementi principali: l’elemento sensibile metallico (filo o film), il supporto isolante e la guaina protettiva. Il componente principale, l’elemento sensibile, è generalmente costituito da una spirale di filo di platino; pur non esistendo indicazioni precise e vincolanti circa il diametro dei fili, una prima classificazione può essere fatta in base all’impiego del termometro (fig. 8.15). General-

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Fig. 8.15

Caratteristiche costruttive della termoresistenza.

mente per termometri campione (TRPC) si ha un diametro del filo costituente il sensore compreso tra 0,075 mm  0,50 mm; infatti quanto maggiore sarà la temperatura d’impiego tanto più elevato dovrà essere il diametro del filo di platino. La resistenza di riferimento R0 (valutata alla temperatura di 0,00 °C) è compresa nell’intervallo 0,25 Ω  25,5 Ω; si utilizzano piccoli valori di R0 in modo da poter minimizzare gli effetti dell’autoriscaldamento indotto per effetto Joule (P  R I2). Un termometro campione a resistenza di platino viene sinteticamente designato con la sigla Pt 25,5, dove il simbolo Pt sta a significare che il filo metallico dell’elemento sensibile è di platino mentre la cifra 25,5 sta a rappresentare la resistenza di riferimento (R0  25,5 Ω a t0  0,0 °C). Infine, la realizzazione del filo di platino deve essere particolarmente curata in modo da ottenere un avvolgimento esente da tensioni meccaniche residue. È bene precisare che la R0 nel tempo può subire modificazioni e alterazioni; la R0 tende ad aumentare a causa di normale invecchiamento, incrudimento, urti accidentali o vibrazioni, brusco raffreddamento (tempra), ossidazione superficiale; tende invece a diminuire a causa di ricottura (impiegata per lenire tensioni interne ai fili di platino). L’elemento isolante sul quale viene avvolto a spirale il filo di platino è in genere costruito in ceramica, quarzo, vetro Pyrex oppure mica; in quest’ultimo caso si ha l’indesiderato rilascio di H2O per temperature al di sopra di 450 °C. Infine, la guaina di protezione nella quale viene incapsulato l’elemento sensibile può essere costituita da materiale isolante (ceramica, quarzo ecc.), oppure da materiale metallico. In quest’ultimo caso bisogna operare a tmax non troppo elevate per non incorrere nel rischio di contaminare l’elemento sensibile con il metallo della guaina. Termometri a semiconduttore. I settori di applicazione dei termistori sono quelli della regolazione degli impianti di condizionamento (caratterizzati dalla necessità di rilevare e regolare piccole escursioni della temperatura) e tutte le applicazioni in cui prevale l’esigenza di ottenere un elevata sensibilità piuttosto che una elevata pre-

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cisione di misura. Non ultima fra le caratteristiche dei termistori è quella del basso costo e della varietà di forme e dimensioni che ne favorisce l’impiego in molte applicazioni industriali e civili in cui sensori di più elevato pregio non sono adatti. Con il nome di termistori (dall’inglese thermistor = thermally sensitive resistors) si designa una categoria di termometri a resistenza i cui elementi sensibili sono semiconduttori (ceramiche semiconduttrici) ottenuti, nella maggior parte dei casi, per sinterizzazione di miscele di ossidi di magnesio, manganese, nickel, cobalto, titanio, ferro, tungsteno e altri ancora. A partire dalla metà degli anni ’50 cominciò il loro impiego nel campo della termometria come alternativa economica alle termoresistenze nelle applicazioni industriali. Una tipica classificazione dei termistori è: – NTC: Negative Temperature Coefficient; – PTC: Positive Temperature Coefficient. I termistori, come verrà spiegato nel seguito, nascono con coefficiente di temperatura negativo, ovvero la loro resistenza elettrica diminuisce all’aumentare della temperatura (contrariamente a quanto avviene per i metalli); se trattati con opportune sostanze droganti (boro), possono presentare anche un coefficiente di temperatura positivo. Un’altra considerazione va fatta sul valore della resistenza dei termistori che può arrivare anche fino a diversi MΩ, semplificando le misure: in questo caso perde di importanza la resistenza dei cavi di collegamento del sensore allo strumento di misura della resistenza elettrica, inoltre quest’ultimo non deve necessariamente essere dotato di un’altissima sensibilità. Le prestazioni dei termistori dipendono sensibilmente dalle tecniche impiegate per misurare la resistenza elettrica e dalla taratura del sensore. Generalmente, in campo industriale, i termistori presentano un’incertezza di misura di  0,1 °C e sono impiegati nel campo di temperatura 150 °C  600 °C. Tuttavia, recentemente sono disponibili sul mercato termistori costituiti da miscele di zirconio e di ittirio capaci di effettuare misure fino a 1000 °C. Oggi vengono prodotti termistori che presentano derive temporali della curva R  R (t) molto contenute, dell’ordine di 0,1 °C/anno. Attraverso una continua attività di sviluppo attualmente è possibile produrre termistori per misure di temperatura accurate con caratteristiche R  R (t) unificate (curve ISO, fig. 8.16). Fattori di affidabilità per un termometro a resistenza Autoriscaldamento e stabilità. Un effetto indesiderato che si manifesta durante la misura della resistenza del sensore è il fenomeno dell’autoriscaldamento dell’elemento sensibile per effetto Joule (Q  R I2). L’insorgere di questo fenomeno è dovuto al passaggio di corrente attraverso il sensore, necessario per determinare il valore della resistenza elettrica di quest’ultimo. Per limitare tale effetto è necessario che il sensore sia attraversato da una corrente sufficientemente piccola, solitamente per le termoresistenze al platino tale valore viene limitato a 1, 冪2 o 2 mA. In tal modo si riesce a limitare la potenza termica sviluppata per effetto Joule al di sotto dei 150 μW. Per i termistori, qualora venga adot-

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Fig. 8.16 Curve caratteristiche ISO di termistori per misure di temperatura accurate. tato un metodo di misura della resistenza elettrica, sia potenziometrico sia a ponte di Wheatstone, la corrente con la quale si alimenta il termistore deve essere anch’essa molto bassa. Se ad esempio si considera un termistore con R0  5000 Ω, è consigliabile che l’alimentazione avvenga con una corrente dell’ordine di 100 μA, in modo che si sviluppi una potenza termica (500 mW) facilmente smaltibile dal sensore. L’autoriscaldamento, quindi, modificando lo scambio energetico tra sensore e ambiente di misura, induce un ulteriore fattore d’incertezza sulla misura di temperatura. L’aumento di temperatura del sensore dovuto a questo fenomeno è peraltro difficile da valutare; in genere si fa riferimento a coefficienti forniti dal costruttore del termometro in condizioni di misura limite (aria in convezione naturale - acqua in convezione forzata). Resistenza all’isolamento. Un fattore che può compromettere l’accuratezza di una misura realizzata con una termoresistenza è la perdita di isolamento elettrico tra il filo sensibile e la guaina esterna o il supporto isolante del termometro a resistenza. Ciò causa un errore di valutazione della resistenza elettrica. La difficile valutazione della resistenza di isolamento di solito è effettuata misurando la resistenza di isolamento tra i terminali del filo metallico in uscita dal termometro e un punto della guaina esterna (di solito la punta). Il valore misurato nel modo descritto, senza dubbio varia al variare della temperatura in quanto varia la resistenza del supporto isolante su cui il filo metallico sensibile è posto o avvolto.

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Inoltre, a differenza di quanto avviene per il filo sensibile, la resistenza del supporto diminuisce all’aumentare della temperatura. Tempo di risposta. Il tempo di risposta è uno dei punti deboli dei termometri a resistenza che, per la loro stessa struttura, presentano solitamente tempi di risposta abbastanza elevati rispetto agli altri misuratori di tipo elettrico, normalmente più piccoli e compatti. Ad esempio, il tempo di risposta al 63,2% del valore finale del misurando, con velocità di 0,9 m/s del fluido di misura, è dell’ordine dei secondi, in particolare da 2 a 8 secondi. 8.2.5 Termometria a radiazione: termometro monocromatico fotoelettrico. Lo strumento è costituito da un sistema ottico di puntamento (serie di lenti e obiettivi) che convoglia la radiazione termica proveniente sia dal misurando che da una lampada di riferimento su un sensore. Dalla rappresentazione schematica di un pirometro monocromatico fotoelettrico (fig. 8.17) si comprende il suo semplice funzionamento: le due radiazioni luminose, una proveniente dalla sorgente luminosa (target) e l’altra emessa dalla lampada pirometrica, seguendo differenti percorsi ottici, pervengono al sensore fotoelettrico in maniera alternata e successiva, tramite un disco rotante forato (munito di finestre). Il sensore fotoelettrico effettua il confronto tra le due radiazioni termiche differenti (quella della sorgente luminosa e quella della lampada), e regola di conseguenza, tramite un servosistema, la corrente di alimentazione della lampada. Quando il sensore valuta l’uguaglianza delle due luminosità (ovvero dei flussi radiativi provenienti dalle due sorgenti) effettua la misura rilevando la grandezza elettrica (tensione o corrente) relativa all’alimentazione della lampada (preventivamente tarata).

Fig. 8.17

Rappresentazione schematica di un pirometro monocromatico di tipo fotoelettrico.

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Tra i vantaggi si ricordano: la notevole risoluzione dello strumento (0,01 °C); l’oggettività della valutazione dell’uguaglianza delle luminosità; la possibilità di misurare temperature minime al disotto dei 600 °C, in quanto si possono utilizzare filtri e sensori fotoelettrici operativi nel campo dell’infrarosso (aumentando la lunghezza d’onda operativa); il carattere automatico della misura: il pirometro può intervenire come elemento di regolazione in un processo industriale automatizzato.

Si ricorda che prima di poterli utilizzare in modo appropriato, i pirometri necessitano, come ogni altro strumento di misura, di un’opportuna taratura. Nella tab. 8.12 si riportano le caratteristiche e le applicazioni dei principali termometri ad infrarosso. Tab. 8.12

Caratteristiche e applicazioni dei principali termometri a infrarosso

Banda di lavoro [m]

Temperatura minima di lavoro [°C]

0,7  1,1 1,1  1,7 2,0  2,5 3,43 3,90 4,4  4,6 4,8  5,2 7,90 8,0  14,0

500 300 100 50 30 30 30 0 50

Applicazioni Misure di precisione e industriali in genere Uso generale, metalli e vetri Uso generale, a bassa e media temperatura Plastiche sottili (polimeri) oli, carta, vernici Forni di riscaldo Temperatura di fiamma Vetri e materiali ceramici Plastiche sottili (poliesteri), vetri sottili Bassa temperatura e lunga distanza

Termometri a radiazione totale e a banda larga. A temperature relativamente basse, a causa della scarsità di segnale fotoelettrico che si ha come conseguenza dei bassi livelli di radianza, l’utilizzo di una banda ristretta può causare inconvenienti. Per risolvere questo problema bisogna ampliare la banda spettrale di ricezione, accettando così un maggior flusso di radiazione. Al limite, l’ampliamento può arrivare a comprendere tutta la banda di lunghezza d’onda della radiazione termica entro la quale si hanno valori non nulli di radianza spettrale. Un pirometro che funziona secondo questo principio è detto pirometro a radiazione totale. Nella sua forma più generale, un termometro a radiazione a banda larga presenta uno schema di misura di massima come quello rappresentato nella fig. 8.18, in cui sul sensore di radiazione, tramite un sistema ottico di lenti e filtri, viene convogliata l’immagine della sorgente. L’impiego tipico del pirometro a radiazione totale è sicuramente quello delle misure industriali (fig. 8.19). I sensori utilizzati nei pirometri a radiazione totale sono di tipo termico; questi forniscono in uscita un segnale elettrico generato dal riscaldamento dovuto alla radiazione incidente. Un esempio tipico di tali sensori è la termopila. Essa viene utilizzata perché dotata di una sufficiente sensibilità in un ampio intervallo di lunghezza d’onda che consente di sfruttare tutta la radiazione disponibile.

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Fig. 8.18

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Schema di funzionamento di un termometro a radiazione “a banda larga”.

Fig. 8.19 Esempi di pirometri industriali: pirometro fotoelettrico (a sinistra); pirometro portatile (al centro); pirometro a irraggiamento a radiazione totale (a destra).

Sistemi ottici di puntamento. In linea di principio ogni termometro a radiazione consta di tre elementi fondamentali (fig. 8.19). – un sistema ottico di puntamento; – un sensore di radiazione termica (termico o fotonico); – un’unità elettronica di elaborazione del segnale (signal processing); – un display per la valorizzazione della misura (esterno, oppure visibile all’interno dell’obiettivo). Particolare importanza assume il sistema ottico di puntamento, in quanto questo ha la finalità di concentrare e convogliare la radiazione termica sul sensore attraverso l’impiego di lenti, guide d’onda e specchi. Il sistema ottico di puntamento di un pirometro, quindi, determina anche la distanza l reciproca tra il target di misura (schematicamente rappresentabile come una circonferenza di diametro d) e il termometro stesso (fig. 8.20).

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Fig. 8.20

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Esempio di rapporti tra dimensioni del target (d) e distanza l dal pirometro, per una determinata ottica del pirometro.

Esempio. Nel caso delle misure nell’infrarosso, l’operatore deve tenere conto con la massima attenzione del rapporto ottico dello strumento (fig. 8.20), ossia va tenuto conto che lo strumento davanti al sensore ottico ha un cono ottico il cui apice è il suo detector e la base in genere rotonda è il punto di misura detto anche Spot oppure Target. Il rapporto ottico dello strumento sta a indicare il diametro di tale Spot a una certa distanza, ad esempio nel caso in cui il rapporto sia di 7:1 significa che alla distanza di 70 centimetri lo Spot di misura ha un diametro di 10 centimetri, all’interno del quale lo strumento fa una misura della temperatura media, mentre se invece di 70 centimetri la distanza fosse di 7 metri anche il diametro dello Spot sarebbe maggiore e quindi pari a 1 metro. In merito alla media della misura all’interno del cerchio dello Spot, è molto importante tenere presente che qualora si volesse effettuare una misura di un oggetto piccolo a grande distanza, sicuramente l’oggetto non riempirebbe totalmente l’area dello Spot e quindi la misura rilevata non sarebbe la reale temperatura dell’oggetto desiderato, ma bensì un media tra la temperatura dell’oggetto che rientra all’interno dello Spot e la superficie dietro l’oggetto. Per dare un riferimento, nel caso la superficie dell’oggetto da misurare coprisse il 50% della superficie totale dello spot e si trovasse alla temperatura di 500 °C mentre la rimanente superficie (pari al 50%) si trovasse a una temperatura di 0 °C, lo strumento misurerebbe 250 °C (a parità di emissività). Recentemente sono apparsi sul mercato, e vengono sempre più utilizzati, termometri a raggi infrarossi (con impugnatura a pistola di facile impiego) dotati di laser che consente di traguardare l’oggetto di cui si vuole misurare la temperatura (fig. 8.21). Per assicurare l’accuratezza è necessario che l’emissività dell’oggetto sia nota e tendente all’unità. L’emissività è una caratteristica che indica la capacità di un oggetto di emettere energia nell’infrarosso; il suo valore è compreso fra 0 e 1 (tab. 8.13); vedasi anche tab. 4.10.

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Fig. 8.21 Tab. 8.13

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Termometro a raggi infrarossi.

Valori di emissività per alcune sostanze a temperatura ambiente

Sostanza

Natura della superficie

ε

Acciaio Acciaio dolce Alluminio Ferro Ferro lucidato Marmo Mattoni, cemento, tegole Vernice Vernice all’alluminio Vetro

ossidato lucido leggermente ossidato ossidato

0,8 0,12 0,20 0,7  0,9 0,07 0,931 0,85  0,95 0,8  0,9 0,39 0,85  0,94

grigio lucidato

Una superficie metallica non ossidata, levigata, ha un’emissività molto bassa, mentre una superficie nera opaca ha un’emissività prossima all’unità. Alcuni strumenti vengono tarati in fabbrica per un’emissività di 0,95, per cui, se l’emissività dell’oggetto è inferiore, la temperatura visualizzata potrebbe essere diversa da quella effettiva. In tal caso è bene, perciò, applicare sull’oggetto un nastro nero, oppure verniciarlo con vernice nera opaca, oppure scurirlo con un evidenziatore nero, sempre che ciò non comprometta l’incolumità dell’operatore. In altri strumenti è possibile regolare l’emissività da 0,10 a 1,0. Per la lettura occorre orientare lo strumento verso la superficie di cui si vuole conoscere la temperatura e poi inviare il raggio laser al centro dell’area.

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Il campo di misura è all’incirca tra 50 °C e 500 °C. La risoluzione ottica chiamata anche “campo visivo”, è data dal rapporto fra la distanza del termometro dalla superficie dell’oggetto e il diametro dell’area circolare (“spot”) vista dallo strumento; quanto più vicino è lo strumento tanto più piccolo è lo “spot”. Generalmente si possono misurare temperature di oggetti posti fino a 3 metri di distanza. L’incertezza degli strumenti, per temperature maggiori di 0 °C e fino a 100 °C va da  1 °C a  2 °C. Per valori maggiori di 100 °C, l’incertezza è del  2% del valore letto. La ripetibilità è pari allo 0,5% del valore misurato. Questi strumenti hanno tempi di risposta molto rapidi e un’elevata accuratezza di misura se usati in modo opportuno; il loro impiego è consigliabile per le seguenti applicazioni: – misura della temperatura al di sopra dei valori misurabili mediante termocoppie e termoresistenze; – misura della temperatura di oggetti che non sono facilmente accessibili; – misura della temperatura di oggetti ai quali l’applicazione di termocoppie e termoresistenze provocherebbe danni; – misura della temperatura di oggetti in movimento; – misura di temperatura superficiale, mappe termiche (termografia). 8.2.6 Applicazioni. Per impieghi nel settore termotecnico sono disponibili termometri elettronici digitali con campi di misura che possono coprire un intervallo da  230 °C a 1200 °C. Il campo della scala può essere scelto per mezzo di un selettore (fig. 8.22).

Fig. 8.22

Termometro elettronico (Testo).

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L’elemento sensibile, a termoresistenza, a termistore, a termocoppia, può essere adatto per misure in ambiente, in canali e per contatto; sono, infatti, previsti molti tipi di sonde adatte alle più diverse applicazioni (fig. 8.23). Gli strumenti oggi in commercio sono muniti in genere di un dispositivo di compensazione degli errori dovuti a variazione della temperatura ambiente e delle caratteristiche dei componenti elettronici. È bene, comunque, provvedere a una ritaratura ogni 12 mesi e prima dell’uso controllare lo strumento con un termometro a mercurio da laboratorio. Il tempo di risposta va da 1,0 a 10 s. L’accuratezza del sistema dipende dalle tolleranze delle sonde e dello strumento. Si può arrivare fino a intervalli di incertezza del  0,1 °C. Alcuni strumenti consentono la commutazione della risoluzione da 0,10 °C a 1,0 °C. Di fondamentale importanza è il tempo di risposta: le variazioni di temperatura, infatti, se avvengono in tempi più brevi di quanto l’elemento sensibile sia in grado di apprezzare, non sono rilevate e la lettura è in ritardo rispetto al valore reale. Negli impianti termici nel settore civile le variazioni di temperatura sono, comunque, lente. Per misure di temperatura in canali d’aria di grande sezione è necessario impiegare più elementi sensibili, allo scopo di interessare l’intera sezione.

Fig. 8.23

Sonde termometriche (Testo).

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8.2.7 Cenni sulla termografia. Nei precedenti paragrafi dedicati alla termometria a distanza sono stati esaminati i pirometri, strumenti capaci di rilevare la temperatura puntuale di una superficie, seppure come rapporto di energie radianti. Tuttavia, esistono svariate applicazioni in cui è più importante ricavare una distribuzione di temperatura superficiale della sorgente, anche se ottenuta con misure affette da maggiore incertezza rispetto a quelle ottenute con i pirometri. La figura 8.24 rappresenta il diagramma di funzionamento schematico di una tipica termocamera IRFPA, basata su rilevatori microbolometrici all’infrarosso. Anche se a prima vista lo schema sembra ricalcare quello dei termometri a larga banda, vi sono in realtà differenze sostanziali nel funzionamento dei due strumenti. La maggiore differenza consiste nella capacità di condizionare più segnali ed effettuare una conversione diretta in formato digitale per ottenere una visualizzazione al tasso di rappresentazione di immagini desiderato. Il massimo tasso di rappresentazione dipende dal tempo di risposta caratteristico del rilevatore. In una termocamera IRFPA, a ogni singolo elemento rilevatore è assegnato un unico elemento visivo, in questo modo si elimina completamente l’analizzatore meccanico di immagini. Attualmente, la maggior parte delle termocamere IRFPA di misura disponibili in commercio utilizzano focal plane array non raffreddati, basati su rilevatori microbolometrici o ferroelettrici (fig. 8.25). Per applicazioni speciali in cui è richiesta un’elevata velocità di risposta, una migliore sensibilità oppure una selettività spettrale, vengono usati array di fotorilevatori raffreddati; recentemente vengono utilizzati quanti di arsenite di gallio con la sigla QWIP (Quantum Well Infrared Photodetectors). Il raffreddamento del rilevatore può essere effettuato in svariati modi: includendo nella termocamera un refrigeratore a effetto Peltier, con argon compresso, attraverso capsule ricaricabili di azoto liquido; recentemente si utilizzano anche refrigeratori, alimentati da energia elettrica, funzionanti con ciclo Stirling a elio, oppure azoto. La maggior parte delle termocamere raffreddate presenti oggi sul mercato sono equi-

Fig. 8.24

Schema di funzionamento di una termocamera con rilevatore IRFPA.

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Fig. 8.25

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Esempio di una termocamera all’infrarosso (basata su focal plane array).

paggiate con refrigeratori a effetto Peltier, oppure con refrigeratori compatti e ad alta efficienza a ciclo Stirling. Alcuni dei parametri con i quali vengono identificate le caratteristiche di funzionamento sono: – sensibilità; – banda spettrale; – risoluzione spaziale; – frame rate (capacità della termocamera di acquisire immagini nell’unità di tempo). In base al tipo di rilevatore IRFPA utilizzato i parametri sopraindicati possono variare anche marcatamente. La sensibilità vale 0,08 °C a 30 °C per termocamere utilizzanti sensori IRFPA non raffreddati, mentre nel caso di termocamere dotate di sensori QWIP (raffreddati) corrisponde a 0,02 °C a 30 °C. La banda spettrale alla quale funzionano le termocamere dipende sostanzialmente dalle temperature che si vogliono rilevare: in genere per applicazioni ad alte temperature ( 900 °C) si utilizzano sensori IRFPA raffreddati che rilevano energia radiante nel medio infrarosso (3,4  5 μm). I sensori che lavorano a temperature più basse invece captano l’energia radiante alle lunghezze d’onda tipiche del lontano infrarosso (7,5  3 mm). Il frame rate indica la capacità di una termocamera di acquisire immagini in movimento con una buona risoluzione grafica (e quindi termica). Questa capacità dipende fortemente dal tempo di risposta del sensore IRFPA; sensori fotonici, come ad esempio i QWIP, grazie ai loro tempi di risposta particolarmente bassi, consentono l’acquisizione di immagini termografiche anche a frame rate di 900 Hz (fig. 8.26).

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Fig. 8.26

Esempio di immagini termografiche.

8.3

MISURE DI UMIDITÀ

La misura dell’umidità, ovvero la quantità di vapor d’acqua contenuta nell’aria, è di particolare importanza dal punto di vista meteorologico, igienico, tecnico e scientifico. La determinazione e il controllo dell’umidità hanno, infatti, una rilevante importanza per controllare l’interazione uomo-ambiente in termini di benessere termoigrometrico, rilevare le condizioni di conservazione dei beni ecc. Nel passato questo significava principalmente conservare il cibo necessario alla propria sopravvivenza, oggi i beni che necessitano di una accorta conservazione sono gli apparecchi scientifici di precisione, apparecchi informatici, documenti, beni museali. Di seguito vengono presentati i metodi e gli strumenti più diffusi nelle misure di umidità. Aria umida. Con il termine aria umida si intende una miscela composta da aria secca (78% di azoto, 21% di ossigeno e per il restante da altri gas) e vapore d’acqua. La quantità di vapore acqueo presente nell’aria umida è variabile, potendo il vapore condensare (trasformazione vapore-liquido) in determinate condizioni termodinamiche. Pertanto, la quantità di vapore nella miscela di aria umida, che dipende dalle condizioni termodinamiche, può assumere valore nullo (aria secca) oppure valore massimo (aria satura).

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Proprietà termodinamiche dell’aria umida. Come detto nel capitolo 6, l’aria umida è una miscela binaria composta da aria secca e vapore acqueo. Nelle ipotesi di comportamento da gas perfetto (10 e 50 °C) la pressione p della miscela che costituisce l’aria umida è data da: p  pa  pv

(6.9)

dove pv rappresenta la pressione parziale esercitata dal vapore acqueo [Pa]; pa rappresenta la pressione parziale esercitata dall’aria secca [Pa]. Si definiscono: – umidità specifica o titolo W il rapporto tra la massa di vapore presente nell’unità di massa di aria secca (kg/kg) pv mv W  –––  0,622 –––––– p  pv ma

(6.11)

– umidità relativa ϕ il rapporto tra la pressione parziale del vapore presente nel campione d’aria umida a una fissata temperatura e quella che eserciterebbe se alla stessa temperatura e pressione totale il campione fosse costituito da aria umida satura pv ϕ  ––– pvs

(6.12)

dove pvs rappresenta la pressione di saturazione del vapore alla stessa temperatura (Pa). L’umidità relativa assume valori compresi tra 0 e 1 e di solito è espressa in percentuale. La temperatura di rugiada tr è la temperatura di incipiente condensazione del vapore acqueo contenuto nell’aria umida quando si opera un raffreddamento a pressione costante. Alla temperatura di rugiada corrisponde una umidità relativa pari all’unità. La temperatura al bulbo asciutto tba è la temperatura dell’aria umida misurata mediante un termometro opportunamente schermato dagli effetti radiativi. La temperatura al bulbo umido tbb è la temperatura dell’aria umida rilevata da un termometro, opportunamente schermato dagli effetti radiativi, il cui elemento sensibile è bagnato mediante una garza imbevuta d’acqua. Strumenti di misura dell’umidità. L’umidità, come qualsiasi altra grandezza misurabile, può essere rilevata in maniera diretta o indiretta (tab. 8.14); è dunque

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necessario suddividere i diversi principi di misura e i relativi sensori in due categorie: – igrometri diretti, che utilizzano un legame funzionale noto tra l’umidità e una specifica proprietà fisica; – igrometri indiretti (UNI 4546), che effettuano una trasformazione termodinamica dell’aria umida di misura, per cui il legame funzionale è di tipo indiretto. Tab. 8.14

Igrometri diretti e indiretti

Metodo diretto

Metodo indiretto

Rivelazione meccanica (capello o capsula) Resistivi Capacitivi A impedenza

Specchio condensante Psicrometro A sali saturi –

8.3.1 Igrometri diretti. Si tratta di sensori di umidità tecnologicamente più semplici e di più basso costo. Ampiamente applicabili in ambito industriale e in laboratorio, in particolare gli igrometri di tipo elettrico sono classificabili in funzione del principio di misura utilizzato, delle tecnologie di produzione (a film sottile, a film spesso, a stato solido) o dei materiali impiegati (sali, materiali polimerici, materiali ceramici). Sensori di umidità igroscopici a rilevazione meccanica. Basano il loro principio di funzionamento sulla variazione di lunghezza del materiale sensibile, che può essere di origine animale (capelli) o sintetica, oppure carta, seta, cotone, in funzione del contenuto di vapore d’acqua assorbito (fig. 8.27). Tale variazione dimensionale, nei

Fig. 8.27

Igrometro a capello.

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dispositivi in cui il secondo stadio sia di natura elettrica, viene trasdotta in una variazione della resistenza elettrica di un potenziometro o di un estensimetro. Il tipico campo di misura è 20 ÷ 90% di umidità relativa (UR oppure u.r. in altri capitoli del Manuale), per valori di temperatura compresi tra 0 e 40 °C, con un’incertezza di misura non inferiore al 5%. Questi tipi di sensori mostrano un comportamento non lineare con sensibilità ridotta agli estremi del campo di misura, scadenti prestazioni metrologiche legate alla non trascurabile deriva nel tempo, ai fenomeni di isteresi, alle possibili contaminazioni superficiali, all’elevato tempo di risposta e alla elevata sensibilità alle vibrazioni. Ciò comporta un loro impiego per indicazioni più qualitative che strettamente metrologiche, in quanto dispositivi poco accurati. L’uso in ambienti domestici ne rappresenta il principale impiego. Sensori di umidità igroscopici a rilevazione elettrica. Basano il loro principio di funzionamento sulla variazione delle proprietà elettriche dell’elemento sensibile in funzione della quantità di acqua assorbita dall’ambiente di misura. Il principio di funzionamento dipende dal tipo di elemento sensibile che può dar luogo a una variazione di resistenza, di capacità o, ancora, di impedenza elettrica. Igrometri resistivi. Misurano la variazione della resistenza elettrica dell’elemento igroscopico, quali polimeri conduttivi o sali, in funzione del contenuto di vapore presente nell’aria. Tipicamente essi sono costituiti da un materiale a elevata resistenza elettrica, che varia sensibilmente con le condizioni di umidità. Il materiale igroscopico è depositato su due elettrodi; le molecole di acqua, adsorbite dal materiale igroscopico, ne fanno variare la resistenza elettrica inducendo una maggiore mobilità ionica che può essere misurata mediante un circuito elettrico. La variazione di resistenza elettrica può essere superficiale: i contatti elettrici sono disposti sulla medesima faccia del film igroscopico di cui si vuole misurare la variazione di impedenza, oppure di massa: si misura la variazione della conduttività del materiale interposto tra i due elettrodi. Il primo sensore di questo tipo fu costruito da F.W. Dunmore intorno agli anni ’30. Esso aveva come sostanza igroscopica un sale di cloruro di litio (LiCl); l’acqua adsorbita dal sale ne faceva variare la sua resistenza elettrica proporzionalmente all’umidità relativa (fig. 8.28). Tali sensori presentano un campo di impiego compreso tra 15 ⫼ 90 % (UR) e un’incertezza di misura inferiore a ±3%, inoltre presentano buona stabilità e sensibilità con tempi di risposta compresi tra 2 e 5 min; il comportamento metrologico di tali sensori è però fortemente influenzato dalla variazione di temperatura e dalla contaminazione superficiale. Sono spesso impiegati quali sonde di umidità nei sistemi di regolazione automatica degli impianti di climatizzazione. I più moderni sensori resistivi ionici utilizzano come sostanza igroscopica un polimero organico che sfrutta la variazione di conducibilità ionica con l’umidità. La variazione di conducibilità si realizza per la maggiore mobilità dei portatori di carica oppure per variazione di concentrazione dei portatori di carica. Questi sensori sono formati da un substrato su cui è adagiato un materiale poli-

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Fig. 8.28

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Sensori igroscopici resistivi. In alto sensore resistivo ionico a forma di wafer, in basso a forma cilindrica.

merico, su quest’ultimo sono depositati degli elettrodi (fig. 8.29 a sinistra). L’impedenza è tipicamente inversamente proporzionale al valore dell’umidità (fig. 8.29 a destra). La curva caratteristica è rappresentata da un’equazione di tipo esponenziale: R  α exp (βϕ)

(8.15)

con α e β ‚ costanti caratteristiche, mentre ϕ è l’umidità relativa. Le temperature di impiego sono comprese in un intervallo tra 10 e 60 °C, con un campo di misura dell’umidità che varia tra 5  95% (UR) e un’incertezza di misura pari a circa  2%. Sensibilità, stabilità e affidabilità dipendono dalla struttura chimica del materiale adoperato. Il tempo di risposta è dell’ordine di circa 2 min. La vita media di un sensore di umidità è di circa 5 anni, ma l’esposizione a vapori chimici o altri contaminanti, quali oli, può condurre tali sensori ad un rapido invecchiamento. Risentono, inoltre, in maniera significativa delle fluttazioni di temperatura, per cui sono generalmente termocompensati per ottenere maggiore accuratezza. Un limite di tali sensori è la idrosolubilità dei materiali polimerici utilizzati e la scarsa resistenza agli agenti atmosferici.

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Fig. 8.29 A sinistra: sensore resistivo ionico: (a) film conduttivo, igrometrico di tipo polimerico, (b) contatti elettrici, (c) elettrodi. A destra: risposta esponenziale di un sensore resistivo a 25 °C. I sensori di umidità di tipo resistivo di ultima generazione sono ricoperti di materiale ceramico onde ridurre i problemi derivanti dal fenomeno di condensa, ovvero possono operare anche in condizione di saturazione. Consistono in un substrato ceramico su cui viene depositato un elettrodo di metallo nobile. La faccia del substrato è ricoperta da un polimero conduttivo, mentre il sensore è installato in una plastica protettiva. Nella fig. 8.30 è riportato il tempo di ripristino di un sensore di ultima generazione, dopo immersione di circa un minuto in acqua; come si può osservare, un sensore di questo tipo recupera la sua piena funzionalità (recovery time) in circa 15 minuti, mentre per altri tipi di sensori questo tempo può essere anche di alcune ore (12 ore).

Fig. 8.30 Tempo di ripristino di un sensore resistivo ricoperto di materiale ceramico.

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Igrometri capacitivi. Sono costituiti da un condensatore in cui il dielettrico è una sostanza igroscopica, che può essere sia l’aria che un materiale di tipo polimerico o ceramico, permeabile al vapore d’acqua. La misura del valore di umidità dell’aria si ottiene mediante la misura della capacità del condensatore una volta raggiunto l’equilibrio igrometrico tra il dielettrico e l’ambiente. Infatti, al variare del contenuto d’acqua all’interno del dielettrico si ottiene una variazione della sua permittività che provoca una variazione della capacità del condensatore stesso. Le caratteristiche elettriche del dispositivo, a differenza di quelli di tipo resistivo, rendono trascurabile l’energia scambiata con l’ambiente ed eliminano il fenomeno di autoriscaldamento(*). Nei sensori di umidità di tipo capacitivo che usano come dielettrico l’aria, la permittività cambia in accordo con la relazione:

冢

冣

211 48pvs εr  1  –––– p  –––– ϕ T T

(8.16)

dove p rappresenta la pressione dell’aria umida [mmHg], pvs è la pressione del vapore saturo alla temperatura T [K], ϕ (%) è l’umidità relativa. Come mostra l’equazione (8.16), la costante dielettrica, quindi la capacità del condensatore, è proporzionale all’umidità relativa, ma dipendendo anche dalla temperatura si devono contenere gli scambi radiativi tra il sensore e l’ambiente per ottenere una misura accurata. Nel caso in cui fra le armature del condensatore sia posto un dielettrico igroscopico di natura polimerica lo schema costruttivo è del tipo presentato nella figura 8.31. Tali sensori sono costituiti da un substrato isolante su cui è depositato chimicamente l’elettrodo inferiore, costituito da due contatti gemelli, ricoperto da un sottile film polimerico di spessore circa 1 μm che fa da supporto all’elettrodo superiore, depositato sotto vuoto sul film e permeabile al vapore d’acqua. La curva caratteristica (legame funzionale tra misurando e segnale di misura ) è del tipo: Ch ≈ C0 (1  αϕ)

(8.17)

dove C0 è la capacità del condensatore quando tra gli elettrodi viene posta aria secca (UR  0). Lo schema costruttivo dei sensori ceramici capacitivi è simile a quello dei polimerici. Essi sono costituiti da uno strato di materiale poroso ceramico sulle cui facce vengono collocati due elettrodi di materiale con porosità maggiore. La curva caratteristica dei sensori igrometrici capacitivi (fig. 8.32) mostra che la sensibilità di tali igrometri non varia con la temperatura, mentre all’aumentare del rapporto tra la costante dielettrica dell’acqua e quella del film sensibile aumenta la capacità elettrica del sensore stesso. La curva caratteristica, inoltre, è funzione della frequenza eccitante. (*)

L’autoriscaldamento consiste in un aumento della temperatura del resistore che comporta (se di tipo metallico) un aumento della sua resistenza elettrica, con ulteriore sviluppo di energia termica per effetto Joule. Il fenomeno dell’autoriscaldamento, modificando localmente il misurando, conduce a un aumento dell’incertezza di misura.

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a b

c d

Fig. 8.31

(a) elettrodo superiore, (b) polimero, (c) elettrodo inferiore, (d) substrato di vetro.

Il campo di misura varia tra il 5  100% UR, considerando le limitazioni di impiego nelle condizioni di saturazione. L’incertezza di misura è del  2% tra 5% e 95% (UR), con ottime caratteristiche di linearità, almeno fino al 90%. Il tempo di risposta è variabile da pochi secondi a circa un minuto. Il campo di impiego della temperatura dipende dal tipo di film utilizzato; in genere è compreso nell’intervallo tra 10 e 60 °C.

Fig. 8.32

Curva caratteristica dei sensori idrometrici capacitivi.

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Igrometri a variazione di impedenza. Sono molto diffusi per uso industriale per i loro ottimi tempi di risposta (anche per bassi valori di umidità), malgrado la non ottima stabilità. Lo schema costruttivo (figura 8.33) presenta uno strato sottile di ossido di alluminio di spessore minore di 0,3 mm su cui è depositato un metallo stabile avente la funzione di elettrodo. Tale elettrodo è tanto sottile da consentire alle molecole di acqua il passaggio dall’ambiente di misura verso lo strato poroso e viceversa. Questi sensori misurano sia l’umidità relativa sia quella assoluta, in funzione della quantità di acqua assorbita dall’ossido di alluminio, funzione a sua volta della pressione parziale di vapore. L’acqua assorbita induce una variazione sia della costante dielettrica sia della conducibilità elettrica del materiale igroscopico ovvero della sua impedenza(*), che viene misurata all’uscita del sensore mediante un opportuno circuito elettrico (fig. 8.33). La curva caratteristica del sensore ha un andamento approssimativamente esponenziale, ciò comporta una minore sensibilità di questi sensori per bassi valori di umidità. Il campo di impiego è in genere compreso tra 30 e 60 °C in termini di temperatura di rugiada, ma esistono realizzazioni che consentono misure tra 110 e 60 °C. L’incertezza di misura varia tra  2 °C, in un campo compreso tra 30 e 60 °C, fino ad un massimo di  5 °C, per temperature di rugiada inferiori. Il tempo di risposta è di pochi secondi sull’intero campo di misura. Tali sensori possono essere utilizzati sia a bassissime che a elevate pressioni (da 0,67 a 3,4 107 Pa), con velocità di flusso di misura variabili fino a 0,5 m/s (in aria). Modalità di impiego dei sensori di umidità elettrici. Per un accurato funzionamento e contenimento delle incertezze di misura, per i sensori di umidità elettrici è necessario adottare alcuni accorgimenti: – l’igrometro deve essere in equilibrio termico con il misurando; è necessario che lo strumento venga tarato su tutto il campo di impiego in temperatura in quanto la caratteristica dello strumento è funzione stessa della temperatura; – occorre evitare la contaminazione dell’elemento sensibile; – è importante conoscere se il sensore può operare o meno in prossimità delle condizioni di saturazione, in quanto potrebbero verificarsi fenomeni di isteresi; in tal caso bisognerebbe provvedere a una taratura dello strumento; – è necessario valutare le tensioni meccaniche indotte sull’elemento, che possono comportare deriva di tipo reversibile o irreversibile (per esempio gli stress meccanici potrebbero provocare lo scollamento più o meno marcato tra gli elementi sensibili e i contatti elettrici); – occorre valutare l’apporto di energia termica per irraggiamento, che potrebbe modificare localmente le condizioni termodinamiche dell’elemento sensibile; L’induttanza Z [Z  R  iX  (μ/ε)1/2] è una grandezza elettrica che tiene conto sia dei fenomeni dissipativi corrispondenti alla resistenza R, che a quelli di accumulo di energia legati a fenomeni magnetici, X detta reattanza (X  0 impedenza capacitiva, X  0 impedenza induttiva). Esistono circuiti, detti non passivi, in grado di cambiare segno alla reattanza. (*)

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Fig. 8.33

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Sensore igroscopico a impedenza variabile.

– occorre verificare le tensioni di alimentazione e la frequenza che devono essere conformi alle prescrizioni del costruttore; – bisogna tenere in conto che l’impedenza di carico può modificare il segnale dei trasmettitori di umidità relativa; per tale motivo bisogna rispettare i valori minimi e massimi dell’impedenza di carico in funzione del tipo di uscita indicati dal costruttore. 8.3.2 Igrometri indiretti. Sebbene più complessi nel funzionamento, gli igrometri indiretti sono più accurati rispetto agli igrometri diretti, quindi vengono utilizzati in laboratorio, spesso come campioni di riferimento. Tra i più utilizzati si ricordano gli igrometri a specchio condensante, gli psicrometri, gli igrometri a sali saturi e gli elettrolitici. Gli igrometri indiretti realizzano una trasformazione termodinamica per la determinazione di una grandezza termodinamica, attraverso cui è possibile misurare (indirettamente) l’umidità relativa. Negli igrometri indiretti si misura, quale grandezza termodinamica, la temperatura di rugiada ovvero la temperatura che deve raggiungere una miscela di aria umida (trasformazione a pressione costante) affinché inizi la condensazione del vapore acqueo (equilibrio tra la fase liquida e quella di vapore): una volta determinate la temperatura di rugiada e la temperatura ambiente (temperatura di bulbo asciutto), si può ricavare il valore dell’umidità relativa.

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Per la determinazione della temperatura di rugiada, ogni strumento realizza una diversa trasformazione termodinamica, come mostrato nella tab. 8.15. Tab. 8.15

Trasformazioni termodinamiche nei sensori indiretti

Strumento di misura

Trasformazione termodinamica

Igrometro a specchio condensante Psicrometri Igrometri elettrolitici

Isobara-isotitolo Trasformazione adiabatica Essiccazione

8.3.3 Igrometri a specchio condensante. La maggior parte degli igrometri sono affetti da problemi di ripetibiltà, dovuti specialmente a fenomeni di isteresi con tipici valori compresi tra 0,5 e 1%. Ciò potrebbe essere un fattore limitante nei processi di precisione. Ad oggi, il miglior metodo per la misura dell’umidità sia assoluta sia relativa è la misura della temperatura di rugiada o di brina. In determinate condizioni termodinamiche, il raffreddamento di un campione d’aria umida, può provocare il diretto passaggio dell’acqua dalla fase di vapore alla fase liquida o alla fase solida: le temperature a cui avvengono tali trasformazioni sono rispettivamente la temperatura di rugiada e quella di brina. Alla temperatura di rugiada corrisponde la pressione di saturazione. Dalla contemporanea misura della temperatura di rugiada e di quella ambiente (temperatura di bulbo asciutto), nota la pressione dell’aria, si può determinare l’umidità relativa o assoluta. Per la determinazione della temperatura di rugiada, si ricorre a un sistema composto da una superficie a specchio la cui temperatura, misurata mediante una termoresistenza al platino, viene regolata da un sistema termoelettrico a effetto Peltier su cui viene convogliata un’opportuna portata d’aria. La superficie dello specchio viene raffreddata fin quando non si ha formazione di condensa, rilevata da due fotosensori mediante una misura differenziale degli indici di riflessione dello specchio stesso. La temperatura dello specchio alla quale avviene la condensazione rappresenta la temperatura di rugiada. Un sistema di controllo mantiene costante il film di condensa mediante un continuo raffreddamento e riscaldamento della superficie (fig. 8.34). I sensori a specchio condensante si possono distinguere in base alle modalità di prelevamento del campione d’aria: a prelevamento e a immersione. I campi di misura sono compresi tra 100 e 100 °C in termini temperatura di rugiada o brina, con un’incertezza compresa tra 0,1  0,5 °C. Il tempo di risposta è funzione della velocità di riscaldamento/raffreddamento dell’aria e tipicamente all’incirca pari ad 1 °C/s. Sono strumenti molto costosi, ma di elevate prestazioni, basti pensare che in tali misuratori è praticamente nullo il fenomeno di isteresi. Per una valutazione approssimata, ma veloce, dell’umidità relativa, una volta note la temperatura di rugiada di una corrente di aria umida e la temperatura dell’aria al bulbo asciutto, ci si può avvalere del diagramma della fig. 8.35. Per esempio per 40 °C e 65 °C, rispettivamente, si ricava un’umidità relativa al 30%.

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Fig. 8.34

Fig. 8.35

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Sensore di umidità a condensazione.

Umidità relativa in funzione delle temperature del bulbo secco e del bulbo umido espresse in °C.

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8.3.4 Sensori psicrometrici. Gli psicrometri (figura 8.36) sono costituiti da due sensori di temperatura di cui uno misura la temperatura dell’aria tba (detta temperatura al bulbo asciutto) e l’altro, con il bulbo rivestito da una garza imbevuta di acqua distillata, misura una temperatura, minore o uguale a quella ambiente, tbu (detta temperatura al bulbo umido). Bisogna precisare che, a differenza della temperatura al bulbo asciutto, la temperatura al bulbo bagnato non è una proprietà di stato, anche se in particolari condizioni (trascurabilità del carico termico e con una velocità dell’aria di 2-5 m/s) essa praticamente coincide con la temperatura di saturazione adiabatica. La differenza di temperatura tra quella al bulbo asciutto e quella al bulbo bagnato risulta essere proporzionale alla differenza fra la pressione parziale del vapore nell’atmosfera e la pressione parziale di saturazione alla temperatura del bulbo umido. Le relazioni che descrivono il principio di funzionamento di uno psicrometro sono le seguenti: pv  pvs (p,tbu)  A p (tba  tbu)

(8.18)

[pvs (p,tbu)  p A(tba  tbu)] pv ϕ  ––––––  ––––––––––––––––––––––––

100 pvs(tba) pvs(tba)

(8.19)

Fig. 8.36

Psicrometro.

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con pv pressione parziale del vapore, pvs(p,tbu) pressione di vapore alla pressione di saturazione e alla temperatura di bulbo umido tbu, ϕ umidità relativa, p pressione atmosferica locale, A costante psicrometrica, tba temperatura al bulbo asciutto. Intervalli tipici della costante A sono: 5,7  6,6 10-4 secondo World Metrological Association (WMO) 6,2  6,7 10-4 igrometro Assman 6,3  6,7 10-4 igrometro Weiss Il valore della costante viene determinato durante l’operazione di taratura confrontando i valori di misura con quelli forniti dall’igrometro a condensazione di riferimento (a sua volta tarato mediante il generatore di aria umida dell’IMGC-CNR) e dal termometro a resistenza di platino (preventivamente tarato per confronto con un termometro campione primario della STI-90 all’interno di una camera climatica particolarmente stabile). Gli psicrometri impiegati nel settore termotecnico sono quelli a ventilazione forzata con movimento meccanico o elettrico e gli psicrometri elettronici. I primi sono costituiti (fig. 8.37) da due termometri a mercurio, incertezza  0,3 °C con una scala che in genere va da  20 a  50 °C, sostenuti da un’intelaiatura avente anche la funzione di condotto per l’aria, che viene aspirata dall’ambiente mediante una ventolina messa in rotazione da un motorino con carica a molla o da un motorino elettrico. Uno dei due termometri, ha il bulbo ricoperto con una calza di cotone che deve sempre essere impregnata di acqua distillata. L’aria aspirata lambisce i due bulbi con una velocità che deve essere compresa fra 2 e 5 m/s. Piccoli errori nella misura della temperatura possono portare a rilevanti errori nella determinazione dell’umidità relativa; è necessario impiegare termometri di elevata accuratezza, con caratteristiche meccaniche particolarmente affidabili; in tal modo si riesce a raggiungere un’incertezza anche del  2%. Nell’impiego pratico degli psicrometri occorre osservare alcune precauzioni: – usare possibilmente acqua distillata per il bulbo umido, allo scopo di evitare depositi calcarei sulla calza e, quindi, possibili errori di misura; – lavare spesso la calza con acqua distillata; – prima di eseguire le letture attendere che l’acqua abbia raggiunto la temperatura dell’ambiente;

Fig. 8.37

Igrometro a ventilazione forzata.

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FONDAMENTI

– nella lettura della temperatura al bulbo umido, osservare la discesa della colonna di mercurio dovuta all’evaporazione dell’acqua della calza e leggere il valore nel momento in cui la colonna si arresta e tende a risalire; – mantenere lo strumento lontano da sorgenti di radiazione di calore; – per ricavare l’umidità relativa ricorrere alla tabella o al diagramma fornito dal costruttore insieme allo strumento; – effettuare le misure in condizioni di stabilità termoigrometrica, visto il tempo di risposta dello strumento. Il tempo di risposta è funzione della velocità dell’aria ed è dell’ordine di qualche minuto, per velocità dell’aria di circa 3 m/s. L’incertezza della misura è compresa tra  3  5% (UR), mentre per applicazioni in laboratorio si riduce al  1  2% (UR). Per eseguire misure di umidità relativa in condotti d’aria conviene usare un igrometro elettronico. Molto interessanti, per monitorare per esempio impianti di condizionamento oppure per tener sotto controllo i parametri termoigrometrici di ambienti particolari (nei laboratori, nell’industria chimica, alimentare e tessile, nella catena del freddo ecc.), sono i data logger. Trattasi di sensori miniaturizzati di temperatura (a termistori o al platino con campo da 50 °C a 300 °C) e umidità (dal 5% al 90%) in grado di leggere e memorizzare nel tempo una quantità enorme di valori: si arriva fino a 1800 letture con intervalli programmabili da 0,5 s a 4,8 h (con durate, quindi, da 15 min a 360 giorni). I valori sono trasferibili, attraverso un software fornito in ambienti DOS o Windows, su PC; è così possibile stampare sotto forma di tabelle o di grafici tutti i valori rilevati. La precisione (a 25 °C) è di  1% per la temperatura e di  4% per l’umidità relativa. 8.3.5 Igrometri a sali saturi. Gli igrometri a sali saturi sono costituiti da un tubo rivestito di una sostanza assorbente imbevuta di una soluzione salina al 5% e ricoperto da una coppia di elettrodi. Il principio di misura si basa sul fatto che una soluzione salina presenta una tensione di vapore minore rispetto a quella del solvente puro (in questo caso acqua). La tensione di vapore della soluzione salina aumenta all’aumentare della temperatura e diminuisce all’aumentare della concentrazione salina. Facendo passare la corrente d’aria umida su un sale igroscopico, su esso si forma un film di soluzione salina la cui tensione di vapore dipende dalla concentrazione del sale. La soluzione viene riscaldata facendone aumentare la tensione di vapore fino ad uguagliarla a quella dell’acqua. Raggiunta una condizione di equilibrio nel processo di condensazione/evaporazione tra la soluzione e l’acqua contenuta nell’aria umida, si ottiene che la temperatura della soluzione corrisponde alla temperatura di rugiada. Il campo di impiego per la determinazione della temperatura di rugiada è tra i 40 e 60 °C, mentre l’incertezza è di  0,5 e  1,5 °C, con un tempo di risposta tra 10 e 180 secondi. La soluzione salina maggiormente utilizzata è quella di cloruro di litio al 5%. Il principale svantaggio di tali sensori è l’impossibilità di utilizzarli quando la tensione di vapore della soluzione è maggiore di quella dell’aria umida, limitandone il campo di misura al valore minimo dell’11% (UR) come mostrato nella tabella 8.16.

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METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA

Tab. 8.16

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Umidità relativa delle soluzioni di sali saturi

Temperature (°C)

Soluzione Li-Cl (Li Cl, H2O)

Soluzione Soluzione Soluzione Na-Cl Mg-Cl Mg-NO3 (NaCl, 6H2O) (MgCl2, 6H2O) [Mg(NO3)2, 6H2O]

Soluzione K2SO4

5

13

33,6  0.3

58

75,7  0.3

98,5  0,9

10

13

33,5  0,2

57

75,7  0,2

98,2  0,8

15

12

33,3  0,2

56

75,6  0,2

97,9  0,6

20

12

33,1  0,2

55

75,5  0,1

97.6  0,5

25

11,3  0,3

32,8  0,3

52

75,3  0,1

97,3  0,5

30

11,3  0,2

32,4  0,1

52

75,1  0,1

97,0  0,4

35

11.3  0,2

32.1  0,1

50

74,9  0,1

96,7  0,4

40

11,3  0,2

31,6  0,1

49

74,7  0,1

96,4.  0,4

45

11,3  0.2

31,1  0,1

–

74,5  0,2

96,1  0,4

50

11,3  0,2

30,5  0,1

46

74,6  0,9

95,8  0,5

55

11,3  0,2

29,9  0,2

–

74,5  0,9

–

fonte: Patissier, B., Walters, D. Basics of relative humidity calibration for Humirel HS1100/HS1101 sensors. Humirel, Toulouse Cedex, 1999.

8.3.6 Igrometri elettrolitici. Utilizzati per misure in aria umida con basso contenuto di vapor d’acqua, tali sensori sono costituiti da un avvolgimento bifilare di platino disteso sulla superficie interna di un capillare di vetro rivestito da un film igroscopico, costituito da pentossido di fosforo (P2O5), come mostrato nella fig. 8.38. La misura viene effettuata facendo passare un’opportuna corrente di aria umida che, assorbita completamente dal film igroscopico, viene successivamente dissociata mediante una tensione applicata ai capi del sensore di pentossido di fosforo. La misura della corrente richiesta alla dissociazione dell’acqua è direttamente proporzionale alla quantità di acqua adsorbita, che insieme alla misura della portata d’aria e alla sua relativa temperatura, permette la misura indiretta dell’umidità relativa. Il sensore presenta un campo di misura tra 0,1 e 1000 ppm, in un intervallo di temperatura tra 0 e 40 °C, l’incertezza di misura  5% V.L. (valore limite) con un tempo di risposta di un minuto.

Fig. 8.38

schema di un igrometro elettrolitico.

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FONDAMENTI

Nella tabella 8.17 sono riassunte le principali caratteristiche metrologiche dei misuratori di umidità. Tab. 8.17

Specchio riepilogativo delle caratteristiche metrologiche dei misuratori di umidità

Igrometro di tipo

Parametro di misura

Campo di misura

Campo di temperatura

Incertezza di misura

Tempo di risposta

U (misura diretta)

20  90%UR

20 °C (0  40 °C)

5  15% UR

25 min

resistivo

UR (misura diretta)

5  95%UR (fino a 100%)

10  60 °C (40  200)

2  5% UR

10  100 s

capacitivo

UR (misura diretta)

5  99%UR (fino a 100%)

10  60 °C (40  200)

2  3% UR

10  100 s

a rilevazione di impedenza (Al2O3)

Tr (misura diretta assoluta)

0,01  2 105 (110  60 °C)

30  60 °C

2  3% VL (2  5 °C)

10  20 s

elettrolitico (P2O5)

Tr (misura diretta assoluta)

0,1  1000 (90  20 °C)

20 °C (0  40 °C)

5  10% VL

23 min

a condensazione con rilevazione ottica

Tr (misura indiretta assoluta)

100  100 °C

20  60 °C

0,1  0,5 °C

1 °C/s

a condensazione con sali saturi (LiCl)

Tr (misura indiretta assoluta)

40  60 °C

20  60 °C

0,5  1,5 °C

12 min

psicrometro

Tr (misura indiretta relativa)

10  100% UR

5  60 °C

1  5% UR (0.2  1.0 °C)

12 min

meccanico

8.4

MISURE DI PRESSIONE

8.4.1 Concetto di pressione. La pressione si definisce come il rapporto tra la forza F esercitata perpendicolarmente su una superficie A e la superficie stessa: dF p  ––– dA

(8.20)

La misura della pressione può essere assoluta o relativa. La pressione assoluta è riferita al vuoto. La pressione relativa è la differenza tra pressione assoluta e pressione ambiente. Nella misura della pressione, bisogna distinguere il caso di misure in fluidi in stato di equilibrio (fluidostatica) dal caso in cui il fluido è in moto (fluidodinamica).

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METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA

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Nelle misure di pressione in un fluido in moto occorre definire quale pressione si deve misurare tra le tre che caratterizzano lo stato fluidodinamico: – pressione statica ps, misurabile mediante uno strumento fermo rispetto al fluido di misura; – pressione dinamica pd, che rappresenta il contributo dovuto all’energia cinetica del fluido in moto; – pressione totale pt, pari alla somma delle due precedenti, misurabile mediante uno strumento fermo rispetto ai confini del sistema in cui il fluido si muove. I valori di pressione sono caratterizzati da un campo estremamente ampio che determina l’esistenza di una vasta gamma di strumenti idonei per i differenti campi e per le differenti esigenze di misura (fig. 8.39). È possibile, in genere, suddividere i trasduttori in meccanici ed elettrici; in particolare, nel caso di trasduttori di pressione, tale suddivisione è relativa solo al secondo stadio della catena di misura, in quanto l’elemento sensibile è sempre di tipo meccanico (elemento elastico). Per quanto concerne gli elementi sensibili, questi possono essere suddivisi come segue: – elementi che confrontano la pressione oggetto di misura con una pressione nota: manometri a U oppure micromanometri; – elementi che misurano la pressione mediante la deformazione di elementi elastici quali: membrane, soffietti, campane, tubi di Bourdon, fili metallici (estensimetri).

Fig. 8.39

Campo di valori per diversi strumenti di misurazione della pressione.

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FONDAMENTI

8.4.2 Trasduttori di pressione di tipo manometrico. Il manometro differenziale a U è costituito da un tubo trasparente (quasi sempre di vetro) curvato a forma di una U allungata (fig. 8.40) e parzialmente riempito di liquido. Di solito si utilizzano, quali fluidi manometrici, il mercurio, l’acqua, oli speciali, in quanto si conoscono i loro pesi specifici. Immettendo del fluido nel tubo, se la pressione pA è maggiore della pressione pB, esso si disporrà come mostrato nella figura 8.41; dove con Δh si indica la differenza di quota tra i livelli del liquido nei due rami del tubo. Si supponga che il peso specifico del liquido impiegato sia γ m e che il peso specifico del fluido a pressione pA sia pari a γ 1 mentre quello a pressione pB sia pari a γ 2. Dall’equilibrio della forze di pressione rispetto al piano O-O, si ottiene: p1  aγ 1  p2  bγ 2  hγ m

(8.21)

da cui si ricava la differenza di pressione ai due rami: p1  p2  bγ 2  hγ m  aγ 1

Fig. 8.40

Manometro a U.

(8.22)

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Fig. 8.41

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Misura di una pressione differenziale pA  pB.

Dividendo ambo i membri della (8.22) per γ m si ottiene l’espressione della pressione differenziale in termini di colonna di fluido γ m: p1  p2 bγ aγ –––––––  ––––2  ––––1  h γm γm γm

(8.23)

Con ottima approssimazione si può esprimere la differenza delle pressioni in mm di colonna di fluido con peso specifico γ m, se γ m è molto maggiore di y1 e y2: p1 p2  γ m h

(8.24)

Correzioni. Si introducono le possibili correzioni per ottenere una misura più accurata della pressione. Le principali cause di errore nella misura sono: – i gradienti di temperatura lungo il manometro, che possono causare locali variazioni del peso specifico del fluido manometrico, il che comporta le seguenti correzioni: 13595,5 (γ s,t)mercurio  ––––––––––––––– 1  1,818 (T) 104

[kg/m3]

(8.25)

62,2523  0,97876 102 T  0,145 103  0,217 106 T 3 (γ s,t)acqua  ––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––– [kg/m3] 1728 (8.26) dove i pedici s, t indicano che tali pesi specifici sono valutati alla gravità standard e alla temperatura in gradi Celsius del fluido manometrico (tab. 8.18);

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FONDAMENTI

Tabella 8.18

Variazione della densità al variare della temperatura Densità (kg/m3)

Temperatura (°C) Hg 5 4 3 2 1 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30

13.607,4 13.605,3 13.602,9 13.600,4 13.597,9 13.595,5 13.593 13.590,6 13.588,1 13.585,6 13.583,2 13.580,7 13.578,2 13.575,8 13.573,3 13.570,8 13.568,4 13.565,9 13.561 13.558,5 13.556,2 13.553,7 13.551,3 13.548,8 13.546,3 13.546,3 13.543,9 13.541,3 13.535,9 13.536,4 13.534 13.531,1 13.528,7 13.526,2 13.523,8 13.521,8

H2O 999,259 999,417 999,553 999,769 1.000 999,842 999,01 999,942 999,967 999,975 999,966 999,943 999,904 999,851 999,783 999,783 999,608 999,5 999,247 999,247 998,972 998,804 998,625 998,435 998,234 998,234 998,022 998,8 997,268 997,327 997,075 996,814 99,544 996,264 995,976 995,678

– l’evaporazione del fluido manometrico, che causa uno spostamento dello zero del manometro; si cerca di scegliere un fluido che abbia subito una distillazione in modo che non ci siano cambiamenti nel peso specifico; – l’effetto della capillarità, in prossimità delle pareti del recipiente, la superficie libera dei liquidi si incurva, assumendo una forma detta menisco. L’angolo tra la tangente al menisco e la verticale è detto angolo al contorno θ (fig. 8.42). Nei vasi

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Fig. 8.42

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Angolo al contorno.

capillari (diametro minore di 2 mm), le forze di coesione e l’adesione interessano tutta la massa liquida e la loro azione prevale su quella del peso, mentre nei grossi vasi tali forze sono nettamente inferiori rispetto alla forza peso. Dette σA  M e σB  M la tensione superficiale tra il fluido manometrico e i fluidi A e B a contatto con esso (esempio: mercurio a contatto con vetro e aria), ra ed rb il raggio dei tubi contenenti i fluidi A e B, la correzione da effettuare sulla lettura fatta al manometro è data dalla seguente relazione:

冢

冣

2 cosθM σA  M σB  M C  –––––––– –––––  ––––– γM ra rb

(8.27)

Nella combinazione acqua-aria-vetro (fig.8.42a) il menisco (di acqua) è concavo: ➝ ➝ le forze adesive Fa dominano sulle forze di coesione Fc , per cui l’acqua nel tubo si alzerà per effetto della capillarità. Al contrario, nella combinazione mercurio-ariavetro (fig. 8.42b), il menisco (di mercurio) è convesso: dominano le forze di coesio➝ ne Fc e il livello del mercurio si abbasserà per effetto della capillarità. Se sono applicati a entrambi i rami del tubo gli stessi fluidi, l’effetto capillare è trascurabile. Ciò è possibile in quanto i fori del tubo sono approssimativamente uguali in un manometro ad U standard e la capillarità in un tubo è controbilanciata dalla capillarità nell’altro. Per minimizzare l’effetto del menisco variabile, dovuto alla presenza di sporcizia, l’altezza del liquido è sempre basata su letture fatte al centro del menisco, in ciascuno dei rami del manometro. Per ridurre l’effetto della sola capillarità si utilizza un tubo con un foro più largo. 8.4.3 Micromanometri. I micromanometri permettono di misurare pressioni normali in un range più basso di pressione: dallo zero assoluto a 689,475 kPa. Micromanometro di Prandtl. Nella figura 8.43 è rappresentato lo schema di funzionamento del micromanometro di Prandtl, il cui principio di funzionamento deriva da quello del manometro differenziale a U, con la differenza di essere caratterizzato da migliori prestazioni.

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FONDAMENTI

Fig. 8.43

Micromanometro di Prandtl.

In esso la misura viene effettuata riportando il fluido manometrico a una posizione di riferimento indicata sul tubo inclinato, ad esempio, alzando o abbassando il pozzetto. Il pozzetto e il tubo inclinato sono posti in movimento per mezzo di una vite conduttrice. Utilizzando una stessa posizione di riferimento per l’azzeramento e per la misura, si elimina l’effetto della capillarità e quindi si riduce fortemente l’errore relativo alla valutazione dell’esatta posizione del menisco. Da considerare che l’inclinazione del tubo di misura aumenta la sensibilità dello strumento. Manometro a tubo inclinato. Il manometro a tubo inclinato è dotato di una sola scala di lettura che è estesa lungo tutto il tubo (in altre parole l’unità della scala è divisa in più sottomultipli rispetto all’equivalente scala del manometro idrostatico), questo fa sì che ci sia una maggiore leggibilità.

Fig. 8.44

Manometro a tubo inclinato.

L’angolo d’inclinazione è di circa 10° rispetto all’orizzonte.

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8.4.4 Trasduttori di pressione per fluidi in quiete. Il trasduttore di pressione è un dispositivo di misura costituito da: (a) un primo stadio (elemento sensibile), che trasforma il segnale di misura in uno spostamento o una deformazione elastica; (b) un secondo stadio (convertitore/amplificatore) di natura meccanica o elettrica; (c) un terzo stadio (visualizzatore) di natura analogica o digitale. Il trasduttore si dirà elettrico o meccanico dipendentemente dalla natura elettrica o meccanica del segnale in uscita dal secondo stadio della catena di misura. È da sottolineare che entrambi i tipi di trasduttori sfruttano, per il rilevamento del segnale di pressione, la deflessione o la deformazione di un elemento elastico sensibile dovuta all’azione della pressione stessa. Gli elementi elastici comunemente utilizzati nei trasduttori di pressione sono: diaframma e capsula, soffietto, tubo di Bourdon (fig. 8.45). Sensori Diaframma e capsula. Il diaframma è un elemento elastico usato nei trasduttori di pressione (fig. 8.45). Ne esistono diverse morfologie tra cui a forma piatta o corrugata, la cui scelta dipende dallo spostamento/allungamento desiderato. Essi sono utilizzati per misurazioni altamente sensibili. I materiali utilizzati per la costruzione dei diaframmi devono possedere buone qualità elastiche, quali il bronzo e il berillio, con bassi coefficienti di temperatura (NI-Span-C). Se il processo di misurazione viene effettuato in un ambiente corrosivo o a elevate temperature, è necessario adottare materiali più resistenti come l’acciaio inossidabile. Diaframmi al quarzo vengono invece utilizzati quando si desidera un basso errore di isteresi. Saldando in serie più diaframmi si realizza la configurazione a capsula che può essere sottoposta a un carico di pressione maggiore.

Fig. 8.45 Sensori di pressione: (a) diaframma corrugato; (b) capsula; (c) soffietto; (d) tubo di Bourdon a C; (e) tubo di Bourdon ritorto; (f) tubo di Bourdon a elica.

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FONDAMENTI

Tab. 8.19

Vantaggi e svantaggi degli elementi meccanici sensibili

Elemento sensibile

Vantaggi

Svantaggi

Diaframma

Aumento della sensibilità con il diametro

Isteresi Influenza della temperatura

Soffietto

Aumento della sensibilità con il diametro

Misura poco accurata Isteresi elastica

Tubo di Bourdon a C

Prontezza di risposta (0,1 s) Buona sensibilità (0,01%) Elevato overrange

Suscettibile alle vibrazioni

Tubo di Bourdon elicoidale

Misure differenziali Non necessitano di amplificazione

Caratteristica non lineare

Le capsule vengono utilizzate per misure di pressione assoluta. La sensibilità di una capsula cresce in proporzione al suo diametro che, in un modello convenzionale, varia tra 24,5 e 152,4 mm. Elementi multi-capsula possono essere costituiti da capsule convesse o a incasso, utilizzate per incrementare il movimento complessivo finale ottenuto da una variazione di pressione. Soffietto. Elemento elastico usato nei trasduttori di pressione (fig. 8.45), il soffietto ha la forma di una campana: la pressione è applicata a un lato del soffietto e la risultante deformazione assiale viene in parte controbilanciata da una molla. In particolare, i soffietti sono formati da tubi privi di saldature, realizzati in ottone, berillio, rame, bronzo fosforo, Monel, Inconel e acciaio inossidabile. I soffietti saldati sono costituiti da acciaio inossidabile, Ni-Span-C, Monel, e Inconel X-750. Tab. 8.20 Tipo di soffietto

Tipi di sensore a soffietto Intervallo di pressione

Acciaio inossidabile (diametro)

minimo

massimo

3/4 inch 1/2 inch 5/8 inch

0  5 kPa 0  103 kPa 0  7,4 kPa

0  99 kPa 0  345 kPa 0  241 kPa

Tubo di Bourdon. Utilizzato per misurare pressioni elevate, ne esistono diverse morfologie: a C, elicoidale e a spirale (fig. 8.45). Formati da un tubo elastico di forma ellittica chiuso e libero di muoversi a un estremo, mentre l’altro, vincolato, è in contatto con l’ambiente di misura. Sotto l’azione della pressione la forma ellittica del tubo tende a diventare circolare e l’estremo libero tende a muoversi e/o a ruotare. Nella tabella 8.21 sono elencati i materiali di cui sono costituiti i tubi di Bourdon, annotando le caratteristiche più importanti (S  scarso, M  medio, B  buono) e il massimo carico di pressione applicabile.

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Gli elementi elicoidali e a spirale sono usati quando si desidera ridurre l’attrito nel tubo e incrementare la spinta del moto. Tra le più apprezzabili caratteristiche degli elementi del tubo di Bourdon si ricordano: – prontezza nella risposta (circa 0,1 secondi); – buona sensibilità (0,01% della massima pressione senza attrito). Tra i limiti si ricordano: – non linearità, da compensare meccanicamente oppure elettronicamente; – un’isteresi sulla pressione ciclica dello 0,2 ÷ 0,5%, riducibile mediante un trattamento termico; – una sensibilità alle variazioni di temperatura, riducibile mediante l’uso di compensatori bimetallici, oppure materiali (quali il NI-Span-C) con moduli di elasticità insensibili alle variazioni di temperatura. Tabella 8.21

Range di pressione e altre caratteristiche di differenti materiali utilizzati nella costruzione di tubi di Bourdon

Materiale tubo

Resistenza alla Elasticità Coefficiente Isteresi Pressione relativa corrosione di temperatura massima (kPa)

Bronzo fosforoso Bronzo al berillio Acciaio inossidabile 316 Acciaio inossidabile 403 Ni-Span C

S S B B B

M B S S B

S S S S B

M B S S B

55,2 54,5 69,0 138,0 82,0

Comportamento: B  buono; S  scarso; M  medio

8.4.5 Trasduttori di pressione meccanici. Manometro di Bourdon. La pressione viene applicata a un’estremità fissa del tubo, mentre l’altra estremità non è vincolata ed è libera di ruotare. Considerando il piano ideale passante per la linea media che seziona longitudinalmente in due parti il tubo, a causa della differenza di raggio delle due aree di estradosso AI e di intradosso AII rispetto al piano ideale, il tubo di Bourdon è sottoposto a differenti aree di pressione, che portano il tubo a svolgersi ruotando intorno al suo estremo fisso. L’azione della pressione sul tubo causa una deformazione elastica dovuta alla non eguaglianza delle forze FI e FII che agiscono sulle superfici di estradosso e di intradosso rispettivamente AI  AII. Per cui la risultante di dette forze FR sarà a sua volta una forza che tende ad aumentare il raggio di curvatura del tubo: l’estremo libero di ruotare del tubo di Bourdon, per effetto della pressione, si sposterà nella direzione della freccia nella fig. 8.46. Il moto della punta non è lineare poiché ad ogni incremento di pressione addizionale risulta un lento movimento. Per rendere il movimento rotatorio dell’indicatore lineare, sono impiegati degli espedienti meccanici quali settori innestati, oppure il movimento di pignoni. Il moto della punta viene trasferito all’estremità del settore di movimento da un giunto connettore; l’angolo tra il giunto di connessione e l’estremità del settore è detto angolo di movimento. Esso cambia con il movimento della punta in maniera

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FONDAMENTI

Fig. 8.46

Manometri Bourdon.

non lineare, compensando in tal modo la non linearità del movimento della stessa punta. Usando un accurato ingranaggio dentato o una camma posizionata su una superficie rotante, si minimizza lo scatto e si ha come risultato immediato il caratteristico effetto di avvitamento e svitamento nel settore innestato e nel movimento del pignone; in questo modo è possibile eliminare gli ingranaggi che possono logorarsi e ridurre il gioco che è necessario quando i denti sono consumati. Sui modelli d’ingranaggio e pignone, l’operazione può essere migliorata usando materiali a base di Nylon e Teflon. Le caratteristiche metrologiche del manometro di Bourdon dipendono da quelle che caratterizzano l’elemento sensibile utilizzato. 8.4.6 Trasduttori di pressione elettrici. Esempi di elementi elettrici utilizzati in trasduttori di pressione elettrici (secondo stadio della catena di misura) includono: – trasduttori a resistenza variabile; – trasduttori a capacità variabile; – trasduttori a induttanza visibile; – trasduttori a struttura risonante o piezoelettrici. Trasduttori di pressione a resistenza variabile. I trasduttori a resistenza elettrica variabile possono essere di due tipi: potenziometrici (tensiometrici) o piezoresistivi a elemento metallico e semiconduttore.

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I trasduttori di pressione potenziometrici sono essenzialmente costituiti da un elemento elastico, solitamente la capsula, l’elemento di trasmissione consistente in un cursore eccentrico e infine l’elemento resistore realizzato da un filo metallico ad elevata resistività elettrica avvolto a spire su un supporto di ceramica o di ardesia (isolante). Come schematizzato nella fig. 8.47, la pressione del fluido agendo sulla capsula produce una traslazione tale da muovere il cursore del potenziometro. A seconda della posizione che il cursore assume sull’elemento resistore, varia la resistenza elettrica del circuito, quindi la tensione misurata Vm in uscita, in quanto è funzione dello spostamento del cursore in termini di resistenza parziale prelevata dal cursore stesso secondo la relazione: R Vm  Va ––– Rt

(8.28)

con Va (V) tensione di alimentazione, R (Ω) resistenza parziale prelevata dal cursore, Rt (Ω) resistenza totale. Tab. 8.22

Vantaggi, svantaggi e principali campi di utilizzo dei trasduttori potenziometrici Vantaggi

Svantaggi

Basso costo Uscita elettrica

Scarsa affidabilità Deriva sullo zero Deposito in film spesso Campi di utilizzo Pressione relativa Mezzo liquido e gassoso Petrolifero

Fig. 8.47

Trasduttore di pressione potenziometrico.

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FONDAMENTI

Trasduttori piezoresistivi (estensimetrici). Questi basano il loro funzionamento sulla variazione di resistenza elettrica derivante dalla deformazione elastica di elementi metallici (estensimetrici) o elementi a semiconduttore, inseriti in un circuito elettrico a ponte di Wheatstone. I trasduttori piezoresistivi hanno un campo di misura abbastanza ampio dell’ordine di 104 bar, sono particolarmente robusti, ma piuttosto sensibili alla temperatura e perciò, se necessario, devono essere dotati di un opportuno sistema di termocompensazione. Quando un elemento piezoresistivo viene deformato per effetto di una sollecitazione, esso subisce una variazione di resistenza elettrica che può essere espressa da:

冢

冣

εD dρ dR  εL1 –––– ––––  εL 1  2 –––– εL ρ R

dD con εD  –––– D

ed

dL εL  –––– (8.29) L

dρ K  1  2μ  –––– εL1 ρ

εD con μ   –––– (coefficiente di Poisson) εL dR dL ––––  εL K  –––– K R L

(8.30)

Avendo indicato con R la resistenza elettrica del sensore, con ρ la resistività del materiale, con L la lunghezza del conduttore e con A la sezione del conduttore. Ciò che distingue l’elemento metallico da quello a semiconduttore è il valore del fattore di taratura K nella relazione (8.26). In particolare, per i metalli vale la cosiddetta piezoresistività geometrica, ovvero il fattore K dipende solo dalla deformazione, per cui: dρ ––––  0 e quindi K  1  2μ ρ

(8.31)

mentre per i semiconduttori K assume valori molto più elevati essendo presente una variazione della resistività con la deformazione, dovuta alla riallocazione degli elettroni dalla banda di valenza alla banda di conduzione e viceversa: dρ –––– ≠ 0 ρ Il fattore di taratura K è un coefficiente adimensionale che rappresenta un coefficiente di sensibilità all’effetto piezoresistivo. Da quanto detto, i trasduttori piezoresistivi ad elemento semiconduttore presentano una sensibilità molto maggiore rispetto a quelli ad elemento metallico (tab 8.23 e 8.24).

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METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA

Tab. 8.23

Proprietà dei trasduttori piezoresistivi ad elemento metallico

Traduttore ad elemento Composizione metallico

K

Manganina

4%Ni 12%Mn 84%Cu

0,5

Costantana

60%Ni 40%Cu

2,0

Advance

55%Ni 45%Cu 74%Ni

2,1

20%Cr 3%Fe 3%Al

2,1

Karma

Tab. 8.24

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Traduttore ad elemento Composizione metallico

K

Nichrome V

80%Ni 20%Cu 36%Ni 52%Fe

2,5

Isoelastic

8%Cr 3.5%Mn-Si-Cu 0.5%Mo

3,6

Platino

100%Pt

4,8

Nichel

100%Ni

12

Proprietà dei trasduttori piezoresistivi a elemento semiconduttore

Trasduttore a elemento semiconduttore

tipo

K

Germanio

n p

150 +100

Silicio

n p

135 +175

Nella tab.8.25 sono riassunti i principali vantaggi e svantaggi delle diverse tipologie di trasduttori piezoresistivi. Tab. 8.25

Vantaggi e svantaggi dei trasduttori piezoresistivi

Tipo

Vantaggi

Svantaggi

Trasduttori a filo incollato

Buona accuratezza Buona compensazione termica Buona stabilità

Limitata temperatura di impiego dovuta al collante

Trasduttori a filo non incollato

Buona accuratezza Buona stabilità Alimentazione in c.c. o c.a.

Basso segnale in uscita Alta sensibilità agli urti e alle vibrazioni

Trasduttori a film sottile

Elevata accuratezza Buona compensazione termica Elevata stabilità

Limitata resistenza alle sovratensioni

Trasduttori a semiconduttore

Elevata accuratezza Alto segnale in uscita Dimensioni ridotte

Limitata temperatura d’impiego dovuta a derive termiche

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FONDAMENTI

Trasduttori di pressione a capacità variabile (misura di pressione differenziale). I trasduttori di pressione a capacità variabile, impiegati in un campo di misura della pressione compreso tra 108  103 bar, sono costituiti da due condensatori piani collegati in serie (fig. 8.48). Le due camere di misura sono delimitate ciascuna da un’armatura fissa (elettrodo) e da un’armatura deformabile (diaframma) sottoposta all’azione della pressione. Tali trasduttori permettono di effettuare una misura di pressione differenziale: l’applicazione della forza di pressione sul diaframma comporta una sua conseguente deformazione elastica che produce una variazione delle capacità di entrambi i condensatori in funzione della distanza (spessore del dielettrico) tra il sensore (diaframma) e le facce interne delle armature. Infatti, la capacità di un condensatore piano con dielettrico è inversamente proporzionale allo spessore del dielettrico: A C  ε ε0 ––– d

(8.32)

dove: C è la capacità di un condensatore piano espressa in farad; ε è la costante dielettrica del materiale (aria in questo caso) interposto tra le armature (F/m); ε0 è la costante dielettrica del vuoto (8,85 10-12 F/m); A è la superficie di ciascuna armatura (m2); d è la distanza tra le due armature o spessore del dielettrico (m).

Fig. 8.48

Schema di funzionamento di un trasduttore a capacità variabile.

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Tab. 8.26

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Vantaggi e svantaggi dei trasduttori a capacità variabile

Vantaggi

Svantaggi

Ottima accuratezza Elevata risoluzione Bassa isteresi Buona risposta in frequenza

Alimentazione in c.a. Sensibilità alla temperatura

Trasduttori di pressione a induttanza variabile. I trasduttori di pressione a induttanza variabile, impiegati in un campo di misura della pressione compreso tra 106  103 bar, basano il loro principio di funzionamento sulla variazione di induttanza (L) di quattro bobine avvolte su un nucleo di materiale ferromagnetico e alimentate in corrente alternata. Lo schema riportato nella fig. 8.49 mostra al centro del nucleo ferromagnetico una lamina metallica (armatura) collegata con un tubo di Bourdon ad elica il quale, sotto l’azione della pressione, tende a svolgersi (ovvero a ruotare intorno al proprio asse). Tale movimento genera una lieve rotazione dell’armatura provocando nel circuito magnetico una variazione del traferro (la distanza tra l’armatura e il nucleo ferromagnetico). Essendo l’induttanza inversamente proporzionale allo spessore del traferro, il valore delle induttanze L1 e L2 aumenta, mentre quello delle induttanze L3 e L4 diminuisce. Le quattro bobine induttrici sono tra loro collegate secondo i lati di un ponte di Wheatstone in modo da amplificare il segnale di misura: le variazioni di induttanza generano un segnale elettrico legato alla pressione.

Fig. 8.49

Schema di funzionamento di un trasduttore a induttanza variabile.

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FONDAMENTI

La sensibilità di questo tipo di trasduttore dipende dalle caratteristiche meccaniche del tubo di Bourdon: tanto minore è la sua inerzia meccanica tanto più rapida sarà la rotazione dell’armatura e, quindi, la risposta dello strumento.

– – – –

Tra i vantaggi di questa tipologia di trasduttori si annoverano: elevato rapporto tra i segnali di ingresso/uscita; buona resistenza al sovraccarico; lunga vita operativa del sensore; disegno meccanico di estrema semplicità e robustezza.

Trasduttori di pressione a struttura risonante o piezoelettrici. Alcuni materiali godono della proprietà di dare origine ad una differenza di potenziale elettrostatica se sottoposti a sollecitazioni meccaniche e inoltre di variare le proprie dimensioni geometriche se sottoposti all’azione di un campo elettrico. Tale fenomeno è detto effetto piezoelettrico e si manifesta in quei cristalli, come il quarzo, il titanato di bario (BaTiO3) e il litio, che non presentano un centro di simmetria nel reticolo cristallino. Sono adatti solo per misure dinamiche di pressioni (fenomeni oscillatori-vibrazioni dell’ordine del kHz: applicazione nel settore automobilistico). I trasduttori piezoelettrici sono costituiti da un elemento piezoelettrico a forma di disco situato tra la membrana e un elemento isolante (fig. 8.50 a). La membrana è solidale a un coperchio filettato avvitato sul corpo del trasduttore al fine di fornire all’elemento piezoelettrico un precarico necessario a ottenere delle frequenze naturali differenti rispetto alle frequenze della pressione dinamica agente sull’elemento sensibile in modo da evitare la risonanza del cristallo.

a

Fig. 8.50

b

Trasduttore di pressione: a) piezoelettrico; b) a struttura risonante a filo.

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Quando tale pressione è applicata, l’elemento piezoelettrico viene compresso generando una differenza di potenziale rilevabile ai capi di due fili conduttori solidali a due elettrodi posti sulle facce del disco di materiale piezoelettrico. I trasduttori di pressione a struttura risonante, impiegati in un campo di misura delle pressioni compreso tra 10-5÷104 bar, possono essere del tipo a filo o a cilindro e in entrambi i tipi la struttura è tenuta in vibrazione alla frequenza di risonanza tramite un opportuno circuito di eccitazione e controllo. Sotto l’azione della pressione (fig. 8.50 b) la frequenza di risonanza della struttura subirà una variazione in funzione della forza generata dalla pressione applicata (al diaframma, nell’esecuzione a filo risonante, e all’interno del cilindro nell’esecuzione a cilindro risonante). Tale variazione è elaborata elettronicamente all’interno del misuratore stesso, il quale restituisce un segnale normalizzato di natura elettrica. Il campo di misura di questa tipologia si attesta mediamente intorno a 50:1 ma in alcuni modelli può giungere anche a 100:1; l’incertezza di misura è migliore di  0,1%. Tab. 8.27

– – –

–

Vantaggi e svantaggi dei trasduttori piezoelettrici

Vantaggi

Svantaggi

Elevata accuratezza Ottima risoluzione Uscita modulata in frequenza

Non linearità del segnale in uscita e stabilità da controllare periodicamente Sensibilità alla temperatura agli urti e alle vibrazioni

Nell’impiego è bene osservare le precauzioni seguenti. Il manometro deve avere un fondo scala superiore al valore della pressione nel punto di misura. Il manometro differenziale deve avere un PN (PN  pressione nominale) uguale o superiore alla pressione esistente al punto di misura. Lo strumento va collegato al punto di misura per mezzo di un tubo flessibile (generalmente rame ricotto) dotato di raccordi lato tubazione e lato strumento e di opportune guarnizioni di tenuta; il diametro del tubo va dimensionato in modo tale da non introdurre eccessivi ritardi nella lettura. È consigliabile l’uso del tubo fornito come accessorio dalla ditta costruttrice dello strumento. Per misure su fluidi ad alta temperatura, come olio diatermico, acqua surriscaldata e vapore, il tubo di collegamento viene arrotolato nella parte centrale in modo da formare il cosiddetto “ricciolo”, che ha la doppia funzione di giunto di dilatazione termica e di dissipatore del calore trasmesso dal fluido allo strumento, al fine di evitare danneggiamenti allo strumento stesso. L’attacco alla tubazione deve essere munito di rubinetto di intercettazione, per rendere possibile lo smontaggio dello strumento; l’apertura del rubinetto per la lettura deve essere effettuata gradualmente per evitare bruschi “colpi di pressione” e conseguente danneggiamento dello strumento. Nel caso di fluidi ad alta temperatura è consigliabile impiegare il tipo a valvola, con volantino opportunamente ricoperto di un materiale isolante. Questo tipo di organi di intercettazione ha un PN minimo pari a 25 bar.

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FONDAMENTI

– Per misure su vapore, l’attacco di processo può essere previsto nella parte bassa oppure in quella alta della tubazione. Nel primo caso, lo strumento verrà posto al di sotto della tubazione e il tubo di collegamento risulterà sempre allagato. L’acqua contenuta nel tubo fungerà da “separatore termico”. E il tubo di collegamento, prima dell’attacco al processo, verrà opportunamente inclinato in modo da consentire lo scarico di eventuali tracce di gas o di vapore verso la tubazione. Nell’altro caso, se lo strumento si trova in posizione sopraelevata rispetto alla tubazione, occorre dare una pendenza pari ad almeno l’8% al tubo di collegamento in modo da permettere il drenaggio della condensa verso la tubazione. Se Io strumento viene installato al disotto della tubazione, la sola pendenza nel tubo di collegamento non è sufficiente e occorre quindi installare un pozzetto di drenaggio munito di scaricatore immediatamente al disotto dello strumento. – Nella misura della pressione l’attacco di processo deve essere allo stesso livello sul piano verticale del punto del quale si vuole misurare la pressione o, in caso contrario, al valore indicato dal manometro occorre aggiungere o togliere la colonna di liquido esistente fra l’attacco e il punto soggetto alla misura. – Gli strumenti sono soggetti a staratura dopo un uso prolungato; occorrerà una verifica presso il laboratorio del fornitore almeno ogni due o tre anni. Gli attacchi sono illustrati nella fig. 8.51, con un esempio di correzione della misura per differenza di livello fra punto di attacco e punto di cui si vuole conoscere la pressione. 8.5

MISURE DI VELOCITÀ

8.5.1 Anemometro a ventolina. L’anemometro portatile a ventolina (fig. 8.52), è uno strumento che permette la misura della velocità di un fluido (per esempio aria), sia in condotte e sia all’esterno delle bocchette di emissione negli impianti di aerazione e in quelli di condizionamento. L’elemento sensibile è costituito da una ventolina in lega leggera che, imperniata su microcuscinetti a sfera, viene posta in rotazione dalla spinta esercitata dal fluido in moto. La velocità di rotazione della ventola è proporzionale alla velocità del fluido, pertanto, mediante un sistema optoelettronico di trasduzione oppure tramite impulsi elettrici generati da una coppia di magneti posti rispettivamente su una pala della ventola e sull’anello di protezione della ventola stessa, è possibile misurare la velocità di rotazione della ventola e, quindi, la velocità del fluido. La misura della velocità dell’aria varia nel campo di valori 0,20  20,0 m/s con una tolleranza di  0,2 m/s  2% del valore misurato; la temperatura di esercizio deve essere compresa tra  20 °C e  60 °C. Occorre prestare attenzione quando si pone la ventolina in posizione di rilevazione: il verso della freccia posta sul corpo della ventolina deve corrispondere a quello del flusso d’aria (fig. 8.53). È tipico il loro utilizzo negli impianti di aerazione perché, avendo una superficie abbastanza elevata, possono mediare automaticamente l’effetto del flusso disuniforme, a differenza dell’anemometro a filo caldo che rileva il valore puntuale della velocità del fluido.

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Fig. 8.51

Attacchi per manometri.

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FONDAMENTI

Fig. 8.52

Fig. 8.53

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Anemometro a ventolina.

Schema di un anemometro a ventolina: posizionamento dell’anemometro rispetto alla direzione del flusso.

8.5.2 Anemometro a filo caldo. L’anemometro a filo caldo è uno strumento per la misura della velocità media locale di un fluido attraverso lo scambio termico convettivo forzato tra il fluido stesso e un filo metallico (sensore) riscaldato per effetto Joule ed esposto alla corrente fluida. Il sensore, costituito da un filo metallico di dimensioni micrometriche o da un film metallico è montato su un portasonda ed è inserito in un ponte di Wheatstone attraversato da corrente elettrica: quando la sonda anemometrica viene posta in un fluido in moto, di cui si vuole misurare la velocità, si realizza un equilibrio termico per cui la potenza termica prodotta dal sensore (Q) viene dissipata secondo tre meccanismi di scambio termico con: (a) il fluido per convezione (Qc), (b) il portasonda per conduzione (Qk), (c) gli oggetti circostanti per irraggiamento (Qr): Q  Qc  Qk  Qr I fenomeni conduttivi sono causa di influenza sul profilo di temperatura e sul valore della temperatura media del filo, pertanto tali perdite sono rese trascurabili

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mediante l’utilizzo di opportuni materiali. L’irraggiamento di solito è trascurabile essendo la potenza trasmessa nelle normali applicazioni, di molti ordini di grandezza inferiore a quella trasmessa, per convezione e conduzione. Per minimizzare le perdite radiative con l’ambiente è necessario però che la temperatura del sensore sia mantenuta al di sotto dei 300 °C. In generale si ritengono trascurabili le potenze termiche per conduzione e irraggiamento se: Qk  Qr  5% Q In questa ipotesi, la potenza termica scambiata per convezione, tra il sensore e il fluido, fissate la temperatura del filo e quella del fluido, dipende solo dalla velocità del fluido stesso. Il filo metallico dell’anemometro, che generalmente è disposto ortogonalmente alla direzione del moto del fluido (cross-flow), in modo da ottenere una misura accurata della velocità del fluido, può essere realizzato in: – tungsteno (si ossida per temperature Tfilo  300 °C); – platino (non si ossida); – platino-iridio (80% Pt, 20% Ir) rappresenta il miglior compromesso: non si ossida, e sono migliori le caratteristiche di resistenza meccanica. Tipologie di anemometri a filo caldo (fig. 8.54). La misura della velocità di un fluido mediante l’anemometro a filo caldo può essere realizzata mediante due modalità: a corrente costante e a temperatura costante.

Fig. 8.54

Anemometro a filo caldo (Airflow-De Costa).

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FONDAMENTI

Anemometro a corrente costante (CCA). Raggiunte le condizioni di equilibrio, una variazione di velocità o di temperatura del fluido in cui il filo è immerso, provoca uno squilibrio del ponte e, poiché la corrente resta costante, le nuove condizioni di equilibrio vengono raggiunte a una nuova temperatura e per un nuovo valore della resistenza. La misura della variazione di resistenza permette di risalire alla velocità o alla temperatura del fluido. Il ponte di Wheatstone è alimentato da un generatore di corrente costante o da una batteria in serie ad una resistenza molto più elevata di quella equivalente del ponte, in modo da poter trascurare la variazione di resistenza totale del sistema che si genera al variare della velocità. L’intensità di corrente viene variata in funzione del campo di misura. Maggiore è la velocità del fluido, maggiore sarà la corrente elettrica in modo da mantenere appropriata la sensibilità. Un problema riscontrabile, dovuto al valore troppo elevato della corrente, è per il filamento: una brusca diminuzione della velocità comporta un brusco calo di temperatura e quindi di raffreddamento del filo con conseguente rischio di bruciare la sonda. Anemometro a temperatura costante (CTA). Quando il ponte è in equilibrio, alimentato da una corrente I, la tensione di squilibrio all’ingresso dell’alimentatore è nulla. Un eventuale aumento della velocità del fluido comporta un aumento di dissipazione termica del filo caldo, abbassando così la sua temperatura e, di conseguenza, decrescono la resistenza e la tensione. Il raggiungimento dell’equilibrio si ottiene con un aumento della tensione all’uscita dell’amplificatore che fa crescere l’intensità della corrente che passa attraverso il filo. Ciò riscalda il sensore, fin quando l’intero sistema raggiunge l’equilibrio e, quindi, fin quando la temperatura del filo non ha raggiunto il suo valore iniziale. L’amplificatore differenziale amplifica lo squilibrio che rileva sul ponte e pilota un generatore di corrente che fa aumentare o diminuire la corrente di alimentazione fino a giungere allo stato di equilibrio. Il sistema è più sofisticato, di maggiore costo e maggiore complessità elettronica, ed è caratterizzato da un aumento di risposta in frequenza. Ciò lo rende indispensabile per le misure di velocità in campo fluidodinamico turbolento. Tale configurazione è quella oggi più utilizzata. Per entrambe le tipologie di anemometro, la curva caratteristica del sensore lega la velocità del fluido con la tensione di alimentazione del ponte di Wheatstone: A  B wn  V dove: w  velocità del fluido (input, misurando) n  costante ricavata sperimentalmente: assume valori compresi tra 0,45 e 0,50 m/s V  tensione (output, segnale di misura), detta anche tensione di squilibrio del ponte A, B  costanti, ricavate anch’esse sperimentalmente, dipendono dalle proprietà termofluidodinamiche del fluido e dalla geometria del filo

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Il limite inferiore di velocità misurabile da un anemometro a filo caldo è causato dall’influenza della convezione naturale: essa produce un raffreddamento del filamento anche in aria calma (quindi indipendente dalla velocità del misurando), pertanto, per la presenza della convezione naturale, il limite inferiore della velocità misurabile è stato scelto, in base all’esperienza, come quel valore per il quale si otterrebbe un errore maggiore del 10%. Per valori della velocità del fluido inferiori a 0,50 m/s l’utilizzo dell’anemometro a filo caldo è sconsigliato: infatti per tali valori c’è sovrapposizione tra il campo di moto “esterno” e quello “interno”, indotto cioè dalla convezione naturale. Il limite superiore dipende dalle dimensioni del filo. Normalmente non si superano i 100 m/s per motivi di resistenza meccanica (il filo viene tranciato dal fluido in movimento), ma, come si evince dalla fig. 8.55, per velocità del fluido superiori ai 60-80 m/s la sensibilità dello strumento decresce rapidamente. Vita della sonda. Sono strumenti di misura molto delicati e soggetti a: usura; burnout della sonda; rottura per urto; contaminazione. L’usura: viene generata dal riscaldamento non uniforme della sonda, causato dal profilo non costante di temperatura, dal diametro del filo, che per cause di lavorazione è variabile, e da eventuali punti caldi dovuti a locali depositi di incrostazioni o da un’ossidazione non uniforme del filo sensibile. Il burnout della sonda: se si controlla, in aria calma, lo spessore del filo, si noterà

Fig. 8.55

Curva di taratura di un anemometro a filo caldo.

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una diminuzione di sezione localizzata in alcuni punti. Ciò è dovuto a un repentino aumento della temperatura, in genere dovuto al sistema di controllo: il raffreddamento non omogeneo della sonda comporta l’intervento dell’apparecchiatura di controllo che, sentendo il raffreddamento, interviene aumentando la corrente bruciando il filo nella zona calda. Utilizzando il CCA il fenomeno è meno frequente. La rottura per urto è una delle cause più frequenti. Anche il solo toccarla può danneggiare la sonda. Altre cause di rottura sono urto di polveri contro il filo, la misura di fluidi ad alta velocità (che dovrebbero essere filtrati), le forze idrodinamiche che potrebbero renderla inutilizzabile anche senza rottura, in quanto lo snervamento del filo modifica la sua resistenza elettrica. La contaminazione: il depositarsi di polveri, olio o di altri contaminanti su una sonda potrebbe rendere impossibile la continuazione delle misure in quanto riduce sia la risposta in frequenza sia la sensibilità della sonda. È necessaria una pulitura della sonda con opportuni solventi: acetone, acido acetico e una soluzione di acido cromico e solfidrico. Per la pulizia si utilizzano pennelli o agitatori a ultrasuoni; in seguito le sonde devono essere lavate in acqua distillata. Caratteristiche dell’anemometro a filo caldo – dimensioni molto contenute; – elevata fragilità; – ottima risoluzione spaziale; – ottima sensibilità a bassa frequenza; – vita breve; – applicazioni prevalentemente da laboratorio; – direzionalità; – basso costo. Vantaggi Con fili corti: – si migliora la risoluzione spaziale; – si riducono le sollecitazioni meccaniche. Con fili lunghi: – si minimizzano le perdite di calore verso i supporti del filo; – migliora l’uniformità termica lungo il filo; – si minimizzano le interferenze dei supporti In alternativa all’anemometro a filo caldo viene spesso utilizzato, tipicamente per usi industriali, quello a film caldo avente le seguenti caratteristiche: – dimensioni più elevate; – maggiore robustezza; – peggior risoluzione spaziale; – vita più lunga; – può essere omnidirezionale. Per applicazioni industriali si ha un diametro D  5  10 mm e lunghezza adimensionalizzata, 2L/D  300.

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Per applicazioni di laboratorio si ha un diametro D  2.5  5 mm e lunghezza adimensionalizzata, 2L/D  100  600. 8.5.3 Tubo di Pitot. La misura della velocità di un fluido aeriforme è possibile mediante la misura della pressione dinamica caratterizzante il fluido. Nelle ipotesi che il fluido sia un fluido ideale e cioè con le seguenti caratteristiche: inviscido (viscosità nulla), incomprimibile (ρ costante); nell’ipotesi di regime di moto stazionario, l’equazione di Bernoulli può essere espressa: w2 pt  ρ ––––  ps 2

(8.33)

in cui: w  velocità del fluido lungo la linea di flusso (m/s) pt  pressione totale lungo la linea di flusso (Pa) ρ  densità del fluido (m/s2) g  accelerazione di gravità (m/s2) h  quota altimetrica (m) ps  pressione statica = ρ g h (Pa) Tale equazione permette di evidenziare in maniera estremamente semplice il principio di Bernoulli, secondo il quale in un fluido, date le ipotesi, a un decremento di pressione corrisponde un incremento di velocità. L’equazione di Bernoulli generalizzata (nelle ipotesi di variazione di livello trascurabile, assenza di attriti e di scambi di lavoro, densità costante) diventa: w2 ps  ρ ––––  cos t 2

(8.34)

ps  ρd  pt con ps pressione statica (Pa), ρd pressione dinamica (Pa) e pt pressione totale (Pa). Attraverso la misura di una pressione differenziale, (pt  ps), è dunque possibile risalire alla misura di velocità del fluido. Il tubo di Pitot è raffigurato nella fig. 8.56. Il tubo di Pitot viene posizionato nella direzione opposta al verso del fluido di cui si vuole misurare la velocità; è costituito da un tubo a doppia camicia: il tubo concentrico interno permette al fluido di entrare attraverso l’apertura del naso disposto in modo parallelo alla velocità del fluido, per cui attraverso la presa di pressione totale è possibile misurare pt; il tubo concentrico esterno è caratterizzato dalla presenza di piccoli fori sulla superficie attraverso i quali si misura la pressione statica. Attraverso il display di un manometro differenziale verrà fornita la misura della pressione differenziale, oppure direttamente il valore della velocità del fluido di misura. I fori sono disposti tangenzialmente alla direzione del flusso e le aperture sono abbastanza lontane dall’imboccatura del tubo (L) in modo da consentire ai filetti fluidi di disporsi di nuovo paralleli tra loro e, quindi, annullare l’influenza del naso sulla velocità dei filetti fluidi.

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FONDAMENTI

Fig. 8.56

Sezione di un tubo di Pitot.

Il posizionamento e il numero variabile dei fori per misurare la ps dipendono dalla forma del naso, dello stelo e dal diametro del tubo. In genere il tubo è in acciaio inox e può essere di diverse misure, da lunghezze di qualche centimetro e diametro di qualche millimetro a lunghezze di un metro e diametro di qualche centimetro. Attraverso il display di un manometro differenziale verrà fornita la misura della pressione differenziale, oppure direttamente il valore della velocità del fluido di misura. Dalla (8.34) si ricava la velocità: w2 pd  p1  ps  ρ –––– 2 w2 pt  ps  Δp  ρ –––– 2 w

冪

2Δp ––––– ρ

con w misurando e Δp segnale di misura

Caratteristiche. I tubi di Pitot sono disegnati secondo criteri standard che assicurano errori percentuali di  5% in un campo di misura della velocità di 5  100 m/s. Si tratta di strumenti molto robusti da preferirsi a qualsiasi altro sistema per la misura in condotti d’aria di pressione, velocità e portate.

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L’accuratezza della misura dipende dall’uniformità del flusso e dalla completezza dei rilievi, si può comunque arrivare a errori di  0,5%. Nell’uso occorre evitare che il tubo subisca deformazioni o schiacciamenti; lo strumento è suscettibile di intasamento se usato in correnti d’aria umida o polverosa. Gli strumenti usati in congiunzione al tubo di Pitot possono essere: – micromanometro con campo da 0 a 250 mm (c.a.); – manometro inclinato con campo da 0 a 250 mm (c.a.); – manometro a U con differenziali di pressione da 25 a 2500 mm (c.a.); – micromanometro elettronico (fig. 8.59); – Magnehelic con campo da 0 a 12,5 o 25 mm (c.a.) (fig. 8.57).

Fig. 8.57

Manometro Magnehelic (Dwyer-SEI).

La misura delle tre pressioni si ottiene per mezzo di manometri differenziali come mostrato nella fig. 8.58. Dalla lettura, quindi, delle due pressioni si ricava la velocità, nelle condizioni di aria alla temperatura di 20 °C e pressione di 101.325 Pa, con l’espressione: w

冪

2pd ––––  1,291 冪pd ρ

(8.35)

Se la pressione dinamica hv è data in millimetri di colonna d’acqua l’espressione diventa: w  4,05 冪hv

(8.36)

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FONDAMENTI

Fig. 8.58

Misurazione delle tre pressioni in diverse situazioni.

Accorgimenti per ottenere una misura accurata – opportuno disegno del naso ellissoidale: fino a ± 15° dell’angolo di inclinazione dell’asse del tubo rispetto alla direzione della corrente; – posizione delle prese statiche; – indipendenza dal numero di Reynolds (campo di moto stazionario o turbolento completamente sviluppato). Affinché il tubo di Pitot non fornisca quindi una misura approssimata, la pressione totale dovrebbe mantenersi costante nel campo di moto del fluido: la misura effettuata dal tubo di Pitot è valida se il regime di moto è stazionario o, meglio, se l’apparato di misura (tubo di Pitot + trasduttore differenziale di pressione) è caratterizzato da una costante di tempo elevata (tempi di fluttuazione del campo di velocità, in regime turbolento).

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Vantaggi: – costruzione standard modulare (± 2%); – buona riferibilità; – insensibile alle variazioni di angoli = ± 15°; – robustezza della struttura. Svantaggi: – ridotta rangeability (square root); – risposta lenta/inadeguatezza per regime di moto turbolento. Velocità media. La misura della velocità di un fluido in un condotto comporta sempre alcune considerazioni sulla distribuzione della velocità nella sezione del condotto stesso. Se il fluido fosse ideale e il suo moto rigorosamente unidirezionale la velocità avrebbe in più punti della sezione del condotto lo stesso valore e basterebbe,

Fig. 8.59

Tubi di Pitot e micromanometro elettronico (Airflow-De Costa).

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FONDAMENTI

quindi, leggere un solo valore. Nel caso di un fluido reale, invece, la velocità in una sezione trasversale del condotto varia secondo una legge che è funzione del numero di Reynolds (Re) e della scabrezza delle pareti interne del condotto nel quale scorre il fluido. Nella fig. 8.60 sono riportati i profili di velocità a seconda del tipo di moto. Risulta, quindi, evidente come non sia possibile pensare di poter valutare la velocità media (per calcolare, nota la sezione del condotto, la portata volumetrica del fluido) con una sola misura. Allo scopo di rendere fattibile la misura con un numero di punti di rilievo o di sensori ridotti, sono stati studiati diversi metodi per la determinazione delle posizioni di misura in condotti di differenti forme. Sostanzialmente i vari metodi prevedono di suddividere l’intera sezione del condotto in aree elementari nelle quali effettuare le misure della velocità. La velocità media si potrà, quindi, calcolare facendo la media aritmetica delle velocità medie nelle diverse sezioni (effettuate nei punti medi degli elementi di superficie). Il metodo tangenziale prevede la suddivisione della sezione in n zone di ugual superficie. Questo metodo, molto preciso, è proposto e utilizzato dalla SMACNA (Sheet Metal and Air Conditioning Contractors National Association, Inc) e dall’associazione americana Associated Air Balance Council preposta alle operazioni di bilanciamento e collaudo degli impianti. Si riportano, quindi, qui di seguito le procedure previste con tale metodo.

Fig. 8.60

Profili di velocità.

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Canali rettangolari: – occorre una serie di prese tali da permettere non meno di sedici letture sul fronte del piano in cui si effettua la misura; – la distanza fra i punti di lettura (ovvero la distanza fra le diverse posizioni delle prese di pressione del tubo di Pitot) non deve superare i 150 mm per i canali di grande sezione; – per chiarire meglio quanto detto sopra, si riporta l’esempio illustrato nella fig. 8.61. Dimensioni del canale 1000 mm 500 mm. – Si prevedono le prese per l’inserimento del tubo di Pitot sul lato maggiore del canale, per mezzo del seguente calcolo: 1000 (lato maggiore) : 150 (distanza fra i punti di misura)  6,67 Il lato si può, quindi, dividere in sette parti eguali. – Si prevede la posizione dei punti di misura sull’altro lato, per mezzo del seguente calcolo: 500 (lato minore) : 150 (distanza fra i punti di misura)  3,33 Il lato si può quindi dividere in quattro parti eguali. – La posizione dei punti di misura verrà determinata dall’intersezione delle maglie della griglia ideale che si è così formata (vedi fig. 8.61); i punti di misura in questo caso saranno 28.

Fig. 8.61 Punti di misurazione per canale rettangolare. La serie di forature si potrà chiudere per mezzo di una piastra con guarnizione, fissata al canale con autofilettanti.

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FONDAMENTI

Una volta stabilita la corretta collocazione nel piano trasversale, occorre determinare accuratamente l’area del piano stesso per poter calcolare la portata d’aria. Qualora non esistano disegni costruttivi, bisogna procedere alla misurazione all’interno del canale; in questo caso è necessario fare attenzione all’eventuale materiale coibente interno. Se questo materiale fosse presente, introdurre con cautela il tubo di Pitot nel canale perché esiste il rischio che vengano intasate le prese di pressione. Canali circolari: – le letture devono essere eseguite in punti che si trovano al centro di aree anulari di eguale superficie nonché su due diametri del canale perpendicolari fra di loro (fig. 8.62); – la quantità di punti necessari per la misura dipende dal diametro del canale, e precisamente: – per diametri fino a 225 mm, sei punti di misura – per diametri oltre 225 e fino a 300 mm, otto punti – per diametri oltre 300 e fino a 900 mm, dieci punti; – la distanza dei punti di misura dal bordo del canale si determina per mezzo della tab. 8.28. Tabella 8.28 Numero punti 1 di misura 6 0,043 8 0,032 10 0,026

Fattori di moltiplicazione del diametro per ottenere la distanza del punto dal bordo del canale Numero del punto 2

3

4

5

6

7

8

9

10

0,146 0,105 0,082

0,296 0,194 0,146

0,704 0,323 0,226

0,854 0,677 0,342

0,957 0,806 0,658

– 0,895 0,774

– 0,968 0,854

– – 0,918

– – 0,974

Un’altra procedura è quella che considera la suddivisione logaritmica di Tchebycheff ed è fra le più precise. Questa procedura, proposta dall’ASHRAE Standard ANSI/ASHRAE 111 - 1988 (e confermata da ISO Standard 3960), dovrebbe ridurre l’errore di sopravvalutazione della portata, visto che con questo metodo si dà maggior peso alle velocità dell’aria in zone vicine alle pareti dove esse sono inferiori. Strumenti di misura derivati dal tubo di Pitot. Sono stati messi a punto strumenti che consentono la misura della velocità, rilevando simultaneamente la differenza fra la pressione totale e quella statica, in diversi punti della sezione di misura: si tratta di un tubo di Pitot multiplo. Il dispositivo, chiamato Annubar (fig. 8.63) dal nome della prima casa costruttrice, rileva il differenziale di pressione in diversi punti della sezione attraverso prese ricavate su un tubo lungo quanto il diametro del condotto, posto perpendicolarmente al moto; all’interno di questo tubo ne esiste un altro coassiale che “sente” la media delle pressioni rilevate. La pressione statica è rilevata da una presa posta alle spalle del tubo esterno. Il vantaggio di questo strumento è dato dalla semplicità di uso, dalla buona precisione (1%), dalla grande stabilità.

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Fig. 8.62

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Punti di misurazione per canale circolare. I due fori per le misure potranno essere chiusi per mezzo di una flangetta con guarnizioni.

Fig. 8.63

Annubar.

Un altro strumento interessante è la griglia di Wilson, che consiste in una serie di tubi paralleli (tubi sui quali sono stati praticati fori per la presa di pressione totale si alternano con altri, paralleli, sui quali esistono fori per la presa di pressione statica)

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FONDAMENTI

collegati da due collettori che sono, a loro volta, collegati al misuratore della pressione differenziale. Esistono modelli per condotti rettangolari e canali circolari (fig. 8.64). La casa costruttrice garantisce una precisione massima, ottenibile previa taratura dello strumento, di circa il 2%. Per tutti questi strumenti è bene osservare distanze di rispetto da organi di strozzamento o di cambiamento della vena fluida, onde consentire letture precise (fig. 8.65). I tratti rettilinei a monte e a valle devono essere di lunghezza: – 50 D e 5 D per i tubi di Pitot; – 8 D e 2 D per gli Annubar; – 5 D e 2 D per le griglie di Wilson. 8.5.4 Circuiti idraulici. Nel settore degli impianti termotecnici la misura della portata dei fluidi termovettori (acqua calda, surriscaldata, refrigerata, fredda, vapore ecc.) viene eseguita, lì ove richiesto e necessario, installando nelle tubazioni organi di strozzamento che, introducendo una perdita di carico variabile secondo una legge nota in funzione della portata, consentono di risalire alla portata fluente. Di uso più frequente sono quelli riportati di seguito. Flangia a diaframma calibrato semplice a prese radiali (fig. 8.66). È il tipo più semplice di flangia tarata; viene usato specialmente per il bilanciamento dei circuiti idraulici. La misura della pressione differenziale ai capi del diaframma calibrato può venire influenzata da eventuali moti vorticosi del fluido in prossimità delle prese di pressione.

Fig. 8.64

Griglia di Wilson.

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Fig. 8.65

Distanze di rispetto per misurazioni precise.

Fig. 8.66

Diaframma calibrato a prese radiali.

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FONDAMENTI

In commercio si trovano, per diversi valori di pressione nominale e nei diametri più comuni, flange inserite in tronchetti per connessione alla tubazione a mezzo filettatura o flangiatura. Sono anche corredate di diagramma portata/pressione differenziale. Diaframma calibrato con prese a camere anulari (fig. 8.67). Le prese prelevano la pressione a monte e a valle del diaframma per mezzo di due camere anulari che creano una zona non influenzata da eventuali vortici del fluido; la misura è quindi esente da imprecisioni dovute a questi moti vorticosi. Boccaglio (fig. 8.68). Il diaframma calibrato, al posto del foro presente nei tipi sopra descritti, ha una strozzatura sagomata che permette un regime laminare del fluido, privo praticamente di vortici in prossimità della restrizione. Rispetto al diaframma a camere anulari il vantaggio pratico che si ottiene con questo tipo è costituito dalla minor perdita di carico introdotta nel circuito. Tubo Venturi (fig. 8.69). Il misuratore venturimetrico o venturimetro è costituito da un restringimento tronco-conico della sezione di un tubo, opportunamente sagomato in modo da accelerare gradualmente il flusso del liquido o del gas; a valle del restringimento, un altro cono riporta la dimensione del diametro del tubo al diametro iniziale. Nell’attraversamento della sezione ristretta si ha un aumento locale di velocità del fluido e una corrispondente diminuzione di pressione, tanto più marcata quanto più sono ridotte le dimensioni della sezione di passaggio in corrispondenza del restringimento della sezione. Il principio di funzionamento del venturimetro si basa sul teorema di Bernoulli, che evidenzia come la portata di fluido è direttamente proporzionale alla radice quadrata della differenza di pressione che si riscontra tra un opportuno punto a monte del venturimetro e la sezione più ristretta dello stesso: 1 1 p1  –– ρ v12  p2  –– ρ v22 2 2

(8.37)

in cui sono indicate con i pedici 1 e 2 le sezioni di ingresso e di uscita della sezione di restringimento. Assumendo che i profili di velocità siano uniformi a monte e a valle di tale restringimento si ottiene che: q  v1 A1  v2 A2

(8.38)

dove con q si è indicata la portata volumetrica e con A la sezione di efflusso. Considerando A2  A1, si ottiene:

冪

q  cd A2

2 (p1  p2) –––––––––––––– A2 2 ρ 1  ––– A1

冋

冢 冣册

dove cd rappresenta il coefficiente delle perdite di carico (tab. 8.29)

(8.39)

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Fig. 8.67

Diaframma calibrato con prese a camere anulari.

Fig. 8.68

Boccaglio.

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Fig. 8.69

Tab. 8.29

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Tubo Venturi.

Valori del coefficiente di perdita di carico cd e incertezza in funzione del Red (con riferimento alla Norma ISO 5167) Red

5 104 1 105 2 105 3 105 da 5 105 a 1 106 da 1 106 a 2 106 da 2 106 a 1 108

cd

Incertezza %

0,970 0,977 0,992 0,998 0,995 1,00 1,010

3 2,5 2,5 1,5 1 2 3

Per la scelta di uno qualsiasi dei tipi esistenti, occorre indicare alle case costruttrici i seguenti dati: – tipo di fluido del quale si vuole misurare la portata nonché la temperatura; – pressione nel punto di misura; – portata minima e massima che il fluido può assumere nelle normali condizioni di esercizio; – diametro interno del tubo sul quale andrà installata la strozzatura; – perdita di carico alla portata massima che si vuole venga introdotta nel circuito; – valore del segnale di pressione differenziale alla portata massima che l’organo di strozzamento deve fornire. Da quest’ultimo dato si ricaverà la scala dello strumento di misura da applicare alle prese di pressione della flangia tarata; in caso di portata variabile si deve tener presente il fatto che la pressione differenziale (Pd) ai capi dell’organo di strozzamento varia con la radice quadrata della variazione di portata e, quindi, la pressione differenziale alla portata massima deve essere abbastanza alta per permetterne la lettura alle portate più basse. La flangia tarata richiede alcune precauzioni nella scelta del posizionamento sulla tubazione al fine di raggiungere lo scopo per il quale essa è stata prevista: la misura

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di portata oppure l’introduzione di una perdita di carico prefissata ai fini di bilanciare un circuito. Le precauzioni consistono nel corretto posizionamento dell’organo di strozzamento rispetto a eventuali elementi perturbatori del flusso a monte e a valle (come valvole, gomiti, variazioni di sezione del tubo ecc.) e nell’orientamento (in alto o in basso rispetto all’asse del tubo) delle prese della pressione differenziale. Si consiglia, quindi, di riferirsi, per questi particolari, alla documentazione tecnica fornita dalla casa costruttrice della flangia.

8.6

MISURE DI PORTATA

In questi ultimi anni si è fatto sempre più pressante l’esigenza di misurare e controllare la portata dei più disparati fluidi e non solo nel campo industriale: basti pensare alla esigenza di misurare, anche a livello di impianti domestici, portate di acqua (fredda e calda), di gas, per non parlare poi dei contatori di energia termica e della necessità che tali strumenti abbiano un’elevata precisione, visti anche i risvolti economici connessi. Non è possibile pensare a un unico strumento e, infatti, esiste sul mercato una grande varietà di misuratori adatti alle più diverse esigenze. Dei circa 50 tipi di misuratori esistenti è possibile una suddivisione, a seconda del principio di funzionamento, in nove gruppi: – a pressione differenziale (differential pressure flowmeters); – ad area variabile (variable area flowmeters); – volumetrici (positive displacement flowmeters); – a turbina (inferential flowmeters); – fluido-dinamici (fluid-dynamic flowmeters); – con traccianti (tracer flowmeters); – elettromagnetici (electromagnetic flowmeters); – ultrasonici (ultrasonic flowmeters); – di portata massica (mass flowmeters). Si comprende, quindi, come siano disponibili centinaia di modelli, anche in conseguenza dei diversi possibili sistemi di inserimento nei circuiti da controllare. Per quanto riguarda la precisione di misura dei vari tipi di strumenti e i consigli per la scelta e l’installazione, si rimanda alla letteratura tecnica edita dai vari costruttori. Per misure aventi carattere fiscale occorre richiedere al fornitore la rispondenza alle attuali normative. 8.6.1 Misuratore di flusso a pressione differenziale (per liquidi, gas e vapori). L’elemento primario di rilevazione della portata è costituito da un diaframma, da un boccaglio o da un tubo Venturi, già descritti nel paragrafo precedente. La pressione differenziale, ricavata ai capi dell’elemento primario, viene trasdotta in un segnale elettrico per l’azionamento del dispositivo di conteggio. I vantaggi sono: – dispositivo di misura statico; – basso costo iniziale;

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FONDAMENTI

facilità di installazione e/o rimozione; adatto per misure di liquidi, vapori e gas; adatto a tutta la gamma dei diametri di tubazione disponibili; nessuna necessità di taratura. Le limitazioni sono: campo di lavoro limitato dalla relazione quadratica tra la differenza di pressione rilevata ai capi dell’organo di strozzamento e la portata (in pratica dal 100% al 25% del fondo scala); influenza della viscosità del fluido sulla precisione della misura; alto valore della perdita di carico introdotta, specialmente per quanto riguarda i diaframmi e i boccagli; modesta precisione (5%) affetta anche dall’usura dell’elemento primario da parte di fluidi corrosivi; elevati effetti viscosi.

8.6.2 Misuratore ad area variabile (per liquidi, gas e vapori). Questo strumento consente la misura della portata volumetrica (V  wA), variando l’area A della zona di passaggio del fluido al variare della portata, mantenendo, invece, costante la velocità (w). Si tratta, quindi, di un funzionamento opposto a quello visto del misuratore a pressione differenziale, dove l’area A è costante e si modifica la velocità (e quindi il Δp) al variare della portata. Tutti questi misuratori sono caratterizzati da un “orifizio” di passaggio del fluido ottenuto dall’accoppiamento di due elementi: uno fisso (al tubo) e l’altro, galleggiante, mobile. Fra il tubo e il “galleggiante” immerso, si crea una zona anulare, con una sezione che varia più o meno a seconda della portata fluente. Il tipo più comune e migliore è il rotametro nel quale il fluido attraversa, passando dal basso verso l’alto, un tubo verticale, che può essere di acciaio, vetro o materiale plastico speciale. In condizioni di regime, tutte le posizioni assunte dal galleggiante sono caratterizzate dall’equilibrio delle forze su di esso operanti (fig. 8.70), e cioè: – la forza peso g ρ V – la spinta di Archimede g ρf V

ρ – la spinta idrodinamica c –-–f w2 A 2 per cui può scriversi:

ρf g ρ V  g ρf V  c ––– w2 A 2 dove: g  accelerazione di gravità ρ  massa volumica del galleggiante V  volume del galleggiante ρf  massa volumica del fluido

(8.40)

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Fig. 8.70

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Misuratore ad area variabile (rotametro). A spinta di Archimede; B spinta idrodinamica; W forza peso.

c  coefficiente di resistenza idrodinamica w  velocità del fluido A  area della sezione maestra del galleggiante In condizioni di equilibrio stabile del galleggiante, la differenza fra la forza peso e la spinta di Archimede è pari alla spinta idrodinamica. Poiché il primo membro della (8.40) è costante, per un certo fluido, risulta costante anche la velocità w in corrispondenza della sezione maestra. La portata sarà, quindi, proporzionale solo all’area della sezione anulare che varia con la posizione del galleggiante. La portata si potrà leggere, pertanto, su di una scala graduata, visto che si può scrivere: portata  k z dove: k  costante dello strumento z  è l’altezza del galleggiante rispetto a un piano di riferimento.

(8.41)

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FONDAMENTI

Sul galleggiante sono praticate scanalature per cui ruota (donde il nome di rotametro) e si porta al centro del tubo (fig. 8.71). I vantaggi sono: – basso costo iniziale; – piccola e costante perdita di carico; – adatto per piccole portate; – campo di misura sufficientemente ampio (10 : 1); – adatto per misure su fluidi di diversa densità e viscosità.

Fig. 8.71

Rotametro (Fischer & Porter).

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– – – – –

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Le limitazioni sono: il rotametro deve essere installato verticalmente; non è adatto per elevate temperature e alte pressioni (T  200 °C; pmax  20 bar); adatto per fluidi puliti; sporcizia e sedimenti deposti sul tubo di vetro (rotametro) possono rendere difficoltosa la lettura; precisione da 1% a 5%.

8.6.3 Misuratore volumetrico (per liquidi e gas). Questo strumento funziona sul principio di suddividere la portata in più “pacchetti” e di contare il numero di questi nell’unità di tempo. Ne esistono diversi tipi: a disco oscillante (fig. 8.72), a diaframmi, a ingranaggi ovali, a pistone rotante (fig. 8.73), a pistoni contrapposti, a lamelle retrattili (fig. 8.74), a lobi ecc. Il movimento è trasmesso al dispositivo di conteggio, posto all’esterno della camera di misura, attraverso sistemi magnetici. I vantaggi di questo tipo di misuratore sono: – elevata precisione nella misura (da 0,1% a 2,0%); – indicazione della portata istantanea e/o totalizzata; – possibilità di misura su fluidi viscosi. – – – – –

Le limitazioni sono: relativamente costosi, specialmente per grandi diametri; impossibilità di uso per fluidi sporchi o abrasivi; elemento mobile soggetto a usura; elevata perdita di carico; deve essere tarato e controllato periodicamente.

Fig. 8.72

Misuratore a disco oscillante.

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FONDAMENTI

Fig. 8.73

Fig. 8.74

Misuratore a pistone rotante.

Misuratore volumetrico a lamelle retrattili.

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8.6.4 Misuratore a turbina (per liquidi e gas). I misuratori a turbina sono misuratori detti inferenziali, in quanto basano il loro principio di funzionamento su una misura indiretta dei volumi di fluido che li attraversano. Tale misuratore, infatti, sfrutta il principio fisico della rotazione di una girante (turbina) posta in moto dalla corrente fluida. Esistono diversi tipi: a getto singolo (fig. 8.75), multigetto (fig. 8.76) e Woltmann (figg. 8.77 e 8.78). Il misuratore a turbina è costituito da un involucro tubolare (corpo) al cui interno è collocato un corpo aerodinamico ogivale diviso in due parti da uno stretto interstizio, posto perpendicolarmente alla direzione del flusso del gas. La riduzione dell’area di efflusso del fluido realizzata, presso il condotto di ingresso, mediante il corpo con profilo aerodinamico (“deflettore del flusso” o “naso”), accelera la corrente fluida prima che giunga alla girante. Tale accelerazione imprime alla girante una rotazione con velocità angolare direttamente proporzionale alla portata del fluido oggetto della misurazione e dunque provvede ad amplificare la velocità di rotazione della girante. La girante è collegata a un sistema meccanico di ingranaggi che controllano il dispositivo indicatore di volume di fluido conteggiato. Il sistema meccanico è montato su supporti/cuscinetti realizzati in modo da ridurre al massimo gli inevitabili attriti (così da ottenere una misura più accurata). Tra i vantaggi si riportano: – buona accuratezza di misura; – elevata ripetibilità/standardizzazione; – possibilità di passaggio del gas anche in caso di blocco del rotore; – elevata risoluzione; Tra gli svantaggi: – misura influenzata dai flussi pulsanti (inerzia del rotore); – usura meccanica; – misura influenzata dalle condizioni fluidodinamiche a monte (richiede lunghi tratti rettilinei a monte e a valle). Per quanto riguarda l’installazione dei misuratori di portata, come dei contatori di energia, è necessario rispettare alcune prescrizioni al fine di ottenere una misura accurata. Nella fig. 8.79 sono riportati alcuni schemi nei quali, espresso con D il dia-

Fig. 8.75

Misuratore volumetrico a turbina del tipo getto singolo.

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FONDAMENTI

Fig. 8.76

Misuratore volumetrico a turbina del tipo multigetto.

Fig. 8.77

Misuratore volumetrico a turbina del tipo S Woltmann.

Fig. 8.78

Misuratore volumetrico a turbina del tipo P Woltmann.

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Fig. 8.79

Esempi tipici di installazione.

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FONDAMENTI

Esempi tipici di installazione (seguito fig. 8.79).

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metro della tubazione, sono indicate, come multipli di D, le distanze del contatore da elementi perturbatori a monte. Elementi come quelli indicati nella fig. 8.79, se posti immediatamente a valle del contatore, non alterano in modo apprezzabile la lettura. È, comunque, sempre consigliabile prevedere, a valle e a monte del contatore, un tratto di tubazione rettilinea di almeno 2 D. Nella fig. 8.80 sono riportati alcuni casi particolari. Il gruppo di conteggio totalizza il volume. I rotismi possono anche chiudere un contatto elettrico, ogni qual volta il numero dei giri della turbina totalizza il valore corrispondente a un volume prefissato, generando così un segnale o un impulso a cui corrisponde un’informazione univoca sull’entità del volume di fluido. Il valore del volume unitario per impulso, usualmente utilizzato, è di 1; 2,5; 10; 25; 100; 500 e 1000 dm3. Nei sensori di piccolo calibro sono spesso usati anche sottomultipli. I sensori a turbina sono i più semplici nel funzionamento, proprio per questo i più largamente impiegati; sono regolarmente utilizzati nella misura della portata dell’acqua fredda e calda sanitaria e hanno fin dall’inizio trovato impiego anche nella con-

Fig. 8.80

Collocazione di elementi perturbatori a valle del contatore.

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tabilizzazione dell’energia termica. Per questo utilizzo, però, devono essere costruiti con materiali più resistenti per la maggiore sollecitazione a cui sono sottoposti (soggetti a funzionamento continuo a portata praticamente costante e a temperature più elevate). Le turbine sono generalmente realizzate in materiali polimerici per temperature fino a 120 °C (per esempio Ryton) e leghe metalliche per temperature superiori. Notevoli miglioramenti sono stati apportati nella loro costruzione, specie nell’accoppiamento tra turbina di misura e rotismi per il quale i magneti, precedentemente impiegati, sono stati sostituiti da rilevatori optoelettronici, a ultrasuoni, ad accoppiamento induttivo e di prossimità, ottenendo una maggiore affidabilità della misura. La trasmissione al modulo elettronico di calcolo del volume unitario fluido viene pertanto effettuata tramite impulsi elettrici, ciascuno correlato con il volume unitario caratteristico dello specifico sensore e la relativa totalizzazione viene visualizzata su contatori di impulsi elettromeccanici o su display. I contatori a turbina sono caratterizzati da una “curva caratteristica degli errori”, come riportato nella fig. 8.81 (con riferimento agli errori massimi ammissibili della direttiva CEE 71/318, DPR n. 857 del 23.8.1982). 8.6.5. Misuratori fluidodinamici. Sono i più moderni, essendo apparsi sul mercato verso la fine degli anni ’60. Di questa categoria fanno parte due tipi: a generazione di vortici (vortex shedding e vortex precession) e a effetto Coanda. Misuratori a generazione di vortici (per liquidi, gas e vapori). I primi studi sul fenomeno dei vortici furono effettuati da Leonardo da Vinci nel XV secolo, successivamente, nel 1800, V. Strouhal elaborò le prime analisi quantitative sul fenomeno, ma solo all’inizio del 1900 Von Karman definì il fenomeno. Von Karman esaminò i vortici che si formano quando un ostacolo viene immesso in una corrente fluida; per esempio un sasso in un torrente, l’asta di una bandiera in una corrente d’aria.

Fig. 8.81

Portate caratteristiche di un misuratore volumetrico.

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A valle dell’ostacolo si nota un’inversione della direzione del flusso e la formazione di un vortice. Il fenomeno è regolare e alla formazione di un vortice da un lato dell’ostacolo, segue la formazione di un altro vortice sull’altro lato (fig. 8.82). In corrispondenza di ciascun vortice vi è un’area di bassa pressione, provocata dall’aumento di velocità del fluido turbinante nel vortice. Lo sventolare di una bandiera è una dimostrazione visiva dello stesso fenomeno.

Fig. 8.82

Formazione di vortici a valle di un ostacolo.

La frequenza di generazione dei vortici è direttamente proporzionale alla velocità w del fluido, per cui si può scrivere: f  St w/d

(8.42)

dove: St  numero di Strouhal, adimensionale, caratterizza la qualità del misuratore w  velocità del fluido d  la dimensione trasversale del corpo tozzo (bluff body), immerso nella corrente Il numero di Strouhal è pressoché costante per un ampio campo di valori del numero di Reynolds (fig. 8.83).

Fig. 8.83

Variazione del numero di Strouhal in funzione del numero di Reynolds.

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Le variazioni locali di pressione sono rilevate da “sensori” di vortici opportunamente posizionati nelle “scie di Von Karman” e possono essere: – sensori di pressione: estensimetri, piezoelettrici; – sensori di velocità: termistore autoriscaldato, rivelatore ultrasonico. Il misuratore può essere installato in qualsiasi posizione; occorre, comunque, rispettare alcune regole: – che a monte vi sia un tratto rettilineo pari almeno a 15 D; – che eventuali valvole, gomiti, riduzioni a monte distino almeno 25 D; – che a valle vi sia un tratto rettilineo lungo almeno 5 D. Un altro misuratore fluidodinamico basato sul fenomeno di formazione di vortici è Swirlmeter (fig. 8.84); il fluido (liquido o gas) viene fatto passare attraverso alcune palette inclinate che imprimono loro, quindi, un moto rotazionale. Passando attraverso una sezione ristretta (tipo tubo Venturi) si generano vortici che progrediscono con moto a spirale lungo il misuratore. La frequenza con la quale questi vortici passano davanti a un sensore è proporzionale alla portata.

Fig. 8.84

Swirlmeter (Fischer & Porter).

La frequenza è misurata sia come variazione della pressione prodotta (sensore piezoelettrico) sia come variazione della temperatura (termistori). Sono disponibili misuratori fino a DN 400 (1800 m3/h per liquidi e 20.000 m3/h per gas). Le precauzioni da prendere nell’installazione sono riportate nella fig. 8.85. I vantaggi sono: – indipendenza dalle proprietà del fluido; – assenza di organi in movimento; – umidità. Le limitazioni sono dovute alla sensibilità alle vibrazioni.

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Fig. 8.85

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Esempi di installazione per misuratore di portata a vortice.

Misuratori a effetto Coanda (per liquidi). L’effetto Coanda è un fenomeno per cui una vena fluida aderisce a una superficie piuttosto che a un’altra. Se, però, per effetto di una causa esterna, la vena si stacca e aderisce a un’altra superficie e questo fenomeno si ripete continuamente, ebbene la frequenza di questa intermittenza è proporzionale alla velocità del fluido e, quindi, alla portata fluente. Una frazione del fluido da misurare fluisce, a causa di un restringimento nel tubo di misura dello strumento (fig. 8.86), nella camera di un oscillatore fluidico bistabile nel quale un getto diverge con una certa frequenza e genera in tal modo nella camera anulare impulsi di pressione la cui frequenza è proporzionale alla portata. Il fluido utilizzato per la misura rientra poi nel flusso principale. Gli impulsi sono rilevati da una sonda e trasmessi a un trasduttore debitamente programmato.

Fig. 8.86

Misuratore a effetto Coanda.

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I vantaggi dei misuratori di portata fluidodinamici sono: elevata accuratezza (1%  2%); ampio campo di misura (20  1); impiegati per misure di liquidi, gas e vapore; nessuna parte in movimento (minima manutenzione); buona linearità in tutto il campo di misura. Le limitazioni sono: non adatti per liquidi abrasivi o contenenti impurità; richiedono ampi tratti rettilinei a monte; limiti per velocità basse (Re104); apprezzabili perdite di carico, specie per il modello Swirl.

8.6.6 Misuratori a tracciamento (per liquidi, gas e vapori). Sono basati sul principio di immettere in una corrente fluida un marker, cioè un elemento tracciante in una sezione del circuito e, quindi, di rilevarne la presenza, a una distanza nota. Il tempo trascorso fornisce informazioni sulla velocità e, quindi, sulla portata. I sensori possono essere di tipo Doppler oppure ottici o a ultrasuoni. I vantaggi sono: – nessun organo in movimento; – indifferente alle proprietà del fluido (temperatura, densità, viscosità); – indipendente dal tipo di regime idraulico (eccetto che nella zona di transizione flusso laminare-flusso turbolento); – non introduce perdite di carico. Le limitazioni sono: – è richiesta una fonte di energia esterna; – più adatti a rilevare la velocità che a calcolare la portata; – fonte di rumori e perdite; – tempo di risposta dai 2 ai 3 s; – relativamente molto costosi. 8.6.7 Misuratore elettromagnetico (per liquidi). Il funzionamento di questo misuratore si basa sulla legge di Faraday la quale stabilisce che: “la forza elettromotrice indotta in un conduttore che si muove ortogonalmente a un campo magnetico è proporzionale alla sua velocità”; si può, cioè, scrivere una relazione del tipo: (8.43) EwB dove: E  forza elettromotrice indotta (V) w  velocità del conduttore (m/s) B  densità del flusso magnetico (VS m2) Un liquido, purché abbia una conduttività elettrica superiore a 5 μS/cm, si comporta come un conduttore. Poiché la forza elettromotrice che si genera è ortogonale sia al senso del moto sia alla direzione del campo magnetico, è possibile, disponendo due elettrodi diametralmente opposti, rilevare tale differenza di potenziale che si può anche esprimere con:

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E  Kw DB

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(8.44)

dove: K  costante D  distanza fra gli elettrodi, cioè, nel caso in esame, il diametro del tubo (m) La densità del flusso magnetico, per un dato misuratore, è costante ed è anche costante e noto il diametro della tubazione, per cui la f.e.m. letta a uno strumento di misura è proporzionale solo alla velocità e, quindi, alla portata volumica fluente. La misura non è influenzata dalla temperatura, dalla viscosità o dalla conduttività del liquido. La portata è data da:

D V  K ––––– E 4B

(m3/s)

(8.45)

Il misuratore è costituito essenzialmente (fig. 8.87) da: – un tubo di misura in acciaio inossidabile non magnetico, in alcuni casi rivestito con Teflon o altri materiali; – due bobine per produrre un campo elettromagnetico ortogonale al flusso;

Fig. 8.87

Misuratore di portata elettromagnetico.

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– due elettrodi diametralmente opposti per rilevare la f.e.m. indotta; – un misuratore atto a rilevare il segnale di f.e.m. e convertirlo in un segnale 520 mA o in una serie di impulsi. Il misuratore può essere collegato a un sistema di controllo e supervisione. Le precauzioni da adottare nell’installazione sono molto ridotte, occorrendo non più di 3D a monte e 2D a valle (fig. 8.88). Occorre, infine, far sì che il tubo sia sempre pieno d’acqua senza bolle di aria o gas e gli elettrodi siano posti in un piano orizzontale (fig. 8.89).

Fig. 8.88

Fig. 8.89

Precauzioni da adottare nell’installazione.

Misuratore elettromagnetico: a) disposizione degli elettrodi, b) effetto del livello del fluido.

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I vantaggi di questo misuratore sono: non sensibile a variazioni delle proprietà termofisiche del fluido, quale densità, viscosità ecc.; può coprire un campo molto ampio di velocità (indipendenza dal numero di Reynolds); possibilità di eseguire misure anche su circuiti con fluidi contenenti particelle solide con fanghi, con fluidi corrosivi ecc.; non ostruibile; perdita di carico insignificante; buona accuratezza (0,5%); ampio campo di misura (30:1).

Gli svantaggi sono: – adatto per misure solo su fluidi conduttivi, i liquidi; – è necessaria un’accurata taratura; – sensibile, almeno per alcuni modelli, alle dissimmetrie dei profili di velocità; – relativamente costoso, specie nei piccoli diametri; – non adatto per fluidi ad alta temperatura, superiore ai 200 °C. 8.6.8 Misuratori ultrasonici (per liquidi e gas). Esistono quattro tipi di misuratori che si avvalgono degli ultrasuoni; i tipi più diffusi sono due: – a tempo di transito (TOF  time of flight); – a effetto Doppler. In entrambi un cristallo piezoelettrico, eccitato da energia elettrica alla sua frequenza di risonanza, emette onde sonore che si propagano con la velocità che ha il suono nel fluido oggetto della misura. Lo strumento consiste in un tubo calibrato al quale sono applicati trasduttori per la trasmissione e la ricezione delle onde sonore; questi trasduttori sono sistemati in posizione diametralmente opposta (fig. 8.90). Il tempo impiegato dall’onda sonora per raggiungere il ricevitore è funzione della velocità del suono nel fluido e della velo-

Fig. 8.90

Schema di principio di un sensore di portata a ultrasuoni.

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cità del fluido. Riferendosi alla fig. 8.90 dove si è indicato con ϕ l’angolo fra la direzione del fluido e l’asse del sistema di trasmissione degli ultrasuoni, si può scrivere: L t  ––––––––––– co  w cosϕ

(8.46)

dove: t  tempo di propagazione dell’onda sonora L  distanza fra trasmettitore e ricevente c0  velocità del suono nel fluido (nell’acqua co  1481 m/s a 20 °C) w  velocità del fluido Si può così ricavare la velocità w e, quindi, la portata:

冢

冣

1 L w ––––– –––  c0 t cosϕ

(8.47)

In pratica le cose sono un po’ più complesse perché non sempre si conosce la velocità del suono nel liquido in esame e anche perché essa varia con la temperatura, la densità ecc. Per ovviare a questo inconveniente si rilevano i tempi di propagazione dell’onda sonora emessa nel verso del moto e controsenso, ricavandone un dato indipendente dalla velocità del suono nel fluido che è la differenza delle due frequenze: 1 1 Df  ––  –– t2 t1

(8.48)

Il tipo a tempo di transito (TOF) è adatto per liquidi puliti, perché così l’onda acustica viaggiante non è continuamente interrotta e disturbata da particelle o soluzioni di continuità. Il secondo tipo di misuratore ultrasonico è basato sul ben noto effetto Doppler per cui, se in una corrente liquida nella quale esistono particelle o bolle vengono emesse onde sonore, queste vengono riflesse con una frequenza diversa da quella originale e funzione della velocità delle particelle. I vantaggi di questi misuratori sono: – non ostruibili; – ampio campo di misura (20:1); – costo di acquisto indipendente dal diametro della tubazione; – facilità di installazione; – possibilità di misurare portate in circuiti in cui può esservi inversione del senso del moto; – adattabilità a fluidi sporchi (Doppler); – nessuna perdita di carico introdotta. – – – –

Le limitazioni sono: temperatura massima 150 °C; richiedono fluidi puliti (TOF) o poco sporchi (Doppler), concentrazioni da 0,005% a 0,1%, per valori maggiori la lettura non è affidabile; richiedono periodiche tarature; occorre un tronco di tubazione rettilinea a monte non inferiore a 3D.

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8.6.9 Misuratori di portata massica. citano i misuratori: – termici (calorimetrici); – a effetto Coriolis.

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Ne esistono di diversi tipi, fra i quali si

Misuratori termici (per gas). Consistono di tre elementi posti lungo la direzione del flusso: un sensore di temperatura, un riscaldatore elettrico e un altro sensore di temperatura (fig. 8.91).

Fig. 8.91

Misuratore di portata calorimetrico.

Se le proprietà del fluido (conduttività, calore specifico ecc.) sono costanti e note e se il fluido è lo stesso di quello impiegato per la taratura dello strumento, la differenza fra le temperature lette ai due sensori è proporzionale alla portata. Se si trascura il calore ceduto o assorbito dalle pareti del tubo, si può scrivere: •

Q  m cp (ta  tb)  RI 2

(W)

(8.49)

dove: Q  potenza termica (W) . m  portata massica (kg/s) cp  calore specifico, a pressione costante [J/(kg K)] ta  temperatura del fluido dopo il riscaldatore (K) tb  temperatura del fluido prima del riscaldatore (K) R  resistenza elettrica del riscaldatore (Ω) I  corrente assorbita (A) L’incremento di temperatura fornisce, quindi, una misura della portata massica. I vantaggi sono: – assenza di parti in movimento; – ampio campo di misura (10:1);

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– modeste perdite di carico; – precisione 1%  2% fondo scala; – idoneità per misure su tubazioni di grande diametro. – – – – –

Le limitazioni sono: idoneità prevalentemente per misure su gas; le proprietà termofisiche del fluido devono essere note e costanti; curva caratteristica non lineare; occorrono tratti rettilinei a monte; occorre considerare le perdite di calore per irraggiamento e conduzione dal tubo.

Misuratori a effetto Coriolis (per liquidi). Consistono essenzialmente in un tubo piegato a U sottoposto a un’azione di rotazione. La massa viene misurata attraverso l’angolo di deflessione prodotto dal momento delle forze Mc delle forze di Coriolis, agenti sui due tubi nei quali circola il fluido. L’angolo viene misurato da un trasduttore elettromagnetico. I vantaggi sono: – misurano la “vera” massa di liquidi, impasti, fluidi, fanghi, schiume ecc.; – non ostruibile; – elevata precisione di misura (0,5%); – ampio campo di misura (10:1); – bidirezionali. – – – – –

Le limitazioni sono: notevole perdita di carico, dovuta alle piccole sezioni dei tubi vibranti; relativamente costosi; richiedono termocompensazione; non adatti per gas (a meno di alte pressioni); occorre ricalibratura quando impiegati con fluidi aventi densità diversa da quella del fluido di taratura. 8.7

ALTRI STRUMENTI DI MISURA

La strumentazione occorrente per la taratura e il collaudo degli impianti di climatizzazione prevede anche: 1) 2) 3) 4) 5)

misuratori del numero di giri (tachimetri); strumenti per misure elettriche; fonometri; strumenti registratori; contatori di energia.

8.7.1 Misuratori del numero dei giri. I tachimetri impiegabili sono i tipi seguenti. Tachimetro meccanico con contatempo. È in pratica un contagiri munito di cronometro con dispositivo automatico di azzeramento e di arresto una volta trascorso il

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tempo di misura previsto; esso fornisce direttamente il valore del numero di giri al minuto. Lo strumento rileva la misura per contatto diretto con l’albero della macchina della quale si deve misurare il numero di giri. La precisione è dell’ordine del 2% del valore di fondo scala. Tachimetro meccanico centrifugo. L’indice di questo strumento è mosso da un dispositivo centrifugo azionato, attraverso un alberino, dalla rotazione dell’albero della macchina della quale si deve misurare il numero di giri; la deflessione dell’indice è proporzionale alla velocità dell’albero. L’indicazione è fornita direttamente in numero di giri al minuto. La precisione è dell’ordine dello 0,25% del valore di fondo scala. Tachimetro stroboscopico. È uno strumento (fig. 8.92) che non richiede di essere messo in contatto con l’albero della macchina. Lo strumento emette un sottile fascio di luce che va orientato sull’estremità dell’albero della macchina; la luce pulsa con una frequenza regolabile a mano dall’operatore. Quando la frequenza delle pulsa-

Fig. 8.92

Tachimetro stroboscopico (Testo).

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zioni della luce emessa diviene pari al numero di giri dell’albero, la parte in movimento appare ferma; si può a questo punto effettuare la lettura del numero di giri della macchina sull’indicatore dello strumento. La precisione è dell’ordine del 2% del valore di fondo scala. Tachimetro a fotocellula. Questo tipo non richiede un contatto diretto con l’albero della macchina. Sull’albero della macchina viene applicato un autoadesivo con un segno di riferimento che viene a intercettare la fotocellula a ogni giro dell’albero. Lo strumento integra il numero di giri nel tempo e ne indica direttamente il numero al minuto. La precisione è dell’ordine del 2% del valore di fondo scala. Gli inconvenienti di questi strumenti sono i seguenti. – Per quanto riguarda gli strumenti meccanici, occorre che l’uscita dell’albero della macchina sia accessibile e che sia munito al centro di un’adatta cava conica per l’alloggiamento dell’alberino di trasmissione del moto allo strumento, il che non sempre si verifica in pratica. – Se il contatto fra lo strumento e la macchina in rotazione non è continuo e ben sicuro, si avranno errori di lettura anche considerevoli. – Richiedono un controllo periodico (almeno annuale) da parte del costruttore. 8.7.2 Strumenti per misure elettriche. tipo elettrico sono i tipi seguenti.

Gli strumenti impiegabili per misure di

Multimetro digitale. Come intuibile dal nome, è uno strumento adatto a una vasta gamma di misure di tipo elettrico; è utile per determinare con precisione il valore della tensione e, per utilizzi di piccola potenza, della corrente assorbita. Potrà servire, comunque, per controlli su apparecchiature elettriche e per tarature di regolatori elettronici. Alcuni modelli sono dotati di trasformatori amperometrici a tenaglia da collegare al multimetro attraverso un cavetto, permettendo così la misura di correnti forti per mezzo di un unico strumento. Pinza amperometrica. È un misuratore di corrente (solo alternata) che non ha bisogno di essere collegato al cavo di alimentazione dell’utilizzo (fig. 8.93); è, infatti, dotato di un trasformatore amperometrico che utilizza come primario uno dei fili del

Fig. 8.93

Pinze amperometriche (Escort Ampère).

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cavo di alimentazione dell’utilizzo e ha il nucleo magnetico apribile a pinza (da cui il nome), per poter ricevere al suo interno il filo percorso dalla corrente che si vuol misurare. I modelli più completi hanno più scale al fine di poter apprezzare tutti i valori dai più bassi a quelli più alti; alcuni tipi incorporano anche un voltmetro che permette, attraverso l’uso di due puntali, di evitare l’uso di un altro strumento per misure di tensione. Tra gli inconvenienti di questi strumenti è da tenere presente che sono piuttosto delicati, per cui è bene osservare le dovute precauzioni nel trasporto e nell’uso. – – –

–

– –

Nell’impiego occorre inoltre: evitare il contatto accidentale con parti in tensione; assicurarsi che il selettore dello strumento sia disposto in conformità alla misura voluta e che il campo della scala sia quello adatto al valore da misurare; per quanto riguarda le misure di tensione trifase, effettuare le misure stesse sulle tre fasi in modo da verificare che non vi siano dissimetrie nelle tensioni; in altre parole occorre fare tre misure, una fra le fasi R-S, una fra S-T e infine una fra R-T; per le misure di corrente con pinza amperometrica, dopo aver messo fuori tensione l’utilizzo oggetto della misura, adattare i conduttori in modo da poter accogliere la pinza amperometrica senza forzature, orientata al fine di una facile lettura della scala; mettere in funzione l’utilizzo con la pinza leggermente aperta (nel caso di un motore) in modo da non danneggiare lo strumento con la forte corrente di spunto, oppure inserire lo strumento a motore già a regime; effettuare la misura, in caso di utilizzo trifase, su di un conduttore alla volta in modo da poter verificare eventuali squilibri di corrente sulle tre fasi.

Con i dati ricavati è possibile risalire alla potenza elettrica assorbita. Il grado di precisione è di 1%. 8.7.3 Fonometri. Gli strumenti usati per la misura del rumore (pressione sonora) sono i fonometri (fig. 8.94), composti sostanzialmente da: – un microfono, di tipo piezoelettrico o a condensatore; – una serie di filtri per la misura del livello sonoro in corrispondenza delle quattro curve (A-B-C-D). Il microfono e i filtri sono solitamente in un monoblocco che contiene anche l’elettronica per la conversione dei segnali di pressione sonora, raccolti dal microfono, in segnali elettrici, l’amplificatore di questi segnali, lo strumento indicatore analogico o digitale, i selettori per la scelta della scala e l’accensione dello strumento e le batterie elettriche per l’alimentazione. In genere viene fornito anche, come accessorio, un apparecchio che permette una limitata ritaratura del fonometro. Per quanto riguarda l’uso si consiglia di riferirsi al manuale (viene sempre fornito a corredo dello strumento) che dà sufficienti informazioni per poter effettuare semplici misure di livello sonoro in un locale.

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Fig. 8.94

Fonometro (Cel).

Il fonometro va sempre calibrato prima e dopo la misura. Particolare cura deve essere posta nel tenere il microfono a una certa distanza dall’operatore per evitare interferenze dovute alla riflessione dell’onda sonora da parte del corpo dell’operatore stesso. Per la stessa ragione è bene non porsi troppo vicino alle pareti, al pavimento o a oggetti di grande volume; tenersi a 1,5 m dalle pareti e 1,2 m dal pavimento. Infine, occorre ricordarsi che il microfono a condensatore è molto sensibile all’umidità e alle polveri. I fonometri da impiegarsi dovranno essere di classe 1 e avere caratteristiche conformi a quelle indicate per i “fonometri di precisione” dall’International Electrotechnical Commission (IEC), n. 651 del 1979 e n. 804 del 1985. 8.7.4 Strumenti di registrazione. Questi strumenti sono utilizzati nei casi in cui si vuole avere una visione continua di una o più condizioni operative in un sistema di climatizzazione; un esempio classico è la registrazione, in un arco di tempo prefissato, delle condizioni termoigrometriche in uno o più ambienti condizionati e di quelle esistenti all’esterno.

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La gamma di strumenti è molto vasta; è possibile, infatti, accoppiare un registratore a tutti gli strumenti di misura di tipo elettrico ed elettronico. Gli alti costi, la delicatezza e la non molto frequente necessità d’uso di questa strumentazione fanno sì da limitare i tipi consigliabili ai seguenti: – termoigrografo registratore con carica a molla giornaliero/settimanale; – termoigrografo registratore con movimento al quarzo giornaliero/settimanale; – data logger. I primi due sono strumenti composti da un elemento sensibile alla temperatura (in genere bimetallico) e da un altro sensibile all’umidità relativa (in genere capelli umani); ognuno degli elementi sensibili agisce su di un’astina scrivente (fig. 8.95). Gli elementi sensibili hanno un dispositivo per la taratura e sono protetti, per mezzo di un’apposita guardia, da possibili danneggiamenti per contatto o per urto. Il pennino, posto all’estremità dell’astina scrivente, poggia sulla carta del registratore, che porta, rispettivamente, la graduazione in °C e in umidità relativa percentuale nonché l’orario. La carta viene fissata su di un rullo, posto in rotazione da un dispositivo a orologeria, che ha una posizione di “folle” in modo da permettere all’operatore la messa in passo dell’orario segnato sulla carta.

Fig. 8.95

Termoigrografo registratore (Salmoiraghi).

Vengono forniti come accessori: – la carta diagrammata; – i pennini di ricambio; – l’inchiostro, disponibile solitamente in due colori. Nell’impiego occorre osservare le precauzioni che seguono. – Controllo del buono stato e della pulizia dei pennini; in caso di presenza di incrostazioni il pennino va tolto dalla sua sede e pulito con alcool o per mezzo di un altro diluente, poi lavato e lasciato asciugare, quindi rimontato e caricato con l’inchiostro.

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– Controllo, prima dell’uso, della taratura degli elementi sensibili; il controllo va effettuato per mezzo di uno psicrometro, nello stesso ambiente in cui lo strumento verrà impiegato e dopo almeno trenta minuti, al fine di permettere la messa a regime degli elementi sensibili stessi. – Caricamento a fondo del dispositivo a orologeria. – Corretto posizionamento della carta, in modo da far corrispondere la posizione dei pennini con l’orario (e anche con il giorno, in caso di dispositivo settimanale) di inizio della registrazione. – Corretto posizionamento dello strumento nell’ambiente; la posizione migliore è al centro del locale, evitando l’esposizione diretta a correnti d’aria e a radiazioni di calore o solari. 8.7.5 Contatori di energia. Come per i contatori di portata, questi strumenti sono per installazione fissa; vengono utilizzati in quei casi in cui si renda necessaria la misura dell’energia termica prodotta o consumata in un impianto o in una parte di esso (fig. 8.96). Sono composti da un misuratore di portata, scelto fra uno dei tipi elencati al paragrafo 8.6, da una coppia di sensori di temperatura, uno installato sull’andata del fluido agli utilizzi e l’altro sul ritorno. Un modulo elettronico riceve il segnale di portata e i due segnali di temperatura ed esegue il prodotto della portata per la differenza fra le due temperature, quindi fa l’integrazione nel tempo.

Fig. 8.96

Schema di montaggio contatori di energia termica.

Se si indica con: Q  energia termica prodotta o fornita (J) • m  portata massica (kg/s) h1 e h2  entalpie sull’andata e sul ritorno (J/kg) τ  tempo (s) si può scrivere:

•

Q  ∫Δτ m (h1  h2) dτ

essendo Δτ l’intervallo di tempo durante il quale si effettuano le misure.

(8.50)

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Pagina 363

METROLOGIA E STRUMENTI DI MISURA

363

La portata massica d’altra parte è: •

m  ρV

(kg/s)

(8.51)

dove: ρ  massa volumica (kg/m3) V  portata volumica del fluido (m3/s) Si può anche, peraltro, esprimere l’energia Q con l’espressione: Q  ρ V [cp (t1  t2)] τ

(J)

dove: cp calore specifico a pressione costante, per un valore medio fra t1 e t 2 t1 e t2  temperature del fluido sull’andata e sul ritorno (K)

(8.52)

冢

冣

J –––––– kg K

Lo strumento, per fornire indicazioni attendibili, deve tener conto delle caratteristiche fisiche del fluido termovettore. Questi strumenti sono in grado di fornire i seguenti dati: – portata istantanea; – temperatura istantanea di andata e di ritorno; – energia termica prodotta o consumata. La normativa di riferimento è la norma UNI 8157 Misuratori di energia termica per impianti di riscaldamento mediante bilancio termico sul liquido termovettore e la norma UNI 9023 che fornisce le prescrizioni per l’installazione e l’impiego. La versatilità dei moderni sistemi di misura del calore permette di impiegarli per la telegestione degli impianti di riscaldamento, con possibilità di controllare a distanza i diversi parametri dell’impianto e, quindi, di telesorveglianza e successivo intervento in caso di disfunzioni del sistema. L’installazione del contatore di calore deve essere fatta con accuratezza per ottenere una corretta misura della portata e delle due temperature. Il sensore di portata deve essere installato sulla tubazione di ritorno del circuito rispettando le distanze prescritte da curve, valvole e altri impedimenti. La posizione deve essere scelta in funzione anche dell’accessibilità, del controllo e della manutenzione. I sensori di temperatura devono essere inseriti in pozzetti in rame o acciaio inox, muniti di raccordo filettato per montaggio su tubazioni. Le caratteristiche costruttive dei pozzetti rivestono particolare importanza nella misura della differenza di temperatura. La loro lunghezza e il loro diametro, oltre al materiale impiegato, devono essere perfettamente eguali e tali da sopportare le sollecitazioni meccaniche a cui vengono sottoposti nelle tubazioni degli impianti termici, dovute alla velocità del fluido e alle pulsazioni generate dalle pompe di circolazione.

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Pagina 364

FONDAMENTI

9

COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

Combustibile è ogni sostanza che, reagendo con l’ossigeno dell’aria, dà luogo a una reazione chimica con sviluppo di energia termica, di piccola parte di energia elettromagnetica (luce), di energia meccanica (rumore) e di energia elettrica (ioni ed elettroni liberi). Per essere utilmente impiegate come combustibili è necessario che le sostanze che si trovano in natura siano abbondanti, abbiano un costo contenuto, siano facilmente trasportabili e stoccabili e che, infine, non producano, nella combustione, sostanze nocive o corrosive. In natura si trovano combustibili (naturali) allo stato solido, liquido e gassoso; altri combustibili (derivati) sono prodotti dall’uomo per esigenze diverse (tab. 9.1). Tab. 9.1

Classificazione dei combustibili

COMBUSTIBILI

Naturali

Solidi

Liquidi

Paglia Legna Torba Ligniti Litantraci Antraciti

Petrolio

Derivati Carbone di legna

冧

Carboni fossili

Coke

冦

Benzine Kerosene Gasolio Olio fluidissimo con viscosità  3 °E a 50 °C Olio fluido con viscosità 3  5 °E a 50 °C Olio semifluido con viscosità 5  7 °E a 50 °C Olio denso con viscosità  7 °E a 50 °C Olio denso B.T. Z. Catrami Bitumi

冧

Oli combustibili

(segue)

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

365

(seguito tabella 9.1) COMBUSTIBILI

Naturali

Gassosi

Metano

Derivati

冦

Gas illuminante puro Gas illuminante diluito Gas di cracking di oli combustibili Gas d’altoforno Gas di raffineria Miscele di propano e aria

I combustibili contengono carbonio, idrogeno, piccole quantità di zolfo, sostanze incombustibili, vapor d’acqua e inerti. La combustione è una reazione chimica esotermica nella quale il combustibile viene ossidato dal comburente per generare i prodotti della combustione. Eccetto che in applicazioni speciali, il comburente è l’ossigeno contenuto nell’aria. La combustione completa produce principalmente anidride carbonica (CO2), vapor d’acqua (H2O), anidride solforosa (SO2) e solforica (SO3); in realtà una combustione completa non è quasi mai raggiunta, per cui nei prodotti della combustione si trovano anche piccole quantità di ossido di carbonio (CO) nonché tracce più o meno consistenti di ossidi di azoto, più o meno ossigenati (NOx). Si parla di combustione stechiometrica quando il combustibile reagisce con l’esatta quantità di ossigeno richiesto per ossidare completamente il carbonio, l’idrogeno e lo zolfo. Teoricamente, quindi, nei prodotti di una combustione stechiometrica non sono presenti incombusti né ossigeno in eccesso e la percentuale di CO2 è la più alta possibile. In pratica, come si è detto, è raro che si possa realizzare una combustione perfettamente stechiometrica a causa di una imperfetta miscelazione del combustibile con l’aria e per la velocità con la quale avviene la combustione. È necessario, pertanto, fornire un eccesso d’aria in modo tale da ridurre al minimo gli incombusti e ciò sia per evidenti ragioni di economia sia per ridurre al minimo l’inquinamento atmosferico, dovuto appunto a presenza di ossido di carbonio, aldeidi e altri incombusti nei fumi emessi. D’altra parte è anche evidente che l’eccesso d’aria deve essere limitato al fine di raggiungere la più alta efficienza. L’ossigeno per la combustione è normalmente quello presente nell’aria che, per i calcoli pratici, può essere considerata costituita di: a) con riferimento al volume: – 20,95% ossigeno; – 79,05% azoto e altri gas inerti; b) con riferimento alla massa: – 23,15% ossigeno; – 76,85% azoto e altri gas inerti. La tab. 9.2 riporta le quantità di ossigeno e di aria necessarie per combustioni stechiometriche di alcune sostanze pure; nella tab. 9.3 sono elencati i prodotti originati dalla combustione delle stesse sostanze.

➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝ ➝

CO  0,5 O2 H2  0,5 O2 CH4  2 O2 C2H6  3,5 O2 C3H8  5 O2 C4H10  6,5 O2 C2H4  3 O2 C3H6  4,5 O2 C2H2  2,5 O2 S  O2 S  1,5 O2 H2S  1,5 O2

CO H2 CH4 C2H6 C3H8 C4H10 C2H4 C3H6 C2H2 S S

H2S

1,41

6,08

2,47 34,28 17,24 16,09 15,68 15,47 14,78 14,78 13,27 4,31 6,47

11,51

1,50

0,50 0,50 2,00 3,50 5,00 6,50 3,00 4,50 2,50 – –

–

O2

7,18

2,39 2,39 9,57 16,75 23,95 31,14 14,38 21,53 11,96 – –

–

Aria

7,68

2,89 2,89 10,57 18,25 25,95 33,64 15,38 23,03 12,46 – –

– 15:11

SO2 + H2O

0,57 7,94 3,99 3,72 3,63 3,58 3,42 3,42 3,07 1,00 1,50

2,66

Aria

Volume dei prodotti della combustione m3/m3 combustibile

366

CO2 H2O CO2  2 H2O 2 CO2  3 H2O 3 CO2  4 H2O 4 CO2  5 H2O 2 CO2  2 H2O 3 CO2  3 H2O 2 CO2  H2O SO2 SO3

CO2

O2

Fabbisogno di ossigeno e aria per combustione stechiometrica kg/kg di combustibile m3/m3 di combustibile

20-11-2008

I pesi atomici assunti sono: H = 1,008; C = 12,01; O = 16,00; S = 32,06.

➝

C  O2

C

Carbonio (a CO2) Ossido di carbonio Idrogeno Metano Etano Propano Butano Etilene Propilene Acetilene Zolfo (a SO2) Zolfo (a SO3) Idrogeno solforato

Reazione di combustione

Simbolo

Sostanza

Tab. 9.2 Reazioni di combustione dei principali costituenti dei combustibili

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FONDAMENTI

Simbolo

C CO H2 CH4 C2H6 C3H8 C4H10 C2H4 C3H6 C2H2 S S H2S

Sostanza

Carbonio (a CO2) Ossido di carbonio Idrogeno Metano Etano Propano Butano Etilene Propilene Acetilene

Zolfo (a SO2) Zolfo (a SO3) Idrogeno solforato

1,0 (SO2) 1,0 (SO3) 1,0 (SO2)

– – 1,0

H2O

SOx

1,998 (SO2) 2,497 (SO3) 1,880 (SO2)

SOx

3,664 1,571 – 2,744 2,927 2,994 3,029 3,138 3,138 3,384

CO2

– – 0,528

H2O

– – 8,937 2,246 1,798 1,634 1,550 1,285 1,285 0,692

H2O

Massa/Massa di combustibile

15:11

– – –

– – 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 2,0 3,0 1,0

H2O

– 1 – 1,0 2,0 3,0 4,0 2,0 3,0 2,0

CO2

Volume/Volume di combustibile

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29,30 34,70 – 11,73 13,18 13,75 14,05 15,05 15,05 17,53

CO2% max

Tab. 9.3 Prodotti della combustione stechiometrica

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE 367

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FONDAMENTI

Un combustibile potrà bruciare regolarmente solo quando nella miscela le percentuali di combustibile e aria siano comprese entro certi limiti detti: UEL (Upper Explosive Limits) e LEL (Low Explosive Limits). La pressione e la temperatura influenzano sensibilmente questi limiti. Un'altra importante caratteristica dei combustibili è la temperatura di ignizione che rappresenta la temperatura minima alla quale può iniziare e proseguire la reazione di ossidazione con sviluppo di calore. Al di sotto di tale temperatura con c'è combustione ma può esservi una reazione chimica fra combustibile e aria. Per i combustibili solidi la temperatura di accensione (detta anche di ignizione) si aggira sui 500  600 °C. Per i combustibili gassosi tale temperatura dipende anche dalla velocità dei fluidi: il combustibile e l’aria. Nella tab. 9.4 vengono riportati i valori dei limiti di infiammabilità e della temperatura di ignizione. Tab. 9.4 Sostanza

Carbonio (coke) Ossido di carbonio Idrogeno Metano Etano Propano Butano Etilene Propilene Acetilene Zolfo Idrogeno solforato

Limiti di infiammabilità e temperature di ignizione per alcuni combustibili Simbolo

LEL (%)

UEL (%)

Temperatura di ignizione (°C)

C CO H2 CH4 C2H6 C3H8 C4H10 C2H4 C3H6 C2H2 S H2S

– 12,5 4,0 5,0 3,0 2,1 1,86 2,75 2,00 2,50 – 4,3

– 74,0 75,0 15,0 12,5 10,1 8,41 28,6 11,1 81,0 – 45,50

660 609 520 705 520  630 466 405 490 450 406  440 190 292

Tutti i valori sono riferiti ad aria secca, 16 °C, pressione 101,325 kPa.

9.1

POTERI CALORIFICI

Come si è detto, durante la combustione si sviluppa energia termica; la quantità di calore generata dalla combustione completa dell’unità di massa di un combustibile è costante ed è chiamata potere calorifico. Tale quantità di calore può essere misurata bruciando una quantità nota di combustibile in un calorimetro o può essere teoricamente calcolata noti i costituenti chimici del combustibile. Si distingue un potere calorifico superiore (Pcs) che tiene conto anche del calore latente di vaporizzazione del vapor d’acqua generato nella combustione e un potere calorifico inferiore (Pci) quando non si tiene conto del calore latente.

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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In pratica si considera sempre il potere calorifico inferiore, visto che in genere l’acqua (preesistente o di reazione) abbandona il focolare sotto forma di vapore insieme agli altri prodotti della combustione, per cui non può essere utilizzato il relativo calore di condensazione pari a circa 2500 kJ/kg. Il potere calorifico è espresso in MJ/m3 per combustibili gassosi e in kJ/kg o MJ/kg per combustibili liquidi e solidi. I valori sono in genere riferiti a determinate condizioni di temperatura e pressione: per esempio 16 °C e 101,325 kPa. Una valutazione approssimata del potere calorifico di un combustibile può essere eseguita conoscendone la composizione e ritenendo valido il presupposto che il potere calorifico sia pari alla somma dei poteri calorifici dei costituenti. Se, quindi, si indicano con C e H le percentuali di carbonio e idrogeno presenti, si può scrivere: Pcs  32,780 C  142,107 H

(MJ/kg)

(9.1)

Pci  32,780 C  120,075 H

(MJ/kg)

(9.2)

dove C e H indicano le percentuali di carbonio e idrogeno presenti nel combustibile; qualora siano presenti anche altri combustibili occorrerà tenerne conto, con analoghi termini aggiuntivi. I poteri calorifici di alcune sostanze presenti nei combustibili sono desumibili dalla tab. 9.5. Si tratta di valori teorici massimi, per cui in presenza di combustione incompleta essi non saranno raggiunti. Nelle tabb. 9.5, 9.6, 9.8 e 9.10 sono elencati i poteri calorifici di alcuni fra i più comuni combustibili solidi, liquidi e gassosi, rispettivamente. Occorre, infine, tenere conto delle perdite di calore per alta temperatura dei pro-dotti della combustione e delle perdite (per convezione e irraggiamento), da parte delle pareti calde degli apparati di combustione (caldaie, forni ecc.), verso l’ambiente circostante. Tab. 9.5 Sostanza

Carbonio (a CO2) Ossido di carbonio Idrogeno Metano Etano Propano Butano Etilene Propilene Acetilene Zolfo (a SO2) Zolfo (a SO3) Idrogeno solforato

Poteri calorifici di sostanze presenti nei combustibili Simbolo

C CO H2 CH4 C2H6 C3H8 C4H10 C2H4 C3H6 C2H2 S S H2S

Potere calorifico superiore MJ/kg MJ/m3

inferiore MJ/kg MJ/m3

32,780 10,111 142,107 55,533 51,923 50,402 49,593 50,325 48,958 50,014 9,257 13,816 16,508

32,780 10,111 120,075 49,997 47,492 46,373 45,771 47,160 45,792 48,309 9,257 13,816 15,205

Tutti i valori sono riferiti a 16 °C e 101,325 kPa.

– 12,630 12,745 38,820 70,290 99,000 128,400 63,410 93,580 58,470 – – –

– 12,630 10,780 35,880 64,345 91,400 118,700 59,460 87,579 56,490 – – –

Da Gas Engineers Handbook (1965)

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FONDAMENTI

9.2

COMBUSTIBILI SOLIDI

La complessa composizione dei combustibili solidi naturali rende difficile redigere una classificazione; essi contengono: carbonio, idrogeno, ossigeno, azoto, zolfo, umidità, ceneri. L’analisi chimica non fornisce, però, indicazioni sulla qualità né definisce le caratteristiche di combustione. Gli utilizzatori sono, invece, interessati a conoscere il potere calorifico (quantità di calore disponibile per unità di massa), le quantità di ceneri e polveri prodotte nonché le caratteristiche di trasportabilità, stoccaggio e combustione. Per ceneri si intendono quelle sostanze incombustibili, contenute nei carboni, costituite essenzialmente da minerali, argille, scisti per cui, dal punto di vista chimico, trattasi di silice SiO2, allumina Al2O3, calce viva CaO, ossido ferrico Fe2O3. Più alto è il contenuto di ceneri e minore è la qualità del combustibile, così come è basso il suo potere calorifico. Comunemente accettata è una classificazione che tiene conto dell’epoca di formazione. Si inizia con la paglia che è la frazione leggera dei cereali e che si ottiene dopo la raccolta del grano. Essa si compone essenzialmente di carbonio (lignina), cellulosa e vapor d’acqua: una tonnellata di paglia equivale a circa 0,4 tonnellate di petrolio equivalente. Il suo potere calorifico inferiore va da 10.000 a 14.000 kJ/kg. Subito dopo si colloca la legna. Appena tagliata la legna contiene una grande quantità d’acqua (fino al 60%) e, quindi, deve essere lasciata essiccare, in luoghi asciutti e areati, fino a un contenuto di umidità del 15  20%. La massa volumica si aggira sui 300  450 kg/m3. Il potere calorifico inferiore varia molto in funzione delle caratteristiche di stagionatura (contenuto di umidità) e va da 6000 kJ/kg (per un'umidità del 60%) fino a 16.500  18.850 kJ/kg per un'umidità del 15%. Un combustibile derivato è il carbone di legna, ottenuto per combustione incompleta del legno al di sopra dei 400 °C in difetto d’aria. Si passa, quindi, ai combustibli fossili, creatisi, in periodi lunghissimi di milioni di anni, dalla trasformazione di grandi giacimenti di legna. Fra questi si distinguono la torba, la lignite, i litantraci e le antraciti. Nella tab. 9.6 sono riportate le principali caratteristiche dei combustibili solidi.

Tab. 9.6

Componenti principali (%)

Combustibile Legno secco Torba essiccata Lignite: – xiloide – picea Litantrace magro Antracite

Caratteristiche dei principali combustibili solidi Potere calorifico inferiore (kJ/kg)

C

H2

O2

S

H2O

Ceneri

42 38

5 4

37 27

– 1

15 25

1 5

10.500  18.850 12.500  14.650

50 60 85 90

4 6 5 3

15 18 6 3

1 1 – –

25 10 – –

5 5 4 4

14.650  18.850 16.750  22.200 30.150  33.000 31.400  35.000

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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La torba, che è un fossile di più recente formazione, si trova in giacimenti orizzontali creatisi per trasformazione della legna sommersa in vaste paludi. All’estrazione essa contiene una elevata quantità di acqua, fino all’85%. Dopo asciugatura la massa volumica oscilla fra 310 e 380 kg/m3, mentre per la torba ridotta in mattonelle si arriva a 650  750 kg/m3. Il potere calorifico inferiore può arrivare fino a 14.650 kJ/kg. Dopo la torba, si incontrano le ligniti, che hanno subìto una trasformazione più profonda rispetto alla torba. Solitamente esse vengono distinte in xiloidi (legnose) e picee (compatte). Le xiloidi hanno una struttura fibrosa, aspetto legnoso, colore chiaro; possono contenere, appena estratte, fino al 60% di acqua. Dopo essiccazione all’aria il contenuto di acqua si abbassa fino al 20%, la massa volumica è compresa fra 600 e 700 kg/m3. La lignite picea o carboniosa è più simile al litantrace, ha un minore contenuto di umidità (5  10%) e un più elevato potere calorifico. La massa volumica è compresa fra 750  800 kg/m3. La lignite è particolarmente sensibile all’ossidazione e alle autocombustioni, per cui viene spesso utilizzata nelle immediate vicinanze del giacimento, per evitare trasporti pericolosi. Di gran lunga più importanti, fra i combustibili fossili, sono i carboni fossili. In dipendenza della loro “età” essi presentano caratteristiche diverse: più sono “vecchi” più alto è il potere calorifico e minore il contenuto di sostanze volatili. Il litantrace, detto comunemente carbon fossile, è derivato dalla trasformazione di masse legnose sommerse per milioni di anni sotto strati molto spessi di rocce a seguito di sconvolgimenti tellurici. Esso si presenta lucente, friabile e si distingue in grasso e magro (in relazione al contenuto di bitume) oppure a fiamma lunga o corta secondo il modo con cui brucia. La massa volumica va da 680 a 750 kg/m3. L’antracite è un carbone di più antica formazione. Non c'è più alcuna traccia di vegetali; è di colore plumbeo, metallico, lucente e brucia con poca fiamma, senza odore e fumo. Massa volumica fra 800 e 850 kg/m3. Fra le classificazioni dei carboni fossili, quella adottata più comunemente è quella del Gruner che si fonda sul contenuto di materie volatili e sull’analisi elementare e suddivide i carboni in sei classi (tab. 9.7). Tab. 9.7

Classificazione dei carboni fossili secondo Gruner

C

H2

O2

Potere calorifico superiore (kJ/kg)

75  80 80  85 84  89 88  91 90  93 90  95

5,5  4,5 5,8  5,0 5,5  5,0 5,5  4,4 4,5  4,4 4,0  3,0

14,5  15,5 14,4  10 11  6 6,8  5,5 5,5  3 62

30.100  33.400 31.400  33.400 33.600  35.700 34.700  36.000 33.400  35.500 33.400  36.000

Componenti principali

Carboni 1° Secchi a lunga fiamma 2° Grassi a lunga fiamma o da gas 3° Grassi da fucina 4° Grassi a corta fiamma o da coke 5° Magri a corta fiamma o antracitosi 6° Antraciti

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FONDAMENTI

Nei casi in cui non esistono dati precisi, ma si abbia conoscenza della composizione del combustibile e si indichino con C, H, O e S le frazioni presenti di tali elementi, si può calcolare il potere calorifico superiore con la relazione di Dulong: Pcs  33.829 C  144.280 (H  0/8) + 9420 S

(kJ/kg)

(9.3)

Fra i combustibili solidi possono essere anche inclusi quelli ottenuti per agglomerazione del minuto e della polvere di carbone, eventualmente additivati con leganti, quale pece di catrame. Cambiando l’origine, i conglomerati hanno un potere calorifico inferiore variabile fra 23.000 e 31.000 kJ/kg. Fra i combustibili solidi derivati il più noto e utilizzato è il coke: ha un aspetto poroso, di colore grigio ferro, brucia senza fiamma essendo privo, o quasi, di materie volatili. Esso può essere ottenuto dalla distillazione di litantrace grasso a fiamma corta fino a una temperatura di 1100  1200 °C; questo prende il nome di coke metallurgico, in quanto è impiegato per la carica degli altiforni. Per tale motivo è necessario che abbia buona resistenza meccanica, porosità per reagire con l’aria, basso contenuto di umidità (max 5%), 8% di ceneri, 1% di zolfo e non deve fondere per non impedire il passaggio di aria e gas. Il coke da gas si ottiene, sempre per distillazione a 1000  1100 °C, da litantraci grassi a fiamma lunga: è impiegato nel riscaldamento domestico. Il potere calorifico è 29.300 kJ/kg, le ceneri sono il 15  20%, la massa volumica è fra 350 e 400 kg/m3. È un sottoprodotto della produzione del gas di città.

9.3

COMBUSTIBILI LIQUIDI

I combustibili liquidi, con poche eccezioni, sono miscele di idrocarburi ottenuti con processi di distillazione e/o cracking del petrolio. Il petrolio contiene, oltre agli idrocarburi, anche piccole quantità di zolfo, ossigeno, azoto e vanadio, tracce di metalli e impurità. Il petrolio è, infatti, generalmente costituito da 83  84% di carbonio, 14% di idrogeno, 2  3% di ossigeno, 0,5% di azoto e da 0,2 al 4% di zolfo, tracce di acqua e sedimenti. La massa volumica varia da 0,7 a 0,94 kg/dm3 e il potere calorifico va da 41.800 a 46.000 kJ/kg. Con la distillazione si ottiene una serie di combustibili dai più volatili (metano, etano, propano, gas di petrolio liquefatti), ai liquidi (benzina, kerosene, gasolio), agli oli combustibili dai più leggeri ai più pesanti. Dalle frazioni più pesanti si ricavano oli lubrificanti, asfalti ecc. Le principali caratteristiche di un combustibile liquido sono: – – – – – –

la viscosità; il punto di infiammabilità (flash point); il punto di accensione; il punto di scorrimento (pour point); il tenore di acqua e sedimenti; il residuo carbonioso o Conradson;

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

– – – – – –

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il potere calorifico; la massa volumica; il contenuto in zolfo; il contenuto in ceneri; il calore specifico; il coefficiente di dilatazione cubica.

La viscosità, come si è visto al par. 1.8, è la resistenza offerta da un liquido allo scorrimento. Si definisce, infatti, viscosità dinamica la forza necessaria a far scorrere una superficie piana unitaria di liquido con velocità unitaria rispetto a un'eguale superficie posta a distanza unitaria dalla prima. Nella pratica si impiega maggiormente la viscosità cinematica, definita dal rapporto fra la viscosità dinamica di un liquido e la sua massa volumica. Poiché è molto importante conoscere la variazione di viscosità dei combustibili liquidi in funzione della temperatura, nel diagramma della fig. 9.1 è riportata tale legge di variazione. Le indicazioni tratte dal diagramma sono importanti per la miglior utilizzazione dei combustibili, in quanto esso fornisce il valore della temperatura alla quale occorre riscaldarli per il trasporto in tubazioni, per la polverizzazione ecc. Si definisce punto di infiammabilità (flash point) di un combustibile liquido la temperatura a cui questo deve essere riscaldato perché si produca una quantità di vapore tale da formare una miscela infiammabile con l’aria. La determinazione del punto di infiammabilità viene eseguita, in modo empirico, con speciali apparecchi che, fra l’altro, forniscono valori diversi l’uno dall’altro. Il sistema consiste nel riscaldare il combustibile in un recipiente e nel saggiare, con una fiamma, se la miscela che si forma, si infiamma o meno, determinando, quindi, la temperatura alla quale inizia il fenomeno. Il valore del punto di infiammabilità non fornisce indicazioni sulla proprietà del combustibile ma esso permette unicamente di stabilire un adeguato margine di sicurezza contro il pericolo di incendi, nelle operazioni di immagazzinamento, trasporto, rifornimento ecc. In Italia le norme prescrivono che il punto di infiammabilità, determinato con il metodo descritto (Pensky-Martens) in vaso chiuso, non sia inferiore a 65 °C, con un limite massimo di 125 °C. Il punto di accensione è la temperatura alla quale il vapore è prodotto in quantità tale da generare e mantenere una combustione continua. Il punto di scorrimento (pour point) è la più bassa temperatura alla quale, in determinate condizioni di prova, l’olio può ancora scorrere per effetto del solo suo peso e può, quindi, essere facilmente immagazzinato e trasportato. La prova consiste nel porre in una provetta una certa quantità di combustibile e nel raffreddarlo gradualmente. Ogni due gradi di diminuzione della temperatura dell’olio si osserva, inclinando la provetta, se il liquido scorre ancora. Si determina così la temperatura alla quale l’olio non si muove più. Il punto di scorrimento si determina aggiungendo 2 °C a questo valore. Poiché le condizioni di prova in laboratorio non riproducono quelle nelle quali il combustibile viene a trovarsi quando usato nella pratica, dato il minimo quantitativo di combustibile impiegato per l’effettuazione della stessa, il punto di scorrimento può solo fornire una indicazione di massima del suo comportamento alle basse temperature nelle condizioni di impiego negli impianti. Occorre anche tener presente

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Fig. 9.1 Viscosità di alcuni combustibili liquidi in funzione della temperatura. Da Manuale dell’ingegnere meccanico, 2a edizione, Hoepli, Milano 2005.

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che combustibili molto viscosi diventano non pompabili anche a temperature superiori a quella corrispondente al punto di scorrimento, a causa della loro viscosità. L’acqua e i sedimenti sono impurità che si incorporano nel combustibile per contaminazione, principalmente durante le operazioni di trasporto e travaso. I sedimenti sono costituiti da particelle metalliche, da ossidi, terra, sabbia ecc. che, in genere, si trovano al fondo dei serbatoi. Tali sedimenti arrivando agli ugelli dei bruciatori possono provocarne l’ostruzione, così come possono intasare i filtri. L’acqua è presente in genere in piccole quantità: una percentuale dell’1  2% può essere tollerata; valori più elevati possono causare inconvenienti nella combustione e possono provocare corrosione al fondo dei serbatoi di accumulo. Per giudicare la tendenza di un combustibile liquido a formare depositi carboniosi, si effettua la prova empirica Conradson, che consiste nel bruciare in crogiolo, fuori del contatto dell’aria e seguendo una particolare procedura, un certo quantitativo di combustibile. Il peso del residuo, espresso come percentuale sul peso di combustibile bruciato, dà il valore del residuo Conradson. Questa caratteristica non ha importanza per i combustibili per forni e caldaie, eccettuati quelli impiegati in bruciatori a vaporizzazione per piccole caldaie o in impianti speciali per la produzione di gas. Essa ha, invece, notevole importanza per i combustibili destinati ai motori diesel veloci. I valori del residuo Conradson vanno da 0,5% per gasoli per autotrazione, a 1  2% per gasoli impiegati per combustione o gassificazione, fino a 10  12% per gli oli combustibili più viscosi. Del potere calorifico dei combustibili si è già detto; nel caso dei combustibili liquidi esso varia molto poco da un combustibile all’altro (tab. 9.8). Il contenuto di zolfo totale, cioè libero e in combinazione, presente in un combustibile si può determinare con un accurata prova di laboratorio, bruciando in apposito apparecchio una quantità nota di combustibile. Occorre ricordare che, nel processo della combustione, lo zolfo del combustibile forma gas (SO2 e SO3) che di per sè non sono dannosi. L’anidride solforica SO3 si combina, però, con il vapor d’acqua presente nei fumi formando vapori di acido solforico: questi, venendo a contatto con superfici a temperature relativamente basse, condensano, esplicando azione corrosiva. La temperatura a cui avviene questa condensazione (punto di rugiada acido) aumenta con l’aumentare del tenore di SO3 dei fumi e può, per i combustibili con alto tenore in zolfo, arrivare a 160 °C. I generatori di calore sono normalmente proporzionati in modo da non abbassare oltre un certo limite la temperatura dei fumi e, quindi, delle parti metalliche per evitare appunto la condensazione dei vapori. Pertanto nella generalità degli impianti termici, osservando le consuete norme di esercizio e manutenzione, la corrosione allo scarico dei fumi può essere contenuta entro i limiti tollerabili, per cui non è giustificata l’importanza che da alcuni si ammette al tenore di zolfo del combustibile per queste applicazioni. In alcuni grandi e moderni generatori di calore, per migliorare il rendimento termico, vi è però la tendenza, specie in questo periodo, ad abbassare notevolmente la temperatura dei fumi; in questi casi si consiglia di usare particolari accorgimenti costruttivi o di esercizio per limitare la corrosione.

86,3 86,3 85,5 85,15 86,0

13,6 12,7 14,4 11,9 10,0

0,1 0,3 0,1 2,85 4,0

– – – 0,10 0,20

Ceneri 0,80  0,83 0,82  0,87 0,70  0,73 0,92  0,95 0,94  0,98

Massa volumica (kg/dm3)

70  120 130  160 150  300

150  300

43.300 42.700 42.700 41.000 40.200

Punto di accensione Potere calorifico (°C) inferiore (kJ/kg)

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Kerosene Gasolio Benzina Olio combustibile fluido Olio combustibile denso

C

Composizione % H2 S

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Tipo

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Tab. 9.8 Caratteristiche di alcuni combustibili liquidi

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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È stato recentemente sperimentato, con esito soddisfacente, l’uso di alcuni additivi che, mantenendo il punto di rugiada acido a valori bassi, riducono l’azione corrosiva; questi additivi possono risultare vantaggiosi nei casi di impianti speciali, muniti di grandi economizzatori e preriscaldatori d’aria. Il tenore di zolfo negli oli combustibili densi attualmente in commercio si aggira sul 3  4% e tale percentuale non causa inconvenienti nelle normali applicazioni di forni e caldaie. Bisogna fare eccezione per particolari applicazioni (forni Martin per acciaio, forni per lavorazioni speciali) in cui si raccomandano limitazioni nel contenuto di zolfo del combustibile perché può danneggiare il materiale che si tratta nel processo termico. Il contenuto di zolfo deve essere, infine, attentamente valutato a causa dell’inquinamento atmosferico che esso può provocare. Per cenere può essere definita quella parte di combustibile che non brucia e rimane come residuo. Il contenuto in ceneri è espresso come percentuale in peso del combustibile, bruciato in un crogiolo. In media il tenore in ceneri di un combustibile liquido varia da 0,015 a 0,05% (per gli oli più densi). Solo eccezionalmente tale valore raggiunge lo 0,1  0,2%. Le ceneri possono essere in parte costituite da impurità minerali derivanti da contaminazione del combustibile con polvere, sabbia ecc. la cui natura abrasiva può dar luogo, durante l’impiego, a logorio delle parti meccaniche (pompe, valvole, ugelli ecc.). Queste impurità possono essere preventivamente rimosse con semplici mezzi fisici (filtrazione, centrifugazione o semplice sedimentazione). Un'altra parte dei costituenti le ceneri deriva, in ogni caso, da composti organometallici, provenienti dal grezzo, solubili in acqua o in olio, e non rimovibili meccanicamente. Questi composti che si trovano concentrati nei combustibili "residui", sono principalmente costituiti da: alluminio, calcio, ferro, nichel, silicio, sodio e vanadio. Nella generalità delle applicazioni le ceneri di un combustibile non provocano alcun inconveniente e, pertanto, non è necessaria la conoscenza della loro composizione. Occorre però rilevare che in due speciali applicazioni, le turbine a gas e i moderni generatori con surriscaldamento del vapore molto spinto, il tenore delle ceneri, non tanto riguardo alla quantità quanto alla qualità, può essere causa di alcuni inconvenienti. Secondo studi recenti i composti del vanadio e del sodio possono essere causa sia di formazioni di scorie e fuliggine sia di corrosione sulle superfici metalliche ad alte temperature (palette di turbine a gas, surriscaldatori di vapore ecc.). L’attenzione dei tecnici è pertanto da tempo rivolta allo studio dei mezzi con i quali prevenire i suddetti fenomeni: particolari norme di esercizio, accorgimenti costruttivi, additivi per il combustibile. Il calore specifico per i combustibili liquidi si aggira intorno a 2 kJ/(kg K) e ci si avvale di tale valore per determinare il fabbisogno di energia per il preriscaldamento fino a una fissata temperatura, allo scopo di rendere possibile e agevole il pompaggio. Il coefficiente di dilatazione cubica interviene nel calcolo dei serbatoi di stoccaggio. I combustibili liquidi più impiegati sono il gasolio e gli oli combustibili. Si possono, comunque, indicare i campi di applicazione per i diversi tipi.

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Il kerosene viene impiegato come carburante per motori (a combustione interna, a turbina ecc.). Il suo impiego per il riscaldamento è limitato a stufe e caldaie di piccola potenzialità dotate di bruciatori a evaporazione, a tiraggio naturale o forzato, per potenzialità fino a 23  25 kW: riscaldamento domestico di appartamenti, ville. Il gasolio, introdotto nel settore del riscaldamento dopo la sua liberalizzazione (luglio 1966), si è molto diffuso ed è stato reso obbligatorio per le sue caratteristiche favorevoli: ottima fluidità anche a basse temperature (non occorre il preriscaldamento), contenuto ridottissimo di zolfo (vantaggi, quindi, per l’inquinamento e per le corrosioni), ottima polverizzazione (combustione più regolare e con miglior rendimento). Il gasolio viene impiegato per potenzialità fino a 500  600 kW. L’impiego degli oli combustibili, regolamentato dal DPCM 2.10.1995, è differenziato a seconda delle caratteristiche intrinseche e di quelle dell’impianto nel quale vanno utilizzati. Poiché per una buona polverizzazione è necessario che l’olio arrivi al bruciatore con una viscosità non superiore a 2  5 °E è necessario spesso procedere al suo preriscaldamento. Nella tab. 9.9 sono riportate le temperature di preriscaldamento a seconda del tipo di olio e delle caratteristiche del sistema di polverizzazione.

Tab. 9.9

Temperature di preriscaldamento Temperature di preriscaldamento (°C)

Combustibile

Bruciatore rotativo

Gasolio Olio combustibile fluidissimo Olio combustibile fluido Olio combustibile semifluido Olio combustibile denso (10 °E) Olio combustibile denso (10 °E)

45 55 60 80

 50  60  65  85

a polverizzazione meccanica

a polverizzazione con aria

non occorre preriscaldare non occorre preriscaldare 65  70 75  80 85  90 100  110

55 60 70 90

 60  65  75  95

Oltre ai combustibili liquidi suindicati si va ora diffondendo il biodiesel; trattasi di un combustibile ottenuto da una reazione tra un olio vegetale (trigliceride) e alcool metilico, il risultato è un estere metilico di un acido grasso. Le caratteristiche principali di questo combustibile sono riportate nella tab. 9.10. È importante sottolineare diversi vantaggi derivanti dall’uso del biodiesel. Poiché la materia prima da cui si ricava il biodiesel è vegetale, esso non contiene zolfo; la specifica del prodotto riportata nella tab. 9.10 prevede come limite massimo lo 0,01% in peso, ma solo perché tale valore è il più piccolo rilevabile con un metodo analitico.

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

Tab. 9.10

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Caratteristiche del biodiesel

Proprietà

Unità

Metodi di prova

Viscosità a 40°C residuo carbonioso (sul 10% residuo distillazione) Massa volumica a 15 °C

mm2/s

EN ISO 3104

% (m/m) kg/m3

EN ISO 10370 UNI EN ISO 3675 e 12185 Punto di infiammabilità °C ISO/CD 3679 Contenuto di ceneri solforate % (m/m) ISO 3987 Contenuto di acqua mg/kg prEN ISO 12987: 99 Contaminazione totale mg/kg EN 12662 Valore di acidità mg KOH/g Da valutare Contenuto di esteri % (m/m) NF T60-703: 97 Contenuto di monogliceridi % (m/m) NF T60-704: 97 Contenuto di digliceridi % (m/m) NF T60-704: 97 Contenuto di trigliceridi % (m/m) NF T60-704: 97 Glicerolo libero % (m/m) NF T60-704: 97 Punto di scorrimento °C ISO 3016 Potere calorifico inferiore (calcolato) MJ/kg DIN 51900: 89 DIN 51900-1: 98 DIN 51900-2 e 3: 77

Limiti min. max 3,5

5,0

– 860

0,3 900

120 – – – – 96,5 – – – – – 35

0,01 500 24 0,50 – 0,80 0,20 0,20 0,02 0 –

Oggi il contenuto in zolfo del gasolio, pur essendosi progressivamente ridotto, grazie a ingenti investimenti in processi di desolforazione, è di circa lo 0,1%. Nell’ipotesi di utilizzare biodiesel, in alternativa al gasolio, in quantità di 250.000 t, si avrebbe una riduzione dell’immissione in atmosfera di ben 1.000.000 kg di SO2. Il biodiesel non contiene idrocarburi aromatici né policiclici aromatici; ciò significa che non produce sostanze volatili pericolose per gli addetti ai rifornimenti. Il biodiesel è biodegradabile al 76,6% in 20 giorni e, quindi, un accidentale versamento di questo prodotto non causa problemi particolari. L’utilizzo del biodiesel nei bruciatori di caldaie per riscaldamento non comporta alcuna difficoltà, anzi è molto vantaggioso in termini di emissione di inquinanti nei confronti del gasolio. Esso può essere impiegato puro, sfruttando i suoi grandi vantaggi ambientali, con l’unico accorgimento di sostituire alcuni particolari in gomma con materiali compatibili. Biodegradabilità del biodiesel Giorni 3 6 12 18 20

% Biodegradabilità 21,3 39,6 53,8 65,4 76,6

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FONDAMENTI

9.4

COMBUSTIBILI GASSOSI

Esistono numerosi tipi di gas ma quelli che trovano più largo impiego nel settore termotecnico (riscaldamento e refrigerazione) sono il gas naturale e i gas da petrolio liquefatti. 9.4.1 Gas naturale. Il gas naturale, incolore e inodore, si trova accumulato nelle parti superiori delle cavità sotterranee contenenti petrolio e gas. Esso è una miscela di metano (dal 55 al 98%), idrocarburi come etano e diversi altri costituenti, quali vapor d’acqua, idrogeno solforato, elio, gas di petrolio, che vengono in genere rimossi prima di immettere il gas nelle reti di distribuzione. La composizione del gas naturale dipende dalla zona geografica di prelievo. Nella tab. 9.11 si riportano le caratteristiche salienti del gas naturale distribuito in Italia. Tab. 9.11

Composizione e caratteristiche del gas naturale distribuito in Italia Olandese % mol.

Russo % mol.

Nazionale % mol.

Algerino % mol.

92,320 3,428 0,920 0,152 0,178 0,042 0,036 0,062 0,846 1,990 0,026

98,202 0,618 0,187 0,030 0,033 0,010 0,006 0,008 0,088 0,808 0,010

99,461 0,063 0,009 0,008 0,000 0,000 0,000 0,010 0,030 0,419 0,000

83,449 7,895 1,965 0,274 0,412 0,082 0,088 0,091 0,278 5,313 0,153

Potere calorifico superiore: MJ/Sm3 38,65 Potere calorifico inferiore: MJ/Sm3 34,87 Peso molecolare medio: 17,48 3 Massa volumica kg/Sm : 0,74094

37,80 34,05 16,34 0,69261

37,66 33,90 16,12 0,68325

39,88 36,04 18,84 0,79901

Composizione indicativa Metano Etano Propano Isobutano n-Butano Isopentano n-Pentano Esani+idrocarburi superiori Anidride carbonica Azoto Elio Caratteristiche

Sm3 = Standard metro cubo a 15 °C e 101,325 kPa

Il potere calorifico può variare da 34 a 45 MJ/m3; l'intervallo tipico è 37,3  39,2 MJ/m3, a livello del mare. Il gas, prima di essere distribuito, viene odorizzato con l’aggiunta di un prodotto chimico allo scopo di avvertirne subito la fuoriuscita. Dal punto di vista tossico, non contenendo monossido di carbonio, il gas naturale non è pericoloso ma una combustione incompleta (producente CO) o la miscela con aria rendono questo gas degno della massima attenzione.

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Perché vi sia esplosione è necessario che concorrano simultaneamente tre condizioni: fuga di gas in locale chiuso, miscela con aria in proporzione del 5  15% e presenza di fiamma o di una scintilla. Il gas naturale, una volta depurato, viene distribuito immettendolo in una rete (metanodotto) che spesso è interrata o posta sotto acqua, opportunamente protetta dalla corrosione chimica ed elettrochimica (rivestimenti protettivi, protezione catodica). Per mantenere la pressione lungo le reti (che possono raggiungere utenze anche a centinaia di chilometri) si ricorre a stazioni intermedie di compressione, a distanza di circa 80 km l’una dall’altra onde mantenere valori di pressione attorno ai 70 bar. Prima dell’utilizzo la pressione viene ridotta in stazione di decompressione (fino a 4 bar, media pressione) e poi ancora fino a 20 mbar (bassa pressione). 9.4.2 Gas di petrolio liquefatti (GPL). Trattasi di idrocarburi, gassosi a temperatura ordinaria, che, però, sotto modeste pressioni diventano liquidi e possono, quindi, essere stoccati e trasportati. Essi consistono principalmente in propano e butano e vengono utilizzati puri o miscelati fra di loro o con aria. Anche questi gas per ragioni di sicurezza, vengono odorizzati ma non sono tossici. In commercio sono disponibili gas non puri quali: – il propano commerciale; – il butano commerciale; – miscele di propano-aria; – miscele di butano-aria. Nella tab. 9.12 sono elencate le principali caratteristiche di questi gas. 9.4.3 Altri tipi di combustibili gassosi. Oltre al gas naturale e ai GPL esistono numerosi altri tipi di gas che, con la sempre più diffusa utilizzazione del metano, hanno oggi una ridotta importanza. Si tratta di: – gas di alto forno; – gas di cokeria; – gas di raffineria; – gas manifatturato. Merita di essere citato il gas di città che viene ottenuto dalla distillazione di carboni fossili (il residuo è il coke) e dal gas d’acqua, ottenuto a sua volta facendo passare vapore d’acqua su un letto del combustibile da gassificare. La miscela dei due gas ha composizione alquanto variabile e, mediamente, si può considerare che il gas di città contenga: – idrogeno 40  50% – metano 15  30% – ossido di carbonio 13  30% – anidride carbonica 5  6% – azoto 5  15% Il potere calorifico si aggira sui 16.750 kJ/m3; la densità rispetto all’aria è 0,45  0,50.

0,5 3,2 0,2 0,3 0,7

2,0 – 0,5 1,1 –

C2H6 30,0 – 8,3 17,2 –

C3H6 65,5 6,1 18,2 37,6 1,3

– 21,8 – – 4,6

2,0 68,6 0,5 1,1 14,5

– 0,3 – – 0,1

– – 15,2 9,0 16,6

O2 – – 57,1 33,7 62,2

99,0 128,4 27,0 56,1 26,3

1,98 2,60 1,47 1,68 1,55

1,53 2,00 1,14 1,30 1,20

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Propano commerciale Butano commerciale Propano–aria (27 MJ/m3) Propano–aria (56,1 MJ/m3) Butano–aria (26,3 MJ/m3)

C2H4

Composizione (%) C3H8 C4H8 C4H10 C5H12

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Gas

Densità relativa all’aria

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Potere Massa Inerti calorifico volumica inferiore (kg/m3) (MJ/m3)

Tab. 9.12 Principali caratteristiche dei gas di petrolio liquefatti (GPL)

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FONDAMENTI

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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Il gas, come si è visto, contiene ossido di carbonio ed è, quindi, tossico; per tale ragione viene odorizzato onde poterne avvertire subito un'eventuale fuga. La distribuzione del gas viene effettuata con reti di acciaio in bassa pressione (50 mbar) le quali raggiungono tutte le utenze. Il potere calorifico di un gas miscelato può essere calcolato sommando i poteri calorifici dei gas costituenti la miscela, con le seguenti espressioni: (Pci)  10,78 H2  12,63 CO  35,88 CH4  59,46 C2H4  56,49 C2H2

(MJ/m3) (9.4)

(Pcs)  12,75 H2  12,63 CO  38,82 CH4  63,41 C2H4  58,47 C2H2

(MJ/m3) (9.5)

H2, CO ecc. rappresentano il tenore di questi gas in m3/m3. Simili eguaglianze vanno completate quando siano presenti anche altri gas. 9.5

LA COMBUSTIONE

Per combustione si intende il processo di ossidazione degli elementi costituenti un combustibile da parte dell’ossigeno contenuto nell’aria: la reazione avviene con sviluppo di calore e, perciò, è definita reazione esotermica. Già si sono viste (tab. 9.2) le quantità di ossigeno e di aria teoricamente necessarie per una combustione stechiometrica nonché quali e quanti siano i prodotti della combustione (tab. 9.3). I valori numerici riportati sono stati ottenuti considerando che i tre principali costituenti i combustibili solidi siano carbonio, idrogeno e zolfo i quali reagiscono con l’ossigeno secondo le relazioni: C + O2

→ CO2

(9.6)

H2 + 0,5 O2

→ H2O

(9.7)

S + O2

→ SO2

(9.8)

Se in queste espressioni C, H2, S e O2 sono espressi in kg mole, considerando i pesi atomici relativi (C  12, H  1, S  32, O  16) si ricava che: – 12 kg di carbonio reagiscono con 32 kg di ossigeno per formare 44 kg di anidride carbonica; – 2 kg di idrogeno reagiscono con 16 kg di ossigeno per formare 18 kg di vapor d’acqua; – 32 kg di zolfo reagiscono con 32 kg di ossigeno per formare 64 kg di anidride solforosa. Tenendo presente che la massa d’aria occorrente per ottenere l’unità di massa di ossigeno è pari a 4,32 volte l’unità di massa di ossigeno, si possono ricavare le quantità d’aria da fornire per kilogrammo di combustibile (potere comburivoro). Nel caso dell’idrogeno di rileva che per 1 kg di idrogeno occorrono 16/2 kg di ossigeno e cioè 34,56 kg di aria. Analoghi calcoli si possono fare per gli altri combustibili.

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FONDAMENTI

Se, invece, ci si riferisce all’unità di volume, occorrono circa 4,78 volumi di aria per ogni volume di ossigeno. Sempre riferendosi al caso esaminato per 1 m3 di idrogeno occorrono 0,5 m3 di ossigeno e, cioè, 2,39 m3 di aria. Quando si eseguono i calcoli per determinare l’aria occorrente alla combustione di un generico combustibile, occorre anche considerare che l’eventuale ossigeno presente nello stesso combustibile partecipa anch'esso alla reazione di ossidazione e deve, perciò, essere portato in detrazione. Dalle considerazioni precedentemente fatte si ricava l’espressione che fornisce la quantità teorica di aria necessaria alla combustione stechiometrica dell’unità di massa di un generico combustibile: Wa  11,51 C  34,28 H  4,31 S  4,32 O

(kg aria/kg combustibile) (9.9)

oppure, esprimendo la portata d’aria in m3/kg di combustibile: Va  8,88 C  26,44 H  3,33 S  3,33 O

(m3/kg)

(9.10)

dove C, H, S e O rappresentano le masse percentualmente presenti nel combustibile. L’analisi della combustione dei combustibili gassosi si basa sugli effettivi componenti, piuttosto che sui singoli elementi costituenti; pertanto, qualora sia nota la composizione ponderale, la portata d’aria teorica si calcola con: Wa  2,47 CO  34,28 H2  17,24 CH4  16,09 C2H6  15,68 C3H8  15,47 C4H10  13,27 C2H2  14,78 C2H4  6,08 H2S   4,32 O2 (kg aria/kg combustibile)

(9.11)

Se, invece, sia nota l’analisi del combustibile su base volumetrica, l’espressione della quantità teorica di aria è: Va  2,39 CO  2,39 H2  9,57 CH4  16,75 C2H6  23,95 C3H8   31,14 C4H10  11,96 C2H2  14,38 C2H4  7,18 H2S  4,78 O2   30,47 gas illuminanti (m3 aria/m3 combustibile)

(9.12)

dove CO, H2 ecc. sono le frazioni volumetriche di ogni costituente il gas. Nei gas illuminanti sono compresi molti gas quali: propilene (C3 H6), butilene (C4 H8), pentano (C5 H10) ecc. Le percentuali di questi gas sono ridotte e possono, spesso, essere trascurate. In diversi casi sono richiesti soltanto valori approssimati della quantità d’aria comburente; in tali casi o quando non siano noti dati precisi sul combustibile possono essere impiegati i valori riportati nella tab. 9.13. Frequentemente è anche usato un valore approssimato ( 3%) espresso in funzione del potere calorifico del combustibile: – 0,26 m3/(MJ/kg) per i combustibili solidi; – 0,35 m3/(MJ/kg) per i combustibili liquidi; – 0,24 m3/(kJ/L) per i combustibili gassosi.

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Tab. 9.13

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Valori approssimati di portate d’aria stechiometricamente necessarie per la combustione

Tipo di combustibile

Aria teorica richiesta per la combustione

Combustibili solidi – antracite – semibituminoso – bituminoso – lignite – coke

kg/kg di combustibile 9,6 11,2 10,3 6,2 11,2

Combustibili liquidi – olio fluidissimo – olio fluido – olio semifluido – olio denso

kg/L di combustibile 12,34 12,70 13,42 13,66

Combustibili gassosi – gas naturale – butano – propano

m3/ m3 di combustibile 9,6 31,14 23,95

Già si è detto che per ottenere una combustione completa è necessario, in pratica, somministrare una quantità d’aria maggiore di quella teorica. L’eccesso di aria è espresso percentualmente da: eccesso d’aria: dove: Veff.  portata effettiva di aria Vteor  portata d’aria teorica

Veff.  Vteor ε%  –––––––––– 100 Vteor

(9.13)

L’eccesso di aria influenza l’efficienza della combustione; una portata molto grande diluisce i fumi, ne abbassa la temperatura e aumenta le perdite termiche. Viceversa una quantità insufficiente di aria provoca, come si è detto, una combustione incompleta e, quindi, ancora bassa efficienza con immissione nell’atmosfera di incombusti inquinanti. Una buona efficienza si ottiene con il giusto eccesso d’aria, addotta in modo tale da garantire un'intima miscelazione con il combustibile così da ottenere una combustione completa. Generalmente l’eccesso d’aria va dal 5 al 50%, dipendendo dal tipo di combustibile, di bruciatore ecc. Conoscendo il contenuto percentuale (in volume) di CO, O2 e N2 nei prodotti della combustione, si può valutare l’eccesso d’aria con l’espressione: 100 冤O2  (CO/2)冥 ε %  –––––––––––––––––––––––– 0,264 N2  冤O2  (CO/2)冥

(9.14)

Si è già visto che la percentuale di CO2 contenuta nei prodotti di una combustione teorica, stechiometrica, è la più alta possibile; ne deriva che, aumentando l’ecces-

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so d’aria, tale percentuale si abbassa, e il suo valore è molto importante per valutare l’eccesso d'aria e l’efficienza della combustione. Se dall’esame dei prodotti della combustione sono note le percentuali di CO2 e di O2 presenti, si può ricavare quale sarebbe la percentuale teorica di CO2, con la formula: % CO2 reale CO2% teorica  ––––––––––––––––––– 1  (% O2 reale/20,95)

(9.15)

Se, per esempio, dall’analisi dei prodotti della combustione di un gas naturale si trova il 10,2% di CO2, il 3,20% di O2 e il 86,6% di N2, si può ricavare la percentuale teorica di CO2: 10,2 CO2% teorica  –––––––––––––––  12,04%/CO2 1  (3,2/20,95) L’eccesso di aria presente si può allora calcolare con l’espressione: CO2 teorica  CO2 reale ε %  –––––––––––––––––– k CO2 reale

(9.16)

dove k può porsi uguale a 90. Con i valori prima trovati si ricava 12,04  10,2 ε %  –––––––––––– 90  16,23% 10,2 Nella tab. 9.14 si riportano i valori CO2 teorica ed effettiva per differenti valori dell’eccesso d'aria. Tab. 9.14

Valori di CO2 teorica e di CO2 reale con differenti valori di eccesso d'aria (ε %)

Combustibile

% CO2 reale per eccessi d'aria

% CO2 teorica

ε  20%

ε  40%

ε  60%

Gassoso – gas naturale – propano commerciale – butano commerciale – gas di città – gas di cokeria

12,1 13,9 14,1 11,2 11,2

9,9 11,4 11,6 12,5 9,2

8,4 9,6 9,8 10,5 7,8

7,3 8,4 8,5 9,1 6,8

Liquido – gasolio – olio denso

15,1 16,2

12,3 13,6

10,5 11,6

9,1 10,1

Solido – antracite – carbone bituminoso – coke

20,2 18,2 21,0

16,8 15,1 17,5

14,4 12,9 15,0

12,6 11,3 13,0

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9.5.1 Prodotti della combustione. I prodotti che si ottengono dalla combustione, comunemente denominati fumi, sono costituiti da CO2, H2O, SO2, NOx, N2 e, se la combustione è incompleta, anche da CO, oltre che da O2, dovuto all’eccesso di aria normalmente presente. La massa di questi fumi, nel caso di combustibili solidi, si può calcolare, partendo dall’analisi dei fumi, con l’espressione: 11 CO2  8 O2  7 (CO  N2) C Wg  ––––––––––––––––––––––––––– 3 (CO2  CO)

(kg/kg di combustibile) (9.17)

dove CO2, O2 ecc. sono le percentuali in volume di gas presenti e C è la massa di carbonio bruciato per kilogrammo di combustibile. Nel caso di combustibili gassosi il volume dei prodotti della combustione dell’unità di volume di combustibile, per diverse percentuali di CO2, è dato (m3/m3 gas) da: CO2 prodotta dalla combustione di 1 m3 gas 100 volume fumi secchi  –––––––––––––––––––––––––––––––––––––––––– (9.18) % CO2 nei gas combusti Nell’ipotesi in cui il gas naturale sia costituito da: 92% CH4, 5% C2 H6, 3% N2, la quantità d'aria teorica per la combustione può essere calcolata con l’espressione (9.12): Va  9,57 0,92  16,75 0,05  9,642

(m3/m3 gas)

Il volume dei prodotti della combustione si può calcolare considerando i dati della tab. 9.3, con i quali si è costruita la tab. 9.15, avendo assunto un eccesso d’aria del 16,23%, come dall’esempio precedente del par. 9.6. A un valore molto simile si perviene con la (9.18): 1,02 100 volume fumi secchi: ––––––––––––  10,0 m3 /m3 gas 10,2 Nella tab. 9.2 sono indicati i valori teorici dei volumi dei prodotti di una combustione stechiometrica. Le particelle solide presenti nei fumi sono costituite da carbonio incombusto e ceneri. Molta attenzione deve essere posta al contenuto di vapori solforosi che sono solubili in acqua e che determinano, quindi, fenomeni di corrosione quando si creano condensazioni di vapor d'acqua sulle pareti delle caldaie, dei condotti di fumo, dei camini ecc., il che accade ogni qual volta queste superfici si trovano a temperatura inferiore al punto di rugiada della miscela gassosa. D'altra parte la presenza di vapori solforosi provoca un aumento della temperatura di rugiada e, infatti, per un contenuto del 2% di zolfo, la temperatura di rugiada è di circa 120  130 °C. In questa ipotesi se le pareti della caldaia sono a temperatura inferiore (caso frequente nella fase di avviamento o di regime ridotto), si determinano condensazioni acide con fenomeni di corrosione. 9.5.2 Temperatura teorica di combustione. La temperatura teorica di combustione è la massima temperatura che si raggiungerebbe nei fumi per effetto di una

Si ricava quindi: – volume totale dei gas secchi  10,23 m3 /m3gas – volume totale dei gas umidi  12,22 m3 /m3gas

0,32

8,89

1,02

0,92 CH4 (1,0)  0,92 0,05 C2H6 (2,0)  0,10 – –

Anidride carbonica CO2 (m3)

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– 0,92 CH4 (9,57  2,0)  6,96 – 0,05 C2H6 (16,75  3,5)  0,66 –  0,03 0,209 0,162 9,642  0,32 0,791 0,162 9,642  1,24

Azoto N2 (m3)

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1,99

0,92 CH4 (2,0)  1,84 0,05 C2H6 (3,0)  0,15 – (trascurato)

dalla combustione del metano dalla combustione dell'etano presente nel combustibile presente nell'eccesso d'aria

Ossigeno O2 (m3)

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Totali

Vapor d'acqua H2O (m3)

Origine

Tab. 9.15 Prodotti della combustione

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combustione completa senza alcun eccesso d'aria e nell’ipotesi in cui tutto il calore sviluppato nelle reazioni esotermiche di ossidazione dei diversi componenti il combustibile sia utilizzato per innalzare la temperatura dei fumi, che non vi siano scambi di calore con l’esterno e che non vi sia trasformazione in energia raggiante. In realtà circa 1/3 dell’energia sviluppata nella combustione si trasforma in energia raggiante. La temperatura di combustione, inoltre, non può raggiungere i valori teorici perché al di sopra dei 1600 °C vi è la dissociazione del vapor d'acqua e dell’anidride carbonica formatasi con sottrazione di calore. Si è già visto, d'altra parte, che per una combustione completa occorre avere sempre un eccesso d'aria e ciò provoca una riduzione ulteriore della temperatura dei prodotti della combustione. Nella tab. 9.16 sono posti a confronto i valori teorici e quelli pratici della temperatura di combustione. Tab. 9.16 Combustibile Metano Etano Propano Butano Carbone Nafta

Temperature di combustione Temperature di combustione (°C) massima teorica massima reale 2218 2226 2232 2237 1500 1500  1800

1880 1890 1900 1900 850  1000 1250  1550

9.5.3 Analisi dei fumi. È molto importante poter determinare la composizione dei fumi perché così si può valutare l’entità delle perdite e si può verificare le qualità della combustione. Le principali perdite che si hanno nella combustione sono dovute alle seguenti cause. – Carbonio incombusto: particelle di carbonio non bruciate che si scaricano al camino depositandosi in parte nei condotti e in parte immettendosi nell’atmosfera. – Combustione incompleta: formazione di CO. – Calore sensibile dovuto al fatto che i gas, scaricandosi a temperatura più o meno elevata, convogliano nell’atmosfera calore non utilizzato; questa perdita, come si è detto, dipende dall’eccesso d'aria e dalla temperatura dei fumi. – Calore latente contenuto nel vapor d'acqua formatosi nella combustione. – Calore di vaporizzazione dell’umidità contenuta nel combustibile. La norma UNI 10389 prescrive che vengano rilevati i seguenti parametri (*): – concentrazione di ossigeno o, in alternativa, di anidride carbonica; – concentrazione di ossido di carbonio; (*)

Il DPCM 8.3.2002, prescrive all’art. 7, comma 2, che gli impianti di cui all’art. 2, comma 1, lettera b, e comma 2, di potenza termica nominale complessiva pari o superiore a 1,5 MW devono essere dotati di rilevatori della temperatura nei gas effluenti, nonché di un analizzatore per la misurazione e la registrazione in continuo dell’ossigeno libero e del monossido di carbonio. Gli impianti installati precedentemente all’entrata in vigore del decreto devono adeguarsi entro due anni dalla data dell’entrata in vigore del decreto medesimo.

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– temperatura dei prodotti della combustione; – temperatura dell’aria comburente; – indice di fumosità, per i soli generatori alimentati con combustibile liquido. Per la determinazione del contenuto di CO2 si utilizzano apparecchi analizzatori; i più noti e utilizzati sono l’apparecchiatura di Orsat e di Fyrite. Con l’apparecchio di Orsat (fig. 9.2) si possono determinare le percentuali di CO2, O2, CO e, per differenza a 100, anche il tenore di N2. Il principio di funzionamento è il seguente: un determinato volume di fumi è prelevato per aspirazione con una pompetta ed è messo in contatto prima con una soluzione concentrata di potassa caustica (KOH) che assorbe la CO2, poi con una soluzione di acido pirogallico (per assorbire l’O2) e, quindi, con una soluzione di rame ammoniacale (per assorbire il CO). Le successive diminuzioni di volume, misurate ogni volta alla pressione atmosferica, danno i volumi di CO2, O2 e CO. Nel prelevamento dei campioni, il vapor d'acqua presente nei fumi condensa e viene eliminato, per cui l’apparecchiatura fornisce un'analisi dei fumi secchi. Un altro apparecchio molto usato, anche se meno preciso, è quello di Fyrite (fig. 9.3). È costituito di una boccia graduata nella quale si fa entrare il gas aspirato da una pompetta. L’anidride carbonica contenuta nei gas si scioglie nel liquido contenuto che aumenta di volume. La percentuale di CO2 si può allora leggere direttamente su di una scala graduata in % CO2. Un altro tipo di analizzatore per CO2 è quello elettrotermico che sfrutta la diversa conducibilità dell’anidride carbonica e dell’aria. l’anidride carbonica ha, infatti, una conducibilità inferiore a quella dell’aria, per cui il fumo sarà meno conduttore dell’aria e tanto di meno per quanto più elevata è la percentuale di CO2. Lo strumento di misura è basato sull’impiego di un ponte di Wheatstone in cui due lati del ponte possono essere lambiti da aria e da anidride carbonica (fig. 9.4). Facendo circolare corrente (prodotta da un alimentatore, regolata da un reostato e letta con un amperometro) in presenza di sola aria i due fili AB e AC si riscaldano alla stessa temperatura e il ponte è in equilibrio; pertanto il galvanometro, nella diagonale BC, non rileva passaggio di corrente. Se si invia aria e anidride carbonica (stessa portata e stessa velocità) nelle celle AC e AB, la minor conduttività dell’anidride carbonica fa si che il filo AB si raffreddi di meno di quello AC; la variazione di resistenza conseguente provoca uno squilibrio del ponte e il galvanometro sulla diagonale BC segnala il passaggio di corrente. Il contenuto di CO2 si può così ricavare previa opportuna taratura dello strumento. I moderni strumenti portatili si avvalgono di celle elettrochimiche costituite essenzialmente da catodo, anodo ed elettrolita, come una pila e come tali hanno un loro potenziale, a cui corrisponde, se poste in un circuito, una corrente. Se l’ossigeno entra nella cella e va a combinarsi con l’anodo, la corrente che circola all’interno della cella varia e questa variazione è funzione del tenore di ossigeno presente. Opportunamente trasformato questo segnale consente di valutare la concentrazione di O2. Analogo funzionamento si ha per le celle CO, NO, SO2. Le celle elettrochimiche presenti sul mercato sono oggi di buona qualità e hanno una durata media di almeno due anni.

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Il contenuto di CO2, le perdite di tiraggio e l’eccesso d'aria vengono calcolati dallo strumento (fig. 9.5). La norma raccomanda che tutte le misurazioni siano fatte nello stesso punto e, preferibilmente, con un apparecchio multifunzione. Nessuna misurazione può essere considerata valida se lo strumento con cui viene eseguita non è tara-

Fig. 9.2

Fig. 9.3

Apparecchio di Orsat.

Apparecchio Fyrite per la determinazione di CO2  SO2.

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Fig. 9.4

Schema di analizzatore elettronico.

to e omologato. Occorre sempre preoccuparsi della taratura periodica presso enti qualificati. È evidente che devono essere adottate tutte quelle precauzioni nella fase di prelievo per evitare che i risultati siano inficiati, per esempio, da ingresso di aria nel foro in cui viene inserita la sonda di prelievo e così via. La norma UNI 10389: 1994 “Generatori di calore – Misurazione in opera del rendimento di combustione” prescrive per l’analizzatore di ossigeno un campo di misura 0  21%, con incertezza di lettura  0,5; per l’analizzatore di anidride carbonica un campo di misura 0  16% con incertezza di lettura  0,5. Per l’analizzatore di ossido di carbonio il campo di misura deve andare da 0 a 4000 ppm con incertezza di lettura  20 ppm fino a 400 ppm e  5% del valore misurato per concentrazioni maggiori. Oltre ai valori di O2, CO e CO2 presenti nei prodotti della combustione occorre misurare le temperature dell’aria comburente, dei fumi e quella del fluido di caldaia. Il termometro per l’aria comburente deve avere una scala 10/50 °C e incertezza di lettura di 2 °C. Il termometro per i prodotti della combustione deve avere un

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Fig. 9.5

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Analizzatore di gas combusti (Testo).

intervallo di misura 0  500 °C e incertezza di lettura  5 °C. Il termometro per la misurazione della temperatura del fluido di caldaia deve avere un intervallo da 0 a 200 °C e incertezza di lettura  2 °C. Il prelievo dei prodotti della combustione e la misurazione della temperatura degli stessi devono essere eseguiti in corrispondenza di un apposito foro praticato nel condotto di evacuazione dei prodotti della combustione. Al termine della misurazione l’operatore deve chiudere stabilmente il foro, in modo da garantire la tenuta del condotto di evacuazione dei prodotti della combustione durante il normale funzionamento dell’impianto. Il foro deve essere praticato, a cura del responsabile per l’esercizio e la manutenzione dell’impianto, dal tecnico o manutentore abilitato, a meno che sul generatore di calore sia già stato predisposto un apposito foro, o vi sia rimasto a seguito di altre misurazioni effettuate in ottemperanza a prescrizioni precedenti, conforme a quanto indicato dalla norma. Il foro deve essere situato a una distanza dall’uscita del generatore di calore pari a due volte il diametro interno del condotto di evacuazione dei prodotti della combustione. Se all’interno di questa distanza il condotto presenta una curva, il foro deve

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essere situato a una distanza dalla fine della curva pari a un diametro interno del condotto di evacuazione dei prodotti della combustione. Se a valle del generatore sono disposti sistemi di recupero del calore, il foro deve essere situato sul tratto di condotto di evacuazione dei prodotti della combustione in uscita da questi sistemi. Se il condotto di evacuazione dei prodotti della combustione è parte integrante del generatore di calore, il foro può essere praticato solo su autorizzazione del fabbricante del generatore il quale deve rilasciare le opportune istruzioni in merito. Nel caso di generatori di calore a gas con bruciatore atmosferico, che dispongono di dispositivo rompitiraggio-antivento, il foro deve essere situato a valle del dispositivo a una distanza pari a due diametri del condotto di evacuazione dei prodotti della combustione. Se il collegamento fra il generatore di calore e il camino o canna fumaria non consente, per l’assenza di tratti rettilinei o per la loro eccessiva brevità, il rispetto delle distanze sotto indicate, e il fabbricante del generatore non ha predisposto o indicato un apposito punto di prelievo nel circuito fumi, il controllo della combustione non può essere effettuato. La misurazione della temperatura dell’aria comburente deve essere effettuata: – nei pressi della bocca di aspirazione dell’aria nei generatori di calore con bruciatore ad aria soffiata; – nei pressi dell’ingresso dell’aria nei generatori di calore a gas con bruciatore ad aria aspirata, camera di combustione aperta e tiraggio naturale o con ventilatore sulla linea di scarico dei prodotti della combustione; – in un punto opportuno del condotto di alimentazione dell’aria comburente nei generatori di calore a gas con camera di combustione stagna, a tiraggio naturale o con ventilatore sulla linea di scarico dei prodotti della combustione. Il punto deve essere predisposto dal fabbricante del generatore di calore o praticato, a cura del responsabile per l’esercizio e la manutenzione dell’impianto, dal tecnico o manutentore abilitato, seguendo le indicazioni che il fabbricante deve fornire in proposito. Al termine della misurazione l’operatore deve chiudere stabilmente il foro, in modo da garantire la tenuta del condotto. Tutte le misurazioni devono essere eseguite quando il generatore di calore si trova a regime alla potenza massima. Il regolamento per l’esecuzione della legge n. 615 del 13.7.1966 (il quale fa riferimento unicamente alla combustione di combustibili liquidi e solidi), contenuto nel DPR n. 1391 del 22.12.1970, all’art. 11 prescrive quali debbano essere gli apparecchi indicatori, dove installarli nonché le caratteristiche in funzione della potenzialità degli impianti. "Gli impianti termici devono essere dotati degli apparecchi indicatori di cui appresso, allo scopo di consentire il rilevamento dei principali dati caratteristici relativi alla conduzione dei focolari. a) Un termometro indicatore della temperatura dei fumi deve essere installato stabilmente alla base di ciascun camino. Le indicazioni del termometro, nel caso di focolari, aventi potenzialità superiore a 1.000.000 di kcal/h, devono essere registrate con apparecchio a funzionamento continuo.

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b) Due apparecchi misuratori delle pressioni relative (riferite a quella atmosferica) che regnano rispettivamente nella camera di combustione ed alla base del camino, per ciascun focolare di potenzialità superiore a 1.000.000 di kcal/h. c) Un apparecchio misuratore della concentrazione volumetrica percentuale dell’anidride carbonica (CO2), nonché dell’ossido di carbonio e dell’idrogeno (CO  H2) contenuti nei fumi inserito in un punto appropriato del loro percorso. In sostituzione dell’apparecchio misuratore della concentrazione dell’ossido di carbonio e dell’idrogeno può essere adottato un apparecchio misuratore dell’ossigeno in eccesso o anche un indicatore della opacità dei fumi. È richiesta una apparecchiatura composta dei due dispositivi, come sopra specificato, solamente per ogni focolare di potenzialità superiore a 1.000.000 di kcal/h; essa deve essere integrata con un dispositivo di allarme acustico riportato in un punto riconosciuto idoneo all’atto del collaudo dell’impianto termico. Le indicazioni di questi apparecchi, nel caso di focolari aventi potenzialità superiore a 2.000.000 di kcal/h, devono essere registrate in maniera continua. I dati forniti dagli apparecchi indicatori a servizio degli impianti termici aventi potenzialità superiore a 5.000.000 kcal/h, anche se costituiti da un solo focolare, devono essere riportati su di un quadro raggruppante i ripetitori e i registratori delle misure, situato in un punto riconosciuto idoneo per una lettura agevole da parte del personale addetto alla conduzione, al collaudo dell’impianto termico. Tutti gli apparecchi indicatori, ripetitori e registratori delle misure devono essere installati in maniera stabile e devono essere tarati e riconosciuti idonei con il collaudo del relativo impianto termico e con ogni successivo controllo". La composizione dei gas combusti può essere semplicemente rappresentata graficamente con il triangolo di combustione o di Ostwald; ne esiste uno per ogni tipo di combustibile. Con questo triangolo si può ricavare il contenuto di CO e l’eccesso d'aria note le percentuali di CO2 e O2. Nella fig. 9.6 è riportato il triangolo per il metano. Sulle ascisse è riportato il contenuto percentuale di O2, sulle ordinate il contenuto percentuale di CO2; le rette del CO sono parallele all’ipotenusa, tracciata fra il punto 21% di contenuto massimo di O2 e la percentuale massima di CO2 per il combustibile in esame. Se per esempio, dall’analisi della combustione di questo gas, si rilevano: 10% di anidride carbonica (CO2); 3% di ossigeno (O2) dal triangolo si ricava un eccesso d'aria pari a circa il 14% con un contenuto nullo di CO, ciò significa combustione completa: l’ipotenusa è, infatti, il luogo dei punti rappresentativi di tale tipo di combustione. Il punto "A" (CO2  volume max e CO  0%) rappresenta condizioni di combustione stechiometrica, il punto "B" assenza di combustione (soltanto aria O2  21%). Per gli impianti alimentati con combustibile liquido occorre effettuare anche una misurazione dell’indice di fumosità, con il metodo di misura messo a punto dalla Bacharach Industrial Instrument Co. di Pittsburg. Il metodo consiste nell’aspirare con una piccola pompa un determinato volume di gas combusto che attraversa un filtro di carta Woltman n. 4 (fig. 9.7). Il lato del filtro investito dal gas si colora dal

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Fig. 9.6

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Triangolo di combustione per gas metano. Da Manuale dell’ingegnere meccanico, Hoepli, Milano 1994.

grigio chiaro al nero, in funzione della quantità di fuliggine presente. Tale colorazione può essere posta a confronto con una scala campione, costituita da dieci dischetti con ombreggiature variabili da 0 (grigio chiaro) al 9 (colore nero). Le misurazioni di ogni parametro devono essere effettuate almeno tre volte, a intervalli di tempo eguali e ogni volta dopo almeno due minuti dall’inizio del prelievo. Il valore misurato di ogni parametro è ottenuto come media aritmetica delle prime tre misurazioni significative. La norma UNI 10389 fissa i valori massimi consentiti per l’ossido di carbonio e l’indice di fumosità: – la concentrazione di CO (riportata alla condizione di prodotti della combustione secchi e senz’aria(*) deve essere inferiore allo 0,1% (1000 ppm); – l’indice di fumosità, riferito alla scala Bacharach, deve essere: - inferiore a 2 per il gasolio; - inferiore a 6 per l’olio combustibile.

(*)

Il valore di CO misurato si riporta alla condizione di prodotti secchi e senza aria, moltiplicandolo per: – 21/(21  O2) se è stata rilevata la percentuale di ossigeno nei fumi; – CO2teor/CO2 se è stata rilevata la percentuale di CO2 nei fumi.

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Fig. 9.7

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Apparecchio indicatore della colorazione dei fumi (Bacharach).

9.5.4 Rendimento di combustione. Per calcolare il rendimento di combustione è necessario considerare da un lato la potenza termica entrante o disponibile (data dal potere calorifico del combustibile per la sua portata unitaria) e dall’altro la potenza termica utilizzabile che è quella che si ritrova nel fluido termovettore. È noto, infatti, che non tutta la potenza termica entrante viene utilizzata a causa delle perdite sempre presenti; queste possono essere schematicamente espresse dalle relazioni seguenti. a) Perdita per calore sensibile nei prodotti della combustione: qa  Wg cpg (tg  ta)

(9.19)

b) Perdita di calore per il vapore formatosi nella combustione: 9 H2 qb  –––––– (htg  hfta) 100

(9.20)

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FONDAMENTI

c) Perdita per il calore di riscaldamento del vapor d’acqua presente nell’aria comburente: qc  MWa (htg  hgta)

(9.21)

qd  23.591 C 冤CO/(CO2 + CO)冥

(9.22)

d) perdita per incombusti:

e) Perdita per carbonio non bruciato e rimasto nelle ceneri: qe  33.957 冤Cu /100  C冥

(9.23)

f) Perdite di difficile valutazione dovute a fenomeni di irraggiamento e convezione dalle pareti della caldaia. Nelle espressioni precedenti i simboli hanno il significato: qa ...... qe  perdite in kJ/kg di combustibile  entalpia (kJ/kg) del vapore saturo alla temperatura dell’aria comburente hgta  entalpia (kJ/kg) del vapore surriscaldato alla temperatura dei fumi e htg alla pressione di 6,895 kPa assoluti  entalpia (kJ/kg) dell’acqua alla temperatura dell’aria comburente hfta  temperatura fumi (°C), all’uscita dal generatore tg  temperatura aria comburente (°C) ta  calore specifico dei fumi, che può assumersi pari a 1,01  1,06 kJ/(kg K) cpg per temperature da 150 a 540 °C  percentuale di idrogeno nel combustibile (kg/kg) H2 M  umidità specifica dell’aria (kg vapore/kg aria secca)  massa di fumi per kilogrammo di combustibile dalla relazione (9.17) Wg  massa di aria comburente per kilogrammo di combustibile, dalle relaWa zioni (9.9), (9.11), (9.13), (9.14) CO, CO2  percentuali (in volume) di questi gas nei fumi C  carbonio bruciato effettivamente (kg/kg combustibile)  carbonio totale presente nel combustibile (kg/kg combustibile) Cu Di tutte queste perdite, per lo meno con i buoni generatori oggi disponibili sul mercato e con una buona regolazione della combustione, occorre considerare soltanto le perdite qa, qb e qc. La perdita qe deve essere considerata soltanto per generatori con bruciatori di combustibile solidi. Le perdite qa, qb e qc possono essere determinate con un’analisi dei prodotti della combustione, assumendo convenzionalmente una presenza dell’1% di vapor d’acqua (come massa) nell’aria comburente. Il rendimento di combustione sarà dato dal rapporto fra la potenza effettivamente resa e quella entrante q  (qa  qb  qc  qd  qe ) η%  ––––––––––––––––––––––––––

100 q

(9.24)

Con riferimento alla norma UNI 10389, per rendimento di combustione deve intendersi il rapporto fra la potenza termica convenzionale e la potenza termica al focolare.

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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Le rispettive definizioni sono: a) potenza termica convenzionale è la potenza al focolare diminuita della potenza persa al camino: Pc  Pf  PS

(kW)

(9.25)

b) potenza termica al focolare è quella ottenibile dalla combustione del combustibile impiegato e, pertanto, è data dal prodotto della portata di combustibile bruciato per il suo potere calorifico inferiore: Pf  qcomb pci

(kW)

(9.26)

La verifica della potenza termica al focolare può essere fatta utilizzando la tab. 9.17, dove, per i diversi combustibili in uso, sono riportati i valori convenzionali per i quali moltiplicare la portata (volumetrica in m3/h per i combustibili gassosi, massica in kg/h per i combustibili liquidi) per ottenere la potenza. Tab. 9.17

Fattori convenzionali per ottenere la potenza termica al focolare

Gas naturale Gas di petrolio liquefatto (GPL) Gasolio Olio combustibile

in kW

in kcal/h

9,60 31,40 11,872 11,477

8.250 27.000 10.210 9.870

Per calcolare il rendimento di combustione occorre, pertanto, valutare la potenza termica persa al camino. Le formule convenzionali suggerite sono:

冢

冣

A1 PS  –––––––  B (Tf  Ta ) 21  O2

(9.27)

se è nota la concentrazione di ossigeno O2 nei prodotti della combustione. Quando è nota, invece, la concentrazione di anidride carbonica (CO2) nei fumi:

冢

冣

A2 PS  –––––––  B (Tf  Ta) CO2

(9.28)

Nelle espressioni:  perdita al camino (in percento) PS  temperature dei fumi e dell'aria comburente (°C) Tf e Ta  concentrazione di ossigeno nei fumi secchi (in percento in volume) O2  concentrazione di anidride carbonica nei fumi secchi (in percento in CO2 volume) A1, A2 e B  coefficienti i cui valori sono riportati nella tab. 9.18

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FONDAMENTI

Tab. 9.18

Valori dei coefficienti A1, A2 e B per il calcolo della potenza termica persa al camino

Combustibile Gas naturale GPL Gasolio Oli combustibili

A1

A2

B

0,66 0,63 0,68 0,68

0,38 0,42 0,50 0,52

0,010 0,008 0,007 0,007

Il valore di PS così ottenuto viene arrotondato alla prima cifra decimale. Il rendimento di combustione del generatore, riferito al combustibile in esame, è dato da: η  100  PS (9.29) che deve essere considerato con un margine d'incertezza del  2%. A titolo di esempio si consideri un generatore funzionante con metano, per il quale l’analisi della combustione abbia fornito i seguenti dati: O2  3,1% Tf  200 °C Ta  20 °C La potenza termica dispersa è data da:

冢

冣

0,66 PS  ––––––––  0,010 (200  20)  8,4% 21  3,1 Il rendimento sarà, pertanto:

η  100  8,4  91,6%  2% Nella tab. 9.19 si riportano tutti i più significativi valori dei parametri della combustione per i più comuni combustibili. L’analisi della combustione consente anche di trarre utili informazioni circa il suo andamento nonché sulle caratteristiche di funzionamento del complesso caldaia-bruciatore. Nella tab. 9.20 si commentano alcuni risultati delle analisi esprimendo anche diagnosi semplificate. 9.5.5 Obblighi di legge circa il rendimento di combustione. Il rendimento termico utile di un generatore di acqua deve, nel rispetto delle norme vigenti, essere non inferiore a determinati valori minimi (DPR 21 dicembre 1999 n. 551). Negli impianti termici di nuova installazione, nella ristrutturazione degli impianti termici nonché nella sostituzione di generatori di calore, i generatori di calore ad acqua calda di potenza nominale utile pari o inferiore a 400 kW devono avere un “rendimento termico utile” conforme a quanto prescritto dal Decreto del Presidente della Repubblica 15 novembre 1986, n. 660. I generatori ad acqua calda di potenza superiore devono rispettare i limiti di rendimento fissati dal medesimo Decreto del Presidente della Repubblica per le caldaie a potenza pari a 400 kW.

60  70 60  70 100 130 140

130  150 130  150 140  160 180  200 180  200

7  6,0 6,0  5,5 7,0  6,5 9,8  9,0 9,8  9,0

93,0  94,0 94,0  94,5 93,0  93,5 90,2  91,0 90,2  91,0

Rendimento (%)

– – 1 4 6

Fumosità n. di Bacharach

15:11

Metano GPL Gasolio Olio fluido Olio denso

Punto di rugiada (°C)

Temperatura fumi (°C)

 1000 ppm  1000 ppm – – –

(CO)

Incombusti

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Perdita nei fumi (%)

33  15 24  14 28  19 38  28 42  31

8,5  10 11  12 11,5  12,5 11  12 11  12

)

11,7 13,9 15,1 15,7 16,2

Metano GPL Gasolio Olio fluido Olio denso

(

Eccesso d'aria CO2 teor  CO2 reale ε% = ––––––––––––––– 90 CO2 reale

Combustibile

CO2 ottimale (%)

CO2 teorico max (%)

Tab. 9.19 Valori dei principali parametri della combustione

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE 401

X

X

X

X

X

X

X

X X

X

X

X

X

X

X

X

X

X

Perdite di tenuta nel condotto di scarico dei gas combusti

Cattiva miscelazione aria-combustibile

Perdite di tenuta della camera di combustione; infiltrazioni di aria

Elevato eccesso d’aria

Bassa temperatura della fiamma

Elevato eccesso d’aria e superfici radianti della caldaia sporche

Ridotto eccesso d’aria: combustione incompleta

Potenza del bruciatore troppo elevata

Superfici radianti della caldaia sporche

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X

X

X

X

Rendimento Fuliggine Diagnosi combustione o residui della basso di gasolio combustione incombusto

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X

X

X

X

X

X

CO basso o assente

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X

X

X

O2 basso CO elevato e CO2 elevata X

Temperatura O2 elevato bassa e dei gas CO2 bassa combusti

X

Temperatura elevata dei gas combusti

Tab. 9.20 Valutazione dei risultati di un’analisi di combustione

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FONDAMENTI

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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Per potenza nominale superiore a 400 kW il valore del rendimento di combustione deve essere uguale o superiore al valore sopra indicato e calcolato per Pn  400 kW. In alternativa all’applicazione delle suddette norme UNI la verifica del rendimento può essere effettuata con le metodologie riportate in norme tecniche equivalenti di altri paesi membri della Comunità Europea. Per generatori di calore ad aria calda con potenza utile nominale non superiore a 400 kW il valore minimo del rendimento di combustione alla potenza nominale deve essere: ηc  (83  2 log Pn)% dove log Pn  logaritmo in base 10 della potenza nominale espressa in kW. Per generatori di calore aventi doppia funzione di climatizzazione invernale e di produzione di acqua calda per usi igienici e sanitari, i valori di rendimento termico utile si riferiscono alla sola funzione di climatizzazione invernale. La verifica del “rendimento termico utile” dei generatori di calore deve essere effettuata secondo le metodologie indicate nelle seguenti norme tecniche UNI: UNI 7936:1979 + A130: 1984 + A168:1987 UNI 7271:1988 + A1: 1990 + A2:1991 UNI 9893:1991 + A1:1994 UNI 9166:1987

Generatori di calore ad acqua calda con potenza termica fino a 2,3 MW, funzionanti con combustibile liquido e/o gassoso e bruciatori ad aria soffiata. Prova termica. Caldaie ad acqua funzionanti a gas con bruciatore atmosferico. Prescrizione di sicurezza. Caldaie ad acqua funzionanti a gas corredate di bruciatore atmosferico con ventilatore nel circuito di combustione. Prescrizioni di sicurezza. Generatori di calore. Determinazione del rendimento utile a carico ridotto per la classificazione ad alto rendimento.

La verifica del “rendimento di combustione” dei generatori di calore ad aria calda deve essere effettuata secondo le metodologie indicate nelle seguenti norme tecniche UNI: UNI 7414:1981 + A131: Generatori di aria calda funzionanti con i bruciatori ad 1984 + A2:1989 aria soffiata per combustione liquido o gassoso. UNI 9461:1990 Generatori di aria calda a gas con bruciatore atmosferico non equipaggiati con ventilatore nel circuito di combustione. Prescrizioni di sicurezza. UNI 9462:1990 Generatori di aria calda a gas con bruciatore atmosferico equipaggiati con ventilatore nel circuito di combustione. Prescrizioni di sicurezza. In alternativa all’applicazione delle suddette norme UNI la verifica del rendimento può essere effettuata con le metodologie riportate in norme tecniche equivalenti di altri paesi membri della Comunità Europea.

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FONDAMENTI

9.6

LIMITI DI IMPIEGO DEI COMBUSTIBILI

È con la Legge n. 615 del 13.7.1966 che vengono per la prima volta definiti i limiti di impiego dei combustibili in relazione alle loro caratteristiche principali. Diversi decreti si sono succeduti da quella data per aggiornare i dati caratteristici. Ultimo è il Decreto del Presidente del Consiglio dei Ministri dell’8.3.2002, pubblicato nella Gazzetta Ufficiale n. 60 del 12.3.2002: Disciplina delle caratteristiche merceologiche dei combustibili aventi rilevanza ai fini dell’inquinamento atmosferico nonché delle caratteristiche tecnologiche degli impianti di combustione. Art. 2 - Definizione 1.b/ I combustibili per usi civili sono quelli utilizzati negli impianti termici non inseriti in un ciclo di produzione industriale. 2. Sono in ogni caso compresi fra gli impianti di cui al precedente comma quelli aventi le seguenti destinazioni d’uso: – riscaldamento e/o climatizzazione di ambienti; – riscaldamento di acqua calda per utenze civili; – cucine, lavaggio stoviglie, sterilizzazione e disinfezione mediche; – lavaggio biancheria e simili; – forni da pane; – mense e altri pubblici esercizi destinati ad attività di ristorazione.

Titolo II Combustibili e caratteristiche tecnologiche degli impianti di combustione per uso civile Art. 6 - Combustibili consentiti e condizioni di utilizzo 1. Negli impianti termici di cui all’art. 2, comma 1, lettera b) e comma 2, è consentito l’uso dei seguenti combustibili: a) gas naturale; b) gas di città; c) gas di petrolio liquefatto; d) gasolio, kerosene e altri distillati leggeri e medi di petrolio rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 1; e) emulsioni acqua-gasolio, acqua-kerosene e acqua-altri distillati leggeri e medi di petrolio di cui alla precedente lettera d) e rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato II, punto 1; f) legna da ardere alle condizioni previste dall’allegato III, punto 2; g) carbone di legna; h) biomasse combustibili individuate nell’allegato III, alle condizioni ivi previste; i) biodiesel avente le caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 3; l) agglomerati di lignite rispondente alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 4, limitatamente al periodo previsto all’art. 10;

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COMBUSTIBILI E COMBUSTIONE

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m) olio combustibile e altri agglomerati pesanti di petrolio rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 1, colonne 1, 3, 5 e 9, fatto salvo quanto previsto all’art. 8; n) emulsioni acqua-olio combustibile o acqua-altri distillati pesanti di petrolio, di cui alla precedente lettera m), rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato II, punto 2, fatto salvo quanto previsto dall’art. 9; o) carbone da vapore rispondente alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 4, limitatamente al periodo previsto all’art. 10; p) coke metallurgico e da gas rispondente alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 4, limitatamente al periodo previsto all’art. 10; q) antracite, prodotti antracitosi e loro miscele rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 4, limitatamente a quanto previsto all’art. 10; r) biogas individuato nell’allegato VI, alle condizioni ivi previste. 2. I combustibili di cui alle lettere l), m), n), o), p), q) e r) non possono essere utilizzati nei forni da pane, nelle cucine, nelle mense e negli altri pubblici esercizi destinati ad attività di ristorazione. 3. Gli impianti termici di cui all'art. 2, comma 1, lettera b) e comma 2, di potenza termica nominale complessiva superiore a 0,035 MW, installati successivamente alla data di entrata in vigore del presente decreto, ad esclusione di quelli che utilizzano i combustibili di cui al comma 1, lettere f), h) ed r), devono rispettare, in condizioni di funzionamento a regime, i valori limite di emissione in atmosfera riportati nell’allegato V. I valori di emissione devono essere controllati almeno annualmente dal responsabile dell’esercizio e della manutenzione dell’impianto nell’ambito delle normali operazioni di controllo e manutenzione dello stesso. I valori misurati devono essere allegati al libretto di centrale o di impianto di cui al decreto del Presidente della Repubblica 26 agosto 1993, n. 412, e successive modifiche. 4. Per gli impianti installati precedentemente alla data di entrata in vigore del presente decreto, gli obblighi di cui al comma 3, si applicano a partire dal 1° settembre 2003. 5. I valori limite di emissione di cui all’allegato V, fatte salve diverse determinazioni dell’autorità competente al controllo dello stato di manutenzione e di esercizio degli impianti, individuata dall’art. 31 del decreto legislativo 31 marzo 1998, n. 112, ed a condizione che siano regolarmente eseguite le manutenzioni programmate di cui al decreto del Presidente della Repubblica 26 agosto 1993, n. 412, e successive modifiche e integrazioni, si ritengono rispettati quando vengono utilizzati come combustibili: a) gas naturale; b) gas di citta'; c) gas di petrolio liquefatto; d) gasolio, kerosene ed altri distillati leggeri e medi di petrolio rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 1;

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FONDAMENTI

e) emulsioni acqua-gasolio, acqua-kerosene e acqua-altri distillati leggeri e medi di petrolio di cui alla precedente lettera d) e rispondenti alle caratteristiche indicate nell’allegato II, punto 1; f) biodiesel avente le caratteristiche indicate nell’allegato I, punto 3. 6. Gli impianti termici di cui all’art. 2, comma 1, lettera b) e comma 2, che, alla data di entrata in vigore del presente decreto, effettuano la combustione della legna da ardere, delle biomasse e del biogas di cui al comma 1, lettere f), h) ed r), devono rispettare i valori limite e le prescrizioni indicate negli allegati III e VI, entro due anni dall’entrata in vigore del presente decreto. Art. 14 - Abrogazioni A partire dalla data di entrata in vigore del presente decreto è abrogato il decreto del Presidente del Consiglio dei Ministri 2 ottobre 1995. A partire da tale data sono abrogati gli articoli 12 e 13 della legge 13 luglio 1966, n. 615, secondo quanto disposto dall’art. 2, comma 3, della legge 8 luglio 1986, n. 349. Art. 15 - Entrata in vigore Il presente decreto entra in vigore il giorno stesso della sua pubblicazione nella Gazzetta Ufficiale della Repubblica italiana.

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Parte seconda COMFORT E MICROCLIMA

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10

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BENESSERE TERMOIGROMETRICO

Benché l’uomo possa adattarsi a diverse condizioni ambientali, esistono particolari condizioni per le quali egli prova una sensazione di benessere: è la zona del comfort termico nella quale il corpo si trova in equilibrio termico con l’ambiente circostante. Nella norma UNI-EN-ISO 7730 il benessere termico è definito come la condizione mentale di soddisfazione termica nei confronti del microclima, definito come il complesso dei parametri climatici degli ambienti confinati in grado di influenzare gli scambi termici soggetto-ambiente. Un microclima favorevole è un’importante condizione per il benessere psicofisico dell’individuo nell’ambiente in cui vive e lavora. Perché ciò si verifichi occorre che vi sia neutralità termica ossia che esista un pareggio tra il calore prodotto dall’organismo per effetto del metabolismo e il calore scambiato con l’esterno, senza dover impegnare eccessivamente il sistema di termoregolazione corporea. Il calore prodotto dipende dall’attività svolta, dalla costituzione, dal sesso, dallo stato di salute, dallo stato di nutrizione, dall’età ecc., mentre il calore ceduto dal corpo all’ambiente dipende dalla temperatura e dall’umidità dell’aria che circonda il corpo stesso, dal tipo di vestiario, dalla velocità dell’aria a contatto con la pelle, dall’irraggiamento (positivo o negativo) da superfici calde o verso superfici fredde.

10.1

L’ATTIVITÀ METABOLICA

L’uomo ha la proprietà di mantenere costante la temperatura interna del corpo. Questa funzione viene ottenuta, come si è detto, con un meccanismo di termoregolazione mediante l’equilibrio fra produzione e dispersione del calore. Il calore viene generato in conseguenza dei processi chimici subiti dagli alimenti ingeriti mentre la cessione all’esterno del calore è conseguenza del fatto che la temperatura interna del corpo è superiore a quella dell’ambiente in cui l’uomo vive e lavora. Il sistema di termoregolazione, che risiede nell’ipotalamo, provvede, mediante meccanismi neuroendocrini, a controllare la produzione e la dispersione di calore. Quando, per esempio, si ha una sensazione di calore, la temperatura superficiale del corpo aumenta (maggiore afflusso di sangue alla superficie del corpo a seguito di vasodilatazione) e aumenta anche la sudorazione così che, aumentando la dispersione, si ripristina l’equilibrio termico. Quando, viceversa, c’è una sensazione di freddo si riduce la temperatura superficiale (per vasocostrizione il sangue non arriva alla periferia) e così si riduce la dispersione. L’equilibrio termico del corpo umano può essere descritto mediante una equazio-

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COMFORT E MICROCLIMA

ne di bilancio termico, derivata dall’applicazione del primo principio della termodinamica al sistema costituito dal corpo umano e dall’ambiente circostante, che si può così scrivere: SMPCRE (10.1) dove le diverse grandezze sono potenze per unità di area (W/m2) e rappresentano: S  variazione di energia interna del corpo M  potenza termica associata al metabolismo P  potenza meccanica scambiata dal corpo umano con l’ambiente esterno C  calore ceduto all’esterno per convezione e conduzione R  calore ceduto all’esterno per irraggiamento E  calore ceduto per effetto dell’evaporazione del sudore e come calore latente nella respirazione Nell’espressione suddetta M è sempre positivo, C, R ed E sono positivi se rappresentano quantità di calore cedute all’ambiente, P è positivo se il lavoro è fatto dal corpo, negativo se subìto. Poiché per definizione la condizione del benessere prevede che sia nulla la variazione di energia interna (S  0), si può scrivere: MPCRE

(10.2)

Questa condizione è detta anche di omeotermia, per cui la temperatura del nucleo corporeo si mantiene costante intorno al valore di 37 °C circa. Ai fini della progettazione degli impianti di condizionamento per il benessere delle persone, è necessario conoscere la quantità di calore emessa dalle persone, la quale dipende dall’attività fisica svolta, dal tipo di persona e dalle condizioni nelle quali l’attività stessa si svolge. L’unità usata per esprimere la potenza emessa per effetto del metabolismo è il met, definita come la potenza metabolica emessa da una persona seduta e in quiete: 1 met  58,2 W/m2

[⯝ 50 kcal/(hm2)]

Per un giovane uomo in buona salute la potenza metabolica emessa massima può arrivare fino a 12 met, che scende a 7 met per un anziano di 70 anni. Per le donne il metabolismo è circa il 30% più basso. Nel calcolare il valore della potenza metabolica emessa è opportuno considerare che l’attività svolta da un individuo non è costante per tutto il tempo, in quanto si hanno anche periodi di riposo; occorrerà quindi effettuare un calcolo, sebbene approssimativo, che tenga conto di ciò e conduca quindi a un valore di “met” mediato. La norma UNI EN ISO 8996 Ergonomia dell’ambiente termico - Determinazione del metabolismo energetico edizione ottobre 2004, entrata a far parte del corpo normativo nazionale il 1 febbraio 2005 (versione bilingue del gennaio 2007), specifica vari metodi per la determinazione del metabolismo energetico nell’ambito dell’ergonomia degli ambienti termici nei quali si vive e si lavora.

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BENESSERE TERMOIGROMETRICO

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Valutazioni, prospetti e altri dati riportati nella norma sono riferiti ad un individuo “medio”, definito: – un uomo di 30 anni, di massa pari a 70 kg e di altezza pari a 1,75 m (area della superficie corporea pari a 1,8 m2); – una donna di 30 anni, di massa pari a 60 kg e di altezza pari a 1,70 m (area della superficie corporea pari a 1,6 m2). Gli utilizzatori che avranno a che fare con popolazioni particolari, quali: bambini, anziani, persone con disabilità fisiche, dovrebbero apportare le opportune correzioni. Sono considerati quattro livelli. Livello 1, screening. Sono presentati due metodi semplici e di facile utilizzazione per caratterizzare rapidamente il carico medio relativo a un’assegnata occupazione o a una specifica attività: – il metodo 1A è una classificazione sulla base del tipo di occupazione; – il metodo 1B è una classificazione in accordo con il tipo di attività. Ambedue i metodi forniscono semplicemente una stima grossolana, con una considerevole possibilità di errore. Ciò limita notevolmente la precisione. A questo livello non è necessaria l’ispezione del posto di lavoro. Livello 2, osservazione. Sono presentati due metodi destinati a coloro i quali hanno buona conoscenza delle condizioni di lavoro, ma non necessariamente dei principi ergonomici, per la caratterizzazione media di una situazione lavorativa in un certo istante: – con il metodo 2A il metabolismo energetico si ottiene sommando, a quello basale, quello dovuto alla postura, quello relativo al tipo di lavoro e quello legato al movimento relazionato alla velocità di lavoro; – con il metodo 2B, il metabolismo energetico è determinato mediante i valori tabellati per le varie attività. Viene descritta una procedura per registrare le attività nel tempo e calcolare il metabolismo energetico medio pesato rispetto al tempo, utilizzando i dati forniti dai due metodi precedenti. La probabilità di errore è elevata. Per determinare il metabolismo energetico di una situazione lavorativa, che comporta una successione ciclica di attività diverse, occorre un’analisi dei tempi e dei movimenti. Livello 3, analisi. È presentato un metodo, indirizzato a coloro che hanno esperienza in medicina occupazionale e in ergonomia degli ambienti termici. Il metabolismo energetico è determinato registrando la frequenza cardiaca per un periodo di tempo significativo. Questo metodo, per la determinazione indiretta del metabolismo energetico, si basa sulla relazione tra il consumo di ossigeno e la frequenza cardiaca in condizioni prestabilite.

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COMFORT E MICROCLIMA

Livello 4, per esperti. Sono presentati tre metodi. Essi richiedono misure molto specifiche effettuate da esperti: – nel metodo 4A, è misurato il consumo di ossigeno in periodi brevi (da 10 min a 20 min); è necessaria un’analisi dettagliata dei tempi e dei movimenti per mostrare la significatività del periodo di misurazione; – il metodo 4B è il cosiddetto metodo della doppia marcatura dell’acqua, che ha lo scopo di caratterizzare il metabolismo energetico medio su periodi molto più lunghi (da 1 a 2 settimane); – il metodo 4C è quello della calorimetria diretta. La precisione dei risultati, ma anche i costi dell’analisi, aumentano passando dal livello 1 al livello 4: la misurazione prevista al livello 4 fornisce i valori più precisi. Si dovrebbe utilizzare il più possibile il metodo più preciso. Nella tabella 10.1 sono riportati sinteticamente, per ciascuno dei quattro livelli, il metodo, la precisione e l’opportunità o meno di ispezione del posto di lavoro. Per un approfondimento dell’argomento si invita allo studio della norma prima citata. Tab. 10.1 Livello 1 Screening

Livelli per la determinazione del metabolismo energetico Metodo

1A: Classificazione secondo il tipo di occupazione 1B: Classificazione secondo il tipo di attività

2 Osservazione 2A: Prospetti di valutazione per componenti

Precisione

Ispezione del posto di lavoro

Informazioni approssimative Probabilità di errore molto elevata

Non necessaria, ma sono richieste informazioni sull’attrezzatura tecnica e l’organizzazione del lavoro

Probabilità di errore elevata Precisione: 20%

È necessaria l’analisi dei tempi e dei movimenti

2B: Prospetti per attività specifiche 3 Analisi

Misurazione della Probabilità di errore frequenza cardiaca media in condizioni definite Precisione: ±10%

È richiesto uno studio per la determinazione di un periodo di tempo significativo

4 Per esperti

4A: Misurazione del Probabilità di errore consumo di ossigeno nei limiti della precisione della misura 4B: Metodo della o dell’analisi dei tempi doppia marcatura e dei movimenti dell’acqua

È necessaria l’analisi dei tempi e dei movimenti

4C: Calorimetria diretta

Precisione: ±5%

Non è necessaria l’ispezione del posto di lavoro, ma è necessario valutare le attività di svago Non necessaria

Limitandoci al Livello 1, screening, si riportano i dati da utilizzare per caratterizzare in maniera semplice e facile il carico di lavoro medio per una certa occupazione (tab. 10.2) o per una certa attività (tab. 10.3).

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BENESSERE TERMOIGROMETRICO

Tab. 10.2

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Metodo 1A: metabolismo energetico per alcune occupazioni Metabolismo energetico (W/m2)

Occupazione Lavoro di ufficio Lavoro sedentario Lavoro alla scrivania Custode

da 55 a 70 da 70 a 100 da 80 a 115

Lavoro artigianale Muratore Falegname Vetraio Imbianchino Panetterie Macellaio Orologiaio

da 110 a 160 da 110 a 175 da 90 a 125 da 100 a 130 da 110 a 140 da 105 a 140 da 55 a 70

Professioni grafiche Compositore a mano Rilegatore

da 70 a 95 da 75 a 100

Professioni varie Assistente di laboratorio Insegnante Commessa Segretaria

da 85 a 100 da 85 a 100 da 100 a 120 da 70 a 85

Tab. 10.3

Classe

Metodo 1B: metabolismo energetico per classe (in base al tipo di attività)

Metabolismo energetico medio (in parentesi gli intervalli) W/m2 W

Esempi

0 Riposo

65 (da 55 a 70)

115 Riposo, seduto a proprio agio. (da 100 a 125)

1 Metabolismo energetico leggero

100 (da 70 a 130)

180 Lavoro manuale leggero (scrittura, (da 125 a 235) battitura a macchina, disegno, cucito, contabilità); lavoro di mani e braccia (piccoli utensili da banco di lavoro, ispezione, montaggio o cernita di materiali leggeri); lavoro di braccia e gambe (guida di un veicolo in condizioni normali, azionamento di un interruttore a piede o a pedale). In piedi: trapano (piccoli pezzi); fresatrice (piccoli pezzi); avvolgimento bobine; avvolgimento piccole armature; lavorazione di macchina a bassa potenza; passeggiata (velocità fino a 2,5 km/h). (segue)

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(seguito tabella 10.3) Classe

Metabolismo energetico medio (in parentesi gli intervalli) W/m2 W

Esempi

2 Metabolismo energetico moderato

165 295 Lavoro sostenuto di mani e braccia (da 130 a 200) (da 235 a 360) (inchiodare, limare); lavoro di braccia e gambe (guida di camion in cantieri, trattori o macchine per costruzione); lavoro di braccia e tronco (lavoro al martello pneumatico, montaggio di veicoli, intonacatura, manipolazione intermittente di materiali moderatamente pesanti, sarchiatura, zappettatura, raccolta di frutti o legumi; spinta o trazione di carretti leggeri o di carriole; marcia a una velocità da 2,5 km/h a 5,5 km/h; fucinatura).

3 Metabolismo energetico elevato

230 415 Lavoro intenso di braccia e tronco; (da 200 a 260) (da 360 a 465) trasporto di materiali pesanti; spalatura; lavoro con martello, segatura, piallatura o cesellatura di legno duro; falciatura a mano, scavo; marcia a una velocità da 5,5 km/h a 7 km/h. Spinta o trazione di carretti a mano o di carriole con carichi pesanti, asportazione di trucioli da pezzi molati, posa di blocchi di calcestruzzo.

4 Metabolismo energetico molto elevato

10.2

290 ( 260)

520 ( 465)

Svolgere attività molto intensa a ritmo prossimo ai valori massimi; lavorare con la scure; scavare in modo intenso; salire dei gradini, una rampa o una scala; camminare rapidamente a piccoli passi, correre, camminare a una velocità maggiore di 7 km/h.

LA RESISTENZA TERMICA DELL’ABBIGLIAMENTO

Il flusso termico ceduto all’ambiente circostante dipende dalla resistenza dell’abbigliamento. Per semplificare i calcoli è stato introdotto un parametro adimensionale: il “clo” (da clothing  abbigliamento), definito come rapporto fra la resistenza termica totale dell’abbigliamento (rcl) e una resistenza termica di riferimento pari a 0,155 m2 K/W rcl Icl  ––––– 0,155 Per il corpo nudo Icl  0 clo.

(clo)

(10.3)

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La resistenza dell’abbigliamento può essere stimata, direttamente, utilizzando i dati della tabella 10.4 per tipiche combinazioni di indumenti o, indirettamente, sommando i valori parziali di resistenza termica di ogni singolo capo rilevabili dalla tab. 10.5. Tabella 10.4

Resistenza termica per tipiche combinazioni di abbigliamento Icl

Abbigliamento indossato quotidianamente clo

m2 K/W

0,30

0,050

Mutande, maglietta a maniche corte, pantaloni leggeri, calzini leggeri, scarpe 0,50

0,080

Mutandine, sottoveste, calze, vestito, scarpe

0,70

0,105

Biancheria intima, camicia, pantaloni, calzini, scarpe

0,70

0,110

Mutandine, camicia, pantaloni, giacca, calzini, scarpe

1,00

0,155

Mutandine, calze, camicia, gonna lunga, giacca, scarpe

1,10

0,170

Biancheria intima con maniche lunghe, camicia, pantaloni, maglione con collo a V, giacca, calzini, scarpe

1,30

0,200

Biancheria intima con maniche corte, camicia, pantaloni, maglia, giacca, cappotto, calzini, scarpe

1,50

0,230

Mutandine, maglietta, pantaloncini, calzini leggeri, sandali

La tabella 10.5 riporta, inoltre, la variazione della temperatura operante ottimale necessaria per mantenere una sensazione termica di neutralità, qualora si aggiunga o si tolga un capo di abbigliamento a un soggetto con attività leggera e in posizione seduta (1,2 met). Tabella 10.5

Resistenza termica dei singoli capi di abbigliamento Icli clo

m K/W

Variazione della temperatura operante ottimale, °C

Biancheria intima mutandine mutande lunghe canottiera maglietta, T-shirt camicia maniche lunghe slip e reggiseno

0,03 0,10 0,04 0,09 0,12 0,03

0,005 0,016 0,006 0,014 0,019 0,005

0,2 0,6 0,3 0,6 0,8 0,2

Camicie / Bluse maniche corte peso leggero, maniche lunghe peso normale, maniche lunghe camicia di flanella, maniche lunghe

0,15 0,20 0,25 0,30

0,023 0,031 0,039 0,047

0,9 1,3 1,6 1,9

Indumento

2

(segue)

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(seguito tabella 10.5) Icli clo

m2 K/W

Variazione della temperatura operante ottimale, °C

Pantaloni pantaloni corti peso leggero normali flanella

0,06 0,20 0,25 0,28

0,009 0,031 0,039 0,043

0,4 1,3 1,6 1,7

Vestiti - Gonne gonna leggera (estate) gonna pesante (inverno) vestito leggero, maniche corte vestito invernale, maniche lunghe tuta

0,15 0,25 0,20 0,40 0,55

0,023 0,039 0,031 0,062 0,085

0,9 1,6 1,3 2,5 3,4

Maglione senza maniche sottile normale pesante

0,12 0,20 0,28 0,35

0,019 0,031 0,043 0,054

0,8 1,3 1,7 2,2

Giacca leggera (estate) normale sopraveste pantaloni giacca canottiera

0,25 0,35 0,30 0,35 0,40 0,20

0,039 0,054 0,047 0,054 0,062 0,031

1,6 2,2 1,9 2,2 2,5 1,3

Vestito per l’esterno cappotto giacca giacca a vento tuta in fibra di pelle

0,60 0,55 0,70 0,55

0,093 0,085 0,109 0,085

3,7 3,4 4,3 3,4

Varie calzini calze corte spesse calze lunghe spesse calze in nylon scarpe (suole sottili) scarpe (suole spesse) stivali guanti

0,02 0,05 0,10 0,03 0,02 0,04 0,10 0,05

0,003 0,008 0,016 0,005 0,003 0,006 0,016 0,008

0,1 0,3 0,6 0,2 0,1 0,3 0,6 0,3

Indumento

L’abbigliamento varia a seconda della stagione, dell’attività e della temperatura operante; dal diagramma della figura 10.1 si possono ricavare i valori di clo raccomandati per diversi valori di temperatura operante per attività sedentaria in ufficio ( 1,2 met), umidità relativa del 50%, velocità dell’aria  0,15 m/s e per una percentuale di insoddisfatti del 10%.

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L’attività svolta e le variazioni della velocità dell’aria che lambisce il corpo, modificano le caratteristiche di coibentazione dell’abbigliamento e dello strato d’aria a contatto con il corpo, riducendole, per cui, in alcuni casi, è necessario tenerne conto, calcolando un fattore di correzione. Si rinvia, pertanto, alla norma UNI EN ISO 7730.

Fig. 10.1

Valori di clo raccomandati per diverse temperature operanti per attività sedentaria.

10.3

CONDIZIONI PER IL BENESSERE

L’equazione (10.2), una volta esplicitata nei suoi diversi termini, si presenta come una relazione che lega fra di loro otto variabili: quattro microclimatiche (temperatura, velocità e umidità relativa dell’aria, temperatura media radiante), due legate all’individuo (attività e abbigliamento) e due fisiologiche (temperatura della pelle e potenza termica emessa per sudorazione). Per poter arrivare a una formulazione pratica Fanger ha scritto un’equazione del benessere nella quale entrano la potenza termica dissipata per sudorazione e la temperatura della pelle; l’equazione consente di individuare condizioni di benessere per tutta una serie di combinazioni di condizioni termoigrometriche, di velocità dell’aria, di attività e di abbigliamento. In altri termini, affinché in un ambiente un individuo provi sensazione di benessere, è necessario che, nota la sua attività (M) e la resistenza del vestiario (Icl), le altre grandezze (temperatura, umidità relativa, temperatura media radiante e velocità dell’aria) soddisfino l’equazione di benessere. È opportuno, prima di procedere oltre, premettere alcune definizioni.

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Gli ambienti termici possono essere: – moderati, – caldi, – freddi. La distinzione è utile in quanto per questi tre tipi di ambiente, le modalità di analisi e i criteri di valutazione saranno distinti. Nella trattazione che segue si considerano ambienti termici moderati caratterizzati da: – condizioni termoigrometriche piuttosto omogenee; – ridotti scambi termici localizzati fra soggetto e pareti dell’ambiente; – modesta attività fisica (sostanzialmente analoga per tutti i diversi soggetti); – uniformità del vestiario indossato dalle persone. Un’altra considerazione che va subito fatta è che, come è stato assodato da diverse sperimentazioni, è impossibile che una determinata condizione ambientale (termoigrometrica, di velocità dell’aria, di temperatura radiante ecc.) sia considerata soddisfacente da tutti indistintamente i soggetti presenti nell’ambiente. La norma ASHRAE Standard 55-2004 si pone come obiettivo quello di determinare le condizioni ambientali che siano ritenute accettabili per lo meno dall’80% dei soggetti. Comunque, allo scopo di definire al meglio le condizioni di benessere da realizzare e mantenere negli ambienti occupati, sono stati messi a punto diversi indici che combinano due o più parametri significativi quali temperatura dell’aria, temperatura media radiante, umidità, velocità dell’aria; questi indici possono essere empirici (se desunti dalla risposta di soggetti a diverse sensazioni termiche) o razionali (se basati sui concetti teorici a cui si è prima accennato). Tra i diversi indici si ricordano qui quelli più noti: – temperatura effettiva (Effective Temperature) (ET); – nuova temperatura effettiva (ET*); – temperatura operante (to); – indice PMV o voto medio previsto; – indice PPD o percentuale prevista di insoddisfatti. 10.3.1 Temperatura effettiva: ET. Questo indice (empirico) fu proposto nel 1923 da Houghton e Yaglou e combina in un unico valore l’effetto della temperatura e dell’umidità dell’aria tenendo conto, mediante una correzione, della velocità dell’aria. La temperatura effettiva di un ambiente reale era ricavata confrontando le sensazioni termiche di diversi soggetti che venivano introdotti in un ambiente reale (con temperatura, umidità e velocità dell’aria variabili e note) e in un ambiente standard a pareti nere, temperatura uniforme (che poteva essere modificata), aria calma e umidità relativa del 100%. In questo modo fu possibile tracciare un diagramma e individuare le zone di maggiore o minore comfort. Il criterio di valutazione degli ambienti termici basato sull’indice ET è stato utilizzato (in una forma riveduta che teneva conto anche dell’effetto della temperatura media radiante: CET temperatura effettiva corretta) fino agli anni ’60. Questo indice tende a sovrastimare l’effetto dell’umidità dell’aria negli ambienti

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freschi e sottostimarla negli ambienti caldi. È un indice che viene influenzato dalla difficoltà di giudizio delle persone intervistate, dalla variazione delle risposte a secondo dell’acclimatamento; non tiene nel debito conto la velocità dell’aria. 10.3.2 Nuova temperatura effettiva: ET*. È stata messa a punto da P. Gagge et al. (1971), sulla base di un approccio razionale al problema degli scambi termici dell’organismo e delle modalità di termoregolazione dello stesso. La definizione si basa sul presupposto che i parametri fisiologici che determinano la sensazione termica di benessere (o meno) siano: la temperatura della pelle e quella frazione di area cutanea bagnata dal sudore. La nuova temperatura effettiva è definita come la temperatura dell’aria e delle pareti nere di un ambiente virtuale uniforme, con aria calma e con umidità relativa pari al 50%, nel quale un generico soggetto scambierebbe, mediante il complesso dei tre meccanismi di convezione, irraggiamento ed evaporazione, la stessa potenza termica che scambia nell’ambiente reale, avendo la stessa temperatura cutanea, la stessa area di pelle bagnata e con la stessa velocità dell’aria. La norma ASHRAE Standard 55-1992 (e l’addendum 55a del 1994) sul benessere termico si basa sull’indice ET*; per attività leggera (tipica in abitazioni e in uffici) con valore 1,2 met e velocità dell’aria 0,15 m/s, è stato messo a punto il diagramma della fig. 10.2 che fornisce le condizioni di temperatura operante e umidità relativa accettabili in estate e in inverno. Le rette inclinate, che delimitano le zone tratteggiate per l’inverno e per l’estate, sono rette a ET* costante e, cioè, a sensazione termica di benessere costante. Il diagramma è stato tracciato considerando un valore di resistenza dell’abbigliamento di 0,9 clo per il periodo invernale e di 0,5 clo per l’estate. La normativa ASHRAE recepisce l’indice ET*, fissando, per attività leggera principalmente sedentaria (met 70 W/m2), le condizioni di comfort: in inverno, con Icl  0,90 clo, ET* è compreso fra 20,0 °C e 23,5 °C; in estate, con Icl  0,5 clo, ET* è compreso fra 23,0 °C e 26,0 °C. Nel diagramma la zona invernale è delimitata superiormente dalla isoterma di bulbo umido di 18 °C, mentre quella estiva dalla isoterma di bulbo umido di 20 °C. Entrambe le zone sono poi delimitate inferiormente dalla retta corrispondente a una temperatura di rugiada di 2 °C. Le aree tratteggiate individuano coppie di valori di temperatura e umidità relativa per le quali si ha soltanto un 10% di insoddisfatti. Si può osservare come l’umidità relativa possa variare dal 30% al 60% senza apprezzabili differenze nel comfort. Occorre, comunque, tener conto che valori di umidità relativa inferiori al 30% favoriscono la formazione di polvere e conseguente irritazione delle prime vie respiratorie; bassi valori di umidità determinano anche facilità di creazione e accumulo di cariche elettrostatiche ecco perché l’ASHRAE Standard 55 raccomanda che la temperatura di rugiada negli ambienti occupati non scenda sotto i 2 °C. Valori alti di umidità relativa, invece, possono portare a formazione di condensa sulle superfici fredde (pareti e serramenti) favorendo la crescita di muffe, con possibili ripercussioni sulla salute degli occupanti.

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Fig. 10.2 Diagramma dei valori accettabili di temperatura operante e umidità relativa per attività leggera (1,2 met), abbigliamento tipico stagionale. I valori ottimali di temperatura operante e il campo in cui questa può variare, perché la percentuale di insoddisfatti non superi il 10%, sono riportati nella tab. 10.6. Tab. 10.6 Valori ottimali della temperatura operante per attività leggera ( 1,2 met), 50% di umidità relativa, velocità media dell’aria  0,15 m/s Stagione

Icl

to ottimale

Campo di possibile variazione della temperatura operante per un 10% di insoddisfatti

Inverno Estate

0,9 0,5

22 °C 24,5 °C

20 23,5 °C 23 26 °C

Per i bambini e per i fisici debilitati dovrebbero essere evitati i valori più bassi.

I valori della temperatura operante della tab. 10.6 devono essere ridotti qualora il livello di attività sia superiore a 1,2 met; il valore di tale temperatura si può calcolare

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con l’espressione seguente, che tiene conto anche del possibile diverso abbigliamento: to (met  1,2)  to (met  1,2)  3 (1  clo) (met  1,2)

(10.4)

L’equazione è valida per valori di attività compresi fra 1,2 e 3 met. La temperatura minima per alti valori di attività può arrivare a 15 °C; anche il campo di valori per una percentuale di insoddisfatti del 10% diventa più ampio e va da  1,5 °C per 0,1 clo, a  2 °C per 0,5 clo e a  3 °C per 0,9 clo. Poiché l’indice ET* dipende dal tipo di abbigliamento e dall’attività svolta, esso è di difficile e complessa determinazione. È stato, quindi, introdotto un nuovo indice SET*, temperatura effettiva standard, definita come la temperatura di una cavità nera, a temperatura uniforme e con umidità relativa del 50%, nella quale un individuo, vestito con abbigliamento standard in relazione all’attività svolta, scambierebbe per convezione, irraggiamento ed evaporazione la stessa quantità di calore che scambia nell’ambiente reale, avendo la stessa temperatura della pelle e la stessa frazione equivalente di pelle bagnata che ha nell’ambiente reale, in condizioni di aria stagnante (Gagge et al., 1995). I valori di comfort della SET*, espressi in funzione del metabolismo, sono generalmente compresi fra 23 °C e 24 °C. 10.3.3 Temperatura operante. Viene così definita la temperatura di un ambiente virtuale uniforme e con pareti nere, nel quale un generico soggetto scambierebbe, mediante il complesso dei due meccanismi di convezione e irraggiamento, la stessa potenza termica scambiata nell’ambiente disuniforme reale, sempre attraverso il complesso degli stessi meccanismi. In termini analitici tale definizione si traduce nell’espressione: hr tmr  hc ta to  ––––––––––– hr  hc

(10.5)

dove: hr e hc  coefficienti di scambio termico, rispettivamente, per irraggiamento e per convezione  temperatura dell’aria ta  temperatura media radiante tmr Si può anche scrivere che: to  A ta  (1  A) tmr dove il coefficiente A ( 1) assume, in funzione della velocità dell’aria relativa al soggetto (wa), i valori riportati nella tab. 10.7. Tab. 10.7

Valori del coefficiente A per il calcolo della temperatura operante

wa (m/s)

 0,2

0,2 0,6

0,6 1

A

0,5

0,6

0,7

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Nei casi pratici quando la differenza fra la temperatura media radiante e la temperatura dell’aria è  4 °C e la velocità dell’aria è  0,2 m/s, la temperatura operante può essere espressa quale media aritmetica fra la temperatura dell’aria e quella media radiante: ta  tmr to  ––––––– (10.6) 2 Questo indice non tiene conto dell’umidità relativa dell’aria e, quindi, male si presta a definire la situazione termica dell’organismo umano quando lo scambio termico per evaporazione (sudorazione) sia rilevante. In ambienti termici moderati e in condizioni poco distanti da quelle del benessere, questo indice è utile per valutare eventuali interventi tesi a ridurre il dispendio metabolico e migliorare la resistenza del vestiario. L’importanza della temperatura operante si può capire considerando, per esempio, il caso di una persona che, d’inverno, sieda presso una grande superficie vetrata la cui temperatura superficiale si supponga sia di 8 °C; se la temperatura dell’aria è di 20 °C e trascurabile è l’effetto delle altre pareti (perché si trovano anch’esse a 20 °C), la temperatura operante, per quel soggetto, è di 19,0 °C. Lo stesso dicasi quando, in estate, con una vasta superficie vetrata con alta temperatura superficiale (la temperatura dei vetri doppi assorbenti in estate può giungere oltre i 30 °C) e con l’aria a 26 °C, la temperatura operante può superare valori di 28 °C e oltre. Se poi sussistono condizioni di velocità dell’aria superiori ai valori ammessi il disagio si accresce.

10.4

CRITERI DI VALUTAZIONE DEL BENESSERE

La valutazione del benessere può essere effettuata e approfondita esaminando la norma UNI EN ISO 7730, febbraio 2006, Ergonomia degli ambienti termici, versione ufficiale in lingua inglese della norma europea EN ISO 7730 (ed. novembre 2005). La norma presenta metodi per prevedere la sensazione termica globale e il grado di disagio (insoddisfazione termica) delle persone esposte in ambienti termici moderati. Essa consente la determinazione analitica e l’interpretazione del benessere termico mediante il calcolo del PMV (Predicted Mean Vote, voto medio previsto) e del PPD (Predicted Percentage of Dissatisfied, percentuale prevista di insoddisfatti) e dei criteri di benessere termico locale, fornendo le condizioni ambientali considerate accettabili per il benessere termico globale così come quelle che rappresentano il disagio locale. La norma è applicabile a uomini e donne in buona salute esposti ad ambienti chiusi nei quali si cerca di raggiungere il benessere termico, ma nei quali si hanno leggere deviazioni da quest’ultimo, nella progettazione di nuovi ambienti o nella valutazione di quelli esistenti. Sebbene sia stata elaborata specificatamente per gli ambienti di lavoro, essa è applicabile a qualunque altro tipo di ambiente. Questa terza edizione annulla e sostituisce la seconda edizione (ISO 7730:1994), che è stata sottoposta a revisione.

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10.4.1 Voto medio previsto: PMV (Predicted Mean Vote). Il gradimento di un ambiente da parte di un campione di persone può essere espresso da un indice (voto medio previsto) che indica il valore medio dei voti di sensazione termica espressi da un gran numero di persone (1300 soggetti) con riferimento a una scala di 7 valori: 3 molto caldo 2 caldo 1 leggermente caldo 0 neutro 1 leggermente fresco 2 fresco 3 freddo Studi effettuati da Fanger e altri hanno condotto a esprimere il voto medio previsto in funzione del metabolismo, della resistenza dell’abbigliamento e di alcuni parametri quali: la temperatura dell’aria, la temperatura media radiante, la velocità relativa dell’aria e la pressione parziale del vapor d’acqua (umidità relativa). È possibile, quindi, calcolare il valore di PMV per differenti condizioni di metabolismo, abbigliamento, temperature, velocità e umidità dell’aria e così verificare se un certo microclima risponde ai criteri di benessere specificati appresso. È raccomandabile che l’indice PMV venga usato solo per valori compresi fra 2 e 2, e quando i sei parametri sopra indicati siano compresi nei seguenti intervalli: M  0,8 4 met Icl  0 2 clo ta  10 30 °C tmr  10 40 °C wa  0 1 m/s Il valore del PMV può essere determinato con uno dei seguenti tre sistemi: a) utilizzando l’equazione che esprime PMV in funzione dei diversi parametri (potenza metabolica, coibentazioni dell’abbigliamento, temperatura dell’aria, temperatura media radiante, velocità dell’aria a contatto con il corpo, calore trasmesso per convezione ecc.) e calcolandolo con il computer, utilizzando un apposito programma scritto in Basic, riportato nell’allegato D della norma; b) direttamente con le tabelle E allegate alla norma, dove i valori di PMV sono forniti per differenti combinazioni di attività, abbigliamento, temperatura operante e velocità dell’aria che lambisce il corpo (si veda la tab. 10.8); l’accuratezza delle tabelle è migliore di 0,1 PMV, con una differenza fra la temperatura dell’aria e quella media radiante inferiore a 5 °C; c) attraverso una misura diretta, utilizzando un particolare strumento integratore. I valori di PMV forniti con le tabelle sono calcolati con un valore di umidità relativa del 50%. L’influenza dell’umidità sulle sensazioni termiche è minima per temperature prossime a quelle di comfort e, quindi, può essere trascurata nella determinazione di PMV.

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A un determinato valore di attività dell’individuo (1,2 met), con un grado di abbigliamento costante (0,5 clo, condizione estiva), per velocità dell’aria pari a 0,15 m/s e in condizioni di neutralità termica (PMV  0), passare da un valore di umidità relativa del 30% a uno del 70% corrisponde, in termini di aumento di temperatura operativa, a un incremento inferiore a 1°C Generalmente le prescrizioni tecniche assegnano un valore di UR costante tutto l’anno, con tolleranze a volte molto ristrette (UR  50%  5%). Sarebbe invece più opportuno, in base a quanto detto, effettuare un’inversione di tendenza: definire due livelli di umidità relativa in base alla stagione (in inverno: 45%, in estate: 55%) e ammettere una tolleranza del 10%. Infatti la prima specifica condurrebbe a un risparmio globale anche del 15% in termini di energia spesa per il trattamento dell’aria, mentre la seconda (tolleranza sul valore dell’umidità relativa) asseconderebbe l’analisi effettuata che non attribuisce a tale grandezza un’influenza decisiva sulla sensazione termica, ma più che altro riflessi di carattere igienico (al di sotto di UR  30% vengono irritate le mucose con conseguenze dannose sull’organismo, mentre al di sopra di UR  70  80% viene favorito lo sviluppo di muffe in ambiente). Tab. 10.8 Tabella per la determinazione del voto medio previsto (PMV) con umidità relativa del 50%. Livello di attività: 58 W/m2 (1 met) Abbigliamento clo

m2 K/W

0

0

0,25

0,039

0,50

0,078

Temperatura operante

Velocità relativa (m/s)

(°C)

0,10

0,10

0,15

0,20

0,30

26 27 28 29 30 31 32 33 24 25 26 27 28 29 30 31 23 24 25 26 27

1,62 1,00 0,39 0,21 0,80 1,39 1,96 2,50 1,52 1,05 0,58 0,12 0,34 0,80 1,25 1,71 1,10 0,72 0,34 0,04 0,42

1,62 1,00 0,49 0,13 0,68 1,25 1,83 2,41 1,52 1,05 0,61 0,17 0,27 0,71 1,15 1,61 1,10 0,74 0,38 0,01 0,35

1,96 1,36 0,76 0,15 0,45 1,08 1,71 2,34 1,80 1,33 0,87 0,40 0,07 0,54 1,02 1,51 1,33 0,95 0,56 0,18 0,20

2,34 1,69 1,05 0,39 0,26 0,94 1,61 2,29 2,06 1,57 1,08 0,58 0,09 0,41 0,91 1,43 1,51 1,11 0,71 0,31 0,09

2,47 1,94 1,41 0,87 0,34 0,20 0,74 1,30 1,78 1,36 0,94 0,51 0,08

0,40

0,50

2,24 2,48 1,67 1,89 1,10 1,29 0,53 0,70 0,04 0,10 0,61 0,50 1,20 1,12 1,99 2,16 1,55 1,70 1,11 1,25 0,66 0,79 0,22 0,33

1,00

2,06 1,97 1,28 0,58 0,11 0,83 2,22 1,71 1,19 0,68 (segue)

CAPITOLO 10-08.OK

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15:31

Pagina 425

BENESSERE TERMOIGROMETRICO

425

(seguito tabella 10.8) Abbigliamento clo

m2 K/W

0,75

0,116

1,00

0,155

1,25

0,194

1,50

0,233

Temperatura operante

Velocità relativa (m/s)

(°C)

0,10

0,10

0,15

0,20

28 29 30 21 22 23 24 25 26 27 28 20 21 22 23 24 25 26 27 16 18 20 22 24 26 28 30 14 16 18 20 22 24 26 28

0,80 1,17 1,54 1,11 0,79 0,47 0,15 0,17 0,49 0,81 1,12 0,85 0,57 0,30 0,02 0,26 0,53 0,81 1,08 1,37 0,89 0,42 0,07 0,56 1,04 1,53 2,01 1,36 0,94 0,52 0,09 0,35 0,79 1,23 1,67

0,72 1,08 1,45 1,11 0,81 0,50 0,19 0,12 0,43 0,74 1,05 0,87 0,60 0,33 0,07 0,20 0,48 0,75 1,02 1,37 0,91 0,46 0,02 0,50 0,99 1,48 1,97 1,36 0,95 0,54 0,13 0,30 0,74 1,18 1,62

0,59 0,98 1,37 1,30 0,98 0,66 0,33 0,01 0,31 0,64 0,96 1,02 0,74 0,46 0,18 0,10 0,38 0,66 0,95 1,51 1,04 0,57 0,07 0,43 0,93 1,43 1,93 1,49 1,07 0,64 0,22 0,23 0,68 1,13 1,58

0,49 0,90 1,30 1,44 1,11 0,78 0,44 0,11 0,23 0,56 0,90 1,13 0,84 0,55 0,27 0,02 0,31 0,60 0,83 1,62 1,14 0,65 0,14 0,37 0,88 1,40 1,91 1,58 1,15 0,72 0,28 0,18 0,63 1,09 1,56

0,30

0,40

0,50

1,00

0,34 0,23 0,14 0,77 0,68 0,60 1,20 1,13 1,06 1,66 1,82 1,95 1,31 1,46 1,58 0,96 1,09 1,20 0,61 0,73 0,83 0,26 0,37 0,46 0,09 0,00 0,08 0,45 0,36 0,29 0,80 0,73 0,67 1,29 1,41 1,51 0,99 1,11 1,19 0,69 0,80 0,88 0,39 0,49 0,56 0,09 0,18 0,25 0,21 0,13 0,07 0,51 0,44 0,39 0,81 0,75 0,71 1,78 1,89 1,98 1,28 1,38 1,46 0,77 0,86 0,93 0,25 0,32 0,38 0,28 0,22 0,17 0,81 0,76 0,72 1,34 1,31 1,28 1,88 1,85 1,83 1,72 1,82 1,83 1,27 1,36 1,43 0,82 0,90 0,96 0,37 0,44 0,49 0,10 0,04 0,00 0,57 0,52 0,49 1,04 1,01 0,98 1,52 1,49 1,47

0,17 0,34 0,86 2,36 1,95 1,56 1,14 0,74 0,33 0,08 0,48 1,81 1,47 1,13 0,79 0,46 0,12 0,22 0,56 2,26 1,70 1,14 0,56 0,02 0,61 1,19 1,77 2,12 1,63 1,14 0,65 0,14 0,37 0,89 1,40

Per altri gradi di attività si rimanda alla norma UNI-EN-ISO 7730.

Per i diversi valori di resistenza dell’abbigliamento ponendo PMV  0 (o quasi) si possono trovare le diverse combinazioni di valori di temperatura operante e di velocità dell’aria che danno luogo a sensazioni di neutralità termica.

CAPITOLO 10-08.OK

426

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15:31

Pagina 426

COMFORT E MICROCLIMA

10.4.2 Percentuale prevista di insoddisfatti: PPD. L’indice PMV indica il valore medio dei voti di sensazione termica espressi da un gran numero di persone esposte allo stesso microclima. È interessante prevedere, però, il numero di persone che presumibilmente considereranno l’ambiente nel quale si trovano non confortevole per caldo o per freddo (voti da  2 o  3). Fanger ha introdotto (e la norma ISO ha recepito) l’indice PPD (Predicted Percentage of Dissatisfied) che fornisce una previsione di quante siano le persone insoddisfatte. Sulla base di indagini statistiche, Fanger ha scritto la relazione che lega la percentuale prevista di insoddisfatti (PPD) al PMV: 4

PPD  100  95 e(0,3353 PMV

 0,2179 PMV2)

(10.7)

Nella fig. 10.3 è riportato il diagramma desunto dalla precedente relazione (10.7); si può osservare che anche per PMV  0 esiste una percentuale di insoddisfatti del 5%. L’indice PPD esprime il disagio termico da caldo e da freddo per il corpo nel suo complesso. La norma ISO 7730, tenendo conto che il mantenimento di un valore di PMV  0 in permanenza, nei diversi punti di ambiente, è un obiettivo difficilmente raggiungibile sul piano tecnico, propone come obiettivo concreto la verifica che i valori dell’indice si trovino nell’intervallo tra PMV  0,5 e PMV  0,5. Tale requisito, assieme al controllo dei fattori di disagio termico locale di cui si tratta nel seguito, dovrebbe consentire il raggiungimento di un valore di PPD  10% e il contenimento della percentuale reale di individui insoddisfatti al di sotto del 20%. L’insoddisfazione termica può, però, essere anche causata da un riscaldamento o da un raffreddamento non desiderato di una parte del corpo (disagio locale). Ciò può

Fig. 10.3

Percentuale prevista di insoddisfatti (PPD) in funzione del voto medio previsto (PMV).

CAPITOLO 10-08.OK

20-11-2008

15:31

Pagina 427

BENESSERE TERMOIGROMETRICO

427

essere determinato da una differenza verticale di temperatura dell’aria troppo elevata fra testa e caviglia, da un pavimento troppo caldo o troppo freddo, da velocità dell’aria troppo elevata o da elevata assimetria della temperatura radiante. Le norme si preoccupano, pertanto, anche di definire questi limiti. È, comunque, principalmente la persona seduta con attività modesta che avverte un disagio in seguito a modifiche della velocità dell’aria al suo contatto o per sensibili differenze di temperatura fra una zona e l’altra del corpo e così via. Con più elevati livelli di attività si è meno sensibili e conseguentemente il rischio di local discomfort è molto ridotto. 10.4.3 Notevoli gradienti verticali di temperatura dal pavimento al soffitto Un’elevata differenza di temperatura fra la testa e i piedi di un soggetto determina una situazione particolarmente fastidiosa specie se la temperatura a livello delle caviglie è inferiore a quella della testa. Dalla figura 10.4 può rilevarsi la percentuale di insoddisfatti (PD) in funzione delle differenze di temperatura di cui si è detto. Si assume come limite di accettabilità un PD del 5% al quale corrisponde una differenza di temperatura di 3 °C. 10.4.4 Pavimento troppo caldo o troppo freddo Se il pavimento è troppo caldo o troppo freddo le persone soggiornanti avvertono una disuniformità di temperatura, dovuta allo scambio termico attraverso la pianta dei piedi. La figura 10.5 indica la percentuale di insoddisfatti in funzione della temperatura del pavimento. Per persona con le scarpe, la temperatura del pavimento dovrebbe essere compresa fra 20 °C e 30 °C: PD 10%.

Fig. 10.4 Disagio locale causato da una differenza di temperatura verticale. PD percentuale di insoddisfatti; Δta,v differenza verticale di temperatura fra testa e piedi.

CAPITOLO 10-08.OK

428

Fig. 10.5

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15:31

Pagina 428

COMFORT E MICROCLIMA

Disagio locale causato da pavimento caldo o freddo. PD percentuale di insoddisfatti; tf temperatura del pavimento, °C.

10.4.5 Elevata disuniformità della temperatura delle pareti dell’ambiente Anche l’asimmetria della temperatura media radiante può provocare disagio. È possibile, attraverso la fig. 10.6, valutare la percentuale di insoddisfatti (PD) in funzione dell’asimmetria radiante causata da: soffitto caldo, parete fredda, soffitto freddo e parete calda. Una situazione ricorrente si verifica in inverno in presenza di grandi superfici vetrate più fredde delle altre opache e così anche in presenza di impianto di riscaldamento radiante a soffitto.

Fig. 10.6 Disagio locale causato da asimmetria della temperatura media radiante. PD percentuale di insoddisfatti; Δtpr asimmetria della temperatura radiante; 1 soffitto caldo; 2 parete fredda; 3 soffitto freddo; 4 parete calda.

CAPITOLO 10-08.OK

20-11-2008

15:31

Pagina 429

BENESSERE TERMOIGROMETRICO

10.5

429

CATEGORIE DELL’AMBIENTE TERMICO

Nella norma UNI EN ISO 7730, all’appendice A, sono introdotte tre possibili categorie di qualità dell’ambiente interno: – categoria A, che corrisponde a un livello elevato; – categoria B, per un livello medio; – categoria C, per livelli moderati. Nella tab.10.9 sono riportati, per ogni categoria, i valori massimi ammessi di PPD, PMV ecc. Tab. 10.9 Categoria

A B C

Categorie dell’ambiente termico

Sensazione termica globale PPD PMV (%)  6 10 15

0,2 0,2 0,5 0,5 0,7 0,7

Percentuale di insoddisfatti (PPD %) per disagio localizzato causato da correnti gradienti pavimento asimmetria d’aria verticali di caldo o radiante temperatura freddo 10 20 25

 3  5 10

10 10 15

 5  5 10

I tre livelli di qualità ambientale si intendono rispettati se vengono soddisfatti simultaneamente, per ogni categoria, i valori indicati. La norma fornisce tre diagrammi (fig. 10.7) dai quali si possono rilevare i valori di temperatura operante ottimale in funzione del livello di attività e delle caratteristiche dell’abbigliamento. Nella fig. 10.8, per ognuna delle tre categorie citate nella tab. 10.9, è possibile rilevare la massima velocità media dell’aria accettabile in funzione della sua temperatura e dell’intensità della turbolenza. L’intensità della turbolenza può variare fra il 30% e il 60% negli ambienti nei quali vi è una distribuzione dell’aria con miscelazione. Negli ambienti con immissione per dislocamento o senza ventilazione meccanica, l’intensità della turbolenza è molto bassa. Nelle tabelle 10.10 10.12 sono riportati i valori consigliati per limitare il disagio termico. Tabella 10.10

*

Differenza verticale di temperatura fra testa e piedi

Categoria

Differenza verticale di temperatura* °C

A B C

2 3 4

1,1 e 0,1 m al di sopra del pavimento.

CAPITOLO 10-08.OK

430

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15:31

Pagina 430

COMFORT E MICROCLIMA

a) categoria A: PPD 1000 m2 (Art.3 comma 2 lett a.2)

B

C

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

D.Lgs. 192/2005 entrato in vigore 8.10.2005 e successivo decreto di modifica D.Lgs. 311/2006 entrato in vigore 2.2.2007

Tutti

Tutti

Tutti

Calcolo di EPi Verifica che EPi  EPi lim

Tutti

Tutti

Tutti

Calcolo ηg Verifica che ηg  ηglim pari a (65  3 log Pn) % Se Pn  1000 kW si assume ηglim  74%

[I.1.b]

Tutti

Tutti

Tutti

Si verifica che la trasmittanza termica delle diverse strutture edilizie opache e trasparenti che delimitano l’edificio non superi il 30% dei valori fissati dalle tabelle 2, 3 e 4 dell’all. C.

[I.1.c]

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

(segue)

Tutti

Tutti

Tutti

Installata Installati gen. con La temperatura Se installate PdC ηtu 100%  (X  media del almeno una con ηu riferito all’EP  (90   2 log Pn), fluido in centralina di con X  90 corrispondenza termoregolazione  3 log Pn)%. Si utilizza un per zone A,B,C e delle condizioni in ogni unità fattore di X  93 per le di progetto immobiliare conversione pari zone D,E,F. sia non a 0,36 Per Pn  400 kW superiore si applica limite When..el./When.prim. a 60 °C. massimo a 400 kW

Se Strasp comp/Sutile  0,18 allora si può omettere il calcolo del EPi, se rispettati i limiti imposti sull’involucro in [I.2.a,b,c] e le seguenti prescrizioni impiantistiche, si può assumere il valore di EPi  EPlim

[I.6] alternativa a [I.1]

900

Nuovo edificio, nuovi impianti in edifici esistenti e ristrutturazione edifici ad eccezione dei commi 2 e 3. (Art. 3 comma 1 lett. a)

Legge 10/91 DPR 412/93 DPR 551/99

[I.1.a]

8:36

A

Note →

Riferimento all’allegato I del D.Lgs.192 →

Tab. 20.21 Tabella riepilogativa del regime transitorio per esercizio e manutenzione degli impianti termici, allegato I del D.Lgs. 192 e s.m.i.

21-11-2008

APPLICAZIONE INTEGRALE

CAPITOLO 20-08.OK Pagina 900

RISCALDAMENTO

Ampliamento edificio esistente nel caso lo stesso risulti volumetricamente maggiore del 20% dell’intero edificio (Art. 3 comma 2 lett. b)

Ristrutturazioni totali o parziali e manutenzione straordinaria dell’involucro edilizio ed ampliamenti volumetrici all’infuori delle lett. a) e b). (Art. 3 comma 2 lett. c.1)

Nuova installazione di impianti termici in edifici esistenti o ristrutturazione degli stessi (Art. 3 comma 2 lett. c.2)

Sostituzione di generatori di calore (Art. 3 comma 2 lett. c.3)

Immobili ricadenti art. 136 D.lgs. 42/04 Fabbricati industriali, artigianali e agricoli non residenziali Immobili isolati con Sutile  50 m2 e impianti installati per scopi di processo produttivo (Art. 3 comma 3 lett. a,b,c,cbis)

D

E

F

G

H

Note →

Riferimento all’allegato I del D.Lgs.192 →

(seguito tabella 20.21)

APPLICAZ. INTEGRALE MA LIMITATA ALL’INTERV.

APPLICAZIONE LIMITATA AL RISPETTO DI SPECIFICI PARAMETRI, LIVELLI PRESTAZIONALI E PRESCRIZIONI

Tutti

Tutti

–

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

–

–

–

–

Tutti

–

–

–

–

Tutti

[I.1.b]

–

–

–

–

Tutti

[I.1.c]

–

–

–

–

Tutti

–

–

–

–

Tutti

–

–

–

–

Tutti

–

CALCOLO DEL FABBISOGNO TERMICO

(segue)

–

–

–

Tutti

Se Strasp comp/Sutile  0,18 allora si può omettere il calcolo del EPi, se rispettati i limiti imposti sull’involucro in [I.2.a,b,c] e le seguenti prescrizioni impiantistiche, si può assumere il valore di EPi  EPlim

[I.6] alternativa a [I.1]

8:36

Tutti

Tutti

Tutti

[I.1.a]

21-11-2008

ESCLUSIONI

CAPITOLO 20-08.OK Pagina 901

901

Note →

[I.2.b]

[I.2.c]

[I.3]

–

–

B

C

–

–

–

–

–

–

–

–

–

–

–

–

I nuovi generatori abbiano un rendimento termico utile  (90   2 log Pn). Per valori  400 kW si applica il limite max a 400 kW.

Altern. a I.3

[I.4.a]

–

–

–

Le PdC abbiano un rendimento termico utile, in condizioni nominali ηu riferito all’energia primaria  (90  3 log Pn). Si utilizza un fattore di conversione pari a 0,36   When.elett/ /When.primaria

[I.4.b]

–

–

–

Presenza di centralina programmabile per ogni generatore di calore e dispositivi modulanti per la regolazione automatica della temperatura

[I.4.c]

–

–

–

Motivare l’eventuale aumento di potenza del generatore di calore

[I.4.d]

–

–

–

Se i generatori di calore sono a servizio di più unità immobiliari, sia verificata la corretta equilibratura del sistema di distribuzione

[I.4.e]

–

–

–

Sostituzione del generatore di calore con Pn  35 kW, a discrezione delle autorità locali competenti di richiedere la relazione tecnica di cui al comma 19 oppure la dichiarazione ai sensi della 46/90.

[I.4.f]

–

–

–

Installare un generatore di calore che abbia rendimento termico utile a carico parziale 30% della Pn  (85  3 log Pn). Per Pn  400 kW si applica il limite max a 400 kW.

Altern. a I.4.a

[I.5.a]

(segue)

–

–

–

Predisposizione di relazione tecnica dettagliata giustificando i motivi della deroga dei punti I.4, da allegare alla relazione tecnica prevista dal punto I.15 o alla dichiarazione 46/90 come da punto I.4.f.

[I.5b]

902

–

Pareti verticali Pareti Chiusure Calcolo del ηg opache a orizzontali/inclinate traspaVerifica che il ponte termico opache a ponte renti η  η pari a g glim corretto: termico corretto: Uct  (75  3 log P ) n Uvo  Uvolim. Uoo  Uoolim. Uctlim  1000 kW Se P n Se non viene Se non viene e si assume considerato il considerato il Uvetro  ηglim  84% ponte termico ponte termico  U vet.lim. Se P  100 kW si utilizzi nel si utilizzi nel n obbligo allegare confronto con confronto con una diagnosi Uvolim il valore Uvolim il valore medio di medio di energetica trasmittanza trasmittanza alla relazione struttura ponte struttura di cui art.8 termico. più ponte termico. Per pareti orizzontali su terreno va considerata la U media tra struttura e terreno.

[I.2.a]

8:36

A

Riferimento all’allegato I del D.Lgs.192 e s.m.i. →

(seguito tabella 20.21)

21-11-2008

APPLICAZIONE INTEGRALE

CAPITOLO 20-08.OK Pagina 902

RISCALDAMENTO

Note →

–

–

F

G

–

Tutti

E

–

–

–

Tutti escluso E8

–

[I.2.b]

–

–

–

Tutti escluso E8

–

[I.2.c]

–

Tutti

Tutti

–

–

[I.3]

–

Tutti

–

–

–

Altern. a I.3

[I.4.a]

–

Tutti

–

–

–

[I.4.b]

–

Tutti

–

–

–

[I.4.c]

–

Tutti

–

–

–

[I.4.d]

–

Tutti

–

–

–

[I.4.e]

–

Tutti

–

–

–

[I.4f]

–

Tutti

–

–

–

Altern. a I.4.a

[I.5.a]

CALCOLO DEL FABBISOGNO TERMICO

(segue)

–

Tutti

–

–

–

[I.5.b]

8:36

H

–

[I.2.a]

D

Riferimento all’allegato I del D.Lgs.192 e s.m.i. →

(seguito tabella 20.21)

APPLICAZ. INTEGRALE MA LIMITATA ALL’INTERV.

APPLICAZIONE LIMITATA AL RISPETTO DI SPECIFICI PARAMETRI, LIVELLI PRESTAZIONALI E PRESCRIZIONI

21-11-2008

ESCLUSIONI

CAPITOLO 20-08.OK Pagina 903

903

Note →

Nelle zone climatiche C, D, E e F, la trasmittanza delle strutture opache verticali, orizzontali, inclinate, tra appartamenti o zone non riscaldate, deve essere i  0,8 W/(m2 K)

[I.7] [I.9.a]

[I.9.b]

[I.9] [I.9.c]

Tutti escluso E.6 E.8

Tutti escluso E.6 E.8

B Tutti escluso E.8 Tutti escluso E.8

C Tutti escluso E.8 Tutti escluso E.8

Produrre adeguata documentazione che attesti l’utilizzo di tecniche e materiali innovativi che permettano di contenere le oscillazioni della temperatura degli ambienti in funzione dell’andamento dell’irraggiamento solare

Alternativa a I.9.b

Tutti escluso E.8 E.6 e E.1 solo residenziale

Tutti escluso E.8 E.6 e E.1 solo residenziale

Tutti escluso E.8 E.6 e E.1 solo residenziale

Presenza di sistemi schermanti esterni, per edifici con Su maggiore di o uguale a 1000 m2

[I.10]

Tutti

Tutti

Tutti

Dispositivi di regolazione automatica della temp. Ambiente nei singoli locali o zone.

[I.11]

[I.14]

–

–

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

Il 50% del Predisposizione fabbisogno annuo delle opere di energia primaria riguardanti di acqua calda involucro e sanitaria tramite impianto per il utilizzo di fonti collegamento a rinnovabili reti di TLR per la produzione nel raggio di energia termica di 1000 m ed elettrica. 20% per edifici storici. Obbligo di installazione di impianti PV

In attesa dell’emanazione dei decreti attuativi all’art. 4

[I.12] [I.13]

(segue)

Tutti

Tutti

Tutti

Redazione della relazione tecnica ai sensi dell’art. 28 comma 1 della L. 10/91

[I.15]

904

Tutti escluso E.6 E.8

Favorire la Prescritta la Sistemi In tutte le zone ventilazione verifica schermanti climatiche con dell’assenza delle efficaci Im,s  290 W/m2, naturale, nel esclusa la zona caso non sia condense delle F, si verifichi efficace usare superficiali e che superficie che la massa sistemi di le condense vetrate, superficiale Ms vent. mecc. interstiziali di esterni o delle pareti come da comma pareti opache interni opache verticali, 13, art. 5, siano limitate alla orizzontali DPR 412 qu.tà rievaporabile. o inclinate sia In assenza di imp.  230 kg/m2 di controllo della u.r. si utilizzi u.r. 65% T 20 °C

[I.8]

8:36

A Tutti escluso E.8 Tutti escluso E.8

Riferimento agli allegati →

(seguito tabella 20.21)

21-11-2008

APPLICAZIONE INTEGRALE

CAPITOLO 20-08.OK Pagina 904

RISCALDAMENTO

Note →

[I7]

[I.8]

–

G

–

–

–

–

–

–

–

–

–

[I.9.c]

–

–

–

Tutti escluso E.6 E.8

Tutti escluso E.6 E.8

[I.9.b]

–

–

–

Alternativa a I.9.b

–

–

–

Tutti escluso E.8 E.6 e E.1 solo residenziale

Tutti escluso E.8 E.6 e E.1 solo residenziale

[I.10]

–

–

Tutti

Tutti

Tutti

[I.11]

–

–

Tutti

–

–

In attesa dell’emanazione dei decreti attuativi all’art. 4

[I.12] [I.13]

–

–

–

–

–

[I.14]

–

Tutti

Tutti

Tutti

Tutti

[I.15]

CALCOLO DEL FABBISOGNO TERMICO

Tutti  E1, E2, E3, E4, E5, E6, E7, E8. [I.15]. Il Progettista dovrà redigere una relazione tecnica come prescritto dalla Legge 10/91 e dall’allegato E del D.Lgs. 192/05. [I.16]. Sono ritenuti conformi i metodi di calcolo e le procedure emanate da Università, dal CNR e dall’ENEA e le norme tecniche vigenti dell’UNI e CEN.

–

–

F

–

[I.9.a]

[I.9]

8:36

H

–

E

D Tutti escluso E.8 Tutti escluso E.8

Riferimento agli allegati →

(seguito tabella 20.21)

APPLICAZ. INTEGRALE MA LIMITATA ALL’INTERV.

APPLICAZIONE LIMITATA AL RISPETTO DI SPECIFICI PARAMETRI, LIVELLI PRESTAZIONALI E PRESCRIZIONI

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CENTRALI TERMICHE

Sono chiamate centrali termiche quei locali tecnici nei quali vengono installate tutte le apparecchiature preposte alla produzione, circolazione e regolazione del fluido termovettore destinato agli impianti centralizzati di riscaldamento e climatizzazione. Possono essere ricavate in piani interrati o sulla copertura dell’edificio; qualche volta anche in volumi tecnici distinti dall’immobile servito. Le caratteristiche costruttive di questi locali, ai fini della prevenzione degli incendi e, in genere, per garantire la sicurezza, sono illustrate nei paragrafi 21.2 e 21.3. Le principali apparecchiature e macchine da prendere in considerazione sono: – i generatori di calore; – i serbatoi di accumulo, nel caso di combustibile liquido; – i bruciatori del combustibile; – le “rampe”, nel caso di combustibile gassoso; – i camini per l’evacuazione di prodotti della combustione; – le pompe di circolazione; – le apparecchiature di controllo e sicurezza. 21.1

I GENERATORI DI CALORE

Per generatori di calore (o caldaie) si intendono quelle apparecchiature nelle quali avviene il trasferimento di energia termica dai prodotti della combustione al fluido termovettore. Essenzialmente esse sono costituite dal focolare, zona in cui avviene la combustione, dalla parte circostante nella quale circola il fluido da riscaldare, da tubi di fumo (per lo meno in alcuni tipi) e da un rivestimento esterno realizzato con materiale coibente, protetto e contenuto da un lamierino esterno. Per i generatori di calore vengono definiti i seguenti parametri. Potenza termica al focolare (Pf ): è data dal prodotto del potere calorifico inferiore del combustibile impiegato e della sua portata; l’unità di misura è il kW. Dalle norme UNI 7936-79 e UNI 10389 si desumono i valori convenzionali da assumere per il potere calorifico inferiore: – gasolio  11,872 kWh/kg (42,739 MJ/kg), (10.210 kcal/kg); – olio combustibile  11,477 kWh/kg (41,317 MJ/kg), (9870 kcal/kg); – gas metano  9,60 kWh/m3 (34,56 MJ/m3), (8250 kcal/m3). Potenza termica convenzionale (Pc ): è data da quella al focolare diminuita della potenza termica persa al camino che coincide, convenzionalmente, con la perdita per calore sensibile nei fumi (kW).

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Potenza termica utile (Pn): è data dalla quantità di calore trasferita nell’unità di tempo al fluido termovettore, corrispondente, quindi, alla potenza convenzionale diminuita della potenza scambiata dall’involucro del generatore con l’ambiente esterno, (kW). Rendimento di combustione ηt: è il rapporto fra la potenza termica convenzionale e la potenza termica al focolare. Rendimento termico utile ηtu: è il rapporto fra la potenza termica utile e la potenza termica al focolare. Per un approfondimento si rinvia al capitolo 9. 21.1.1 Classificazione. Una possibile classificazione dei generatori di calore può essere fatta considerando: il materiale di costruzione – caldaie in ghisa, – caldaie in acciaio, – caldaie in acciaio speciale per i tipi a condensazione e a bassa temperatura; la pressione di funzionamento – caldaie a bassa pressione, – caldaie ad alta pressione; il combustibile impiegato – caldaie a combustibile solido, – caldaie a combustibile liquido, – caldaie a combustibile gassoso, – caldaie policombustibili, – caldaie a funzionamento elettrico; il fluido termovettore – caldaie per acqua calda fino a 100 °C, – caldaie per acqua surriscaldata, – caldaie a vapore a bassa pressione, – caldaie a vapore ad alta pressione, – caldaie a olio diatermico, – generatori di aria calda; il percorso dei prodotti della combustione – a tubi di fumo, – a tubi di acqua; la temperatura dei fumi – caldaie a bassa temperatura, – caldaie a condensazione. Il materiale di costruzione. Le caldaie in ghisa, costituite da elementi modulari, trovano il loro impiego in installazioni di piccola e media potenzialità (500 kW); sono caratterizzate dalla ottima resistenza alla corrosione sia lato fumi sia lato acqua; dalla possibilità di assemblaggio in loco, considerato che sono costituite da più elementi il che, fra l’altro, consente di modificare, se necessario, la potenzialità. Un aspetto negativo è la fragilità della ghisa per cui le caldaie mal sopportano variazioni brusche di temperatura.

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Per contro le caldaie in acciaio, ormai diffusissime, presentano caratteristiche tali da farle preferire specialmente nei medi e grandi impianti: – bassa inerzia termica; – ottima geometria della camera di combustione; – possibilità di riparazioni con saldature; – adatta a elevati valori di pressione e temperatura; – più elevato carico termico specifico (W/m2 di superficie di scambio); – potenze termiche oltre 12 MW. Gli inconvenienti sono: – elevato rischio di corrosione; – impossibilità di variarne la potenzialità; – difficoltà di trasporto nel caso di grandi potenze. Le caldaie di media e grande potenza sono in genere caratterizzate da un focolare cilindrico od ovale nel quale avviene la combustione e da tubi di fumo nei quali, cioè, passano i prodotti della combustione (prima di essere inviati al camino), che scambiano calore con l’acqua che è all’esterno di essi (si veda, più avanti, la fig. 21.1). Le caldaie di grande potenzialità e ad alta pressione sono, invece, realizzate da una grande camera di combustione le cui pareti sono completamente costituite da tubi verticali nei quali circola l’acqua. Questo tipo di caldaia viene impiegato negli impianti centralizzati per produzione di acqua surriscaldata con scambiatori di calore vapore-acqua, spesso del tipo sovrapposto alla caldaia. La pressione in camera di combustione. Come si è detto esistono due tipi di caldaie quelle con focolare in depressione rispetto all’esterno e quelle con focolare in pressione. Nelle prime la combustione avviene a pressione inferiore a quella atmosferica e i prodotti della combustione sono evacuati per effetto del tiraggio del camino a cui è collegata la caldaia. Per le piccole resistenze che devono incontrare i fumi, le velocità devono essere basse e così anche lo scambio termico è basso. Nelle caldaie aspirate il carico termico specifico si aggira sui 12  15 kW/m2. Nelle caldaie pressurizzate, invece, il bruciatore è dotato di un ventilatore che immette l’aria comburente intimamente nella corrente di combustibile (liquido o gassoso) consentendo, quindi, di raggiungere elevate velocità di attraversamento dei fumi nelle diverse zone della caldaia e conseguendo un elevato scambio termico (il carico termico specifico arriva fino a 35  50 kW per m2 di superficie di scambio). La sovrappressione in camera di combustione raggiunge valori da 200 a 1500 Pa; la sovrappressione, comunque, si esaurisce all’uscita del generatore per cui il tiraggio del camino deve far fronte alle sole perdite di carico della canna fumaria. Il funzionamento con focolare in pressione, a differenza di quello con focolare in depressione, offre i seguenti vantaggi. – Maggiore velocità dei fumi e, quindi, migliore scambio termico nel percorso secondario (giri dei fumi), dove il calore viene ceduto prevalentemente per convezione. Ciò comporta un migliore sfruttamento delle superfici di scambio; per esempio in una caldaia pressurizzata, mediamente, un metro quadrato di superficie può trasmettere circa 46 kW contro i 12 kW delle vecchie caldaie tipo “marina” con focolare in depressione. Si hanno così caldaie meno ingombranti e più leggere.

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– Maggiore rendimento di combustione. Nella combustione con focolare in depressione, la quantità d’aria comburente aspirata dipende anche dal tiraggio del camino: per avere aria a sufficienza nelle peggiori condizioni di tiraggio, si deve operare, in situazione normale, con elevati eccessi d’aria e quindi con rendimenti bassi. Viceversa, nel caso di combustione pressurizzata, le variazioni di tiraggio non influenzano sensibilmente la quantità dì aria comburente immessa nel focolare, per cui gli eccessi d’aria possono essere notevolmente ridotti. – Indipendenza del camino. Per quanto si è detto, nelle caldaie pressurizzate il funzionamento è in pratica indipendente dal camino; ciò permette d’installare la caldaia nella posizione più opportuna, senza particolari vincoli anche sul tetto, per esempio, anziché in cantina (soluzione spesso adottata per l’ammodernamento delle centrali termiche di vecchi edifici). All’aumentata velocità dei fumi corrispondono però maggiori resistenze al moto, cui corrisponde una maggiore richiesta di potenza per il ventilatore del bruciatore. Al fine di contenere entro limiti di economicità la maggiore potenza del ventilatore del bruciatore, con conseguente risparmio di energia elettrica, si è ormai imposta la tendenza a costruire, per potenze comprese tra 70 e 230 kW, caldaie a debole pressurizzazione dette caldaie semipressurizzate. Per le caldaie pressurizzate la pressione nel focolare è dell’ordine di 200  600 Pa (20  60 mm c.a.), per quelle semipressurizzate usualmente è inferiore. Il combustibile impiegato. In base al tipo di combustibile bruciato, che può essere solido, liquido o gassoso, si hanno i seguenti tipi di caldaie. – Caldaie per combustibili solidi: questi tipi di generatori, in passato, erano realizzati in ghisa a griglia fissa; attualmente vengono costruiti con griglia mobile cioè a barrotti asportabili, comunque sono sempre caratterizzati da camere di combustione piuttosto grandi, con focolare in depressione. Quest’ultimo particolare, generalmente, dà luogo a combustione con elevato eccesso d’aria e quindi conseguente basso rendimento. – Caldaie per combustibili liquidi: sono realizzate in acciaio o ghisa con focolare in depressione o pressurizzato. Attualmente si utilizza quest’ultimo tipo che permette di ottenere rendimenti più elevati. Vengono alimentate a olio combustibile o a gasolio. Le caldaie a gasolio sono provviste di camere di combustione, cilindriche, senza refrattari, con diversi giri di fumo, con sezioni minori rispetto a quelle ad olio combustibile, con il risultato di ridurre le dispersioni di calore e di conseguenza di aumentare lo scambio termico. – Caldaie per combustibili gassosi: le caldaie che utilizzano combustibile gassoso si distinguono in base al tipo di bruciatore. Le caldaie funzionanti con bruciatore ad aria soffiata non differiscono costruttivamente dalle caldaie a combustibile liquido (olio combustibile o gasolio); l’unica differenza risiede nel bruciatore il quale ha caratteristiche particolari in relazione allo stato fisico del combustibile (gassoso). Vi sono poi le caldaie con bruciatore di gas ad aria aspirata (atmosferiche), che presentano la caratteristica di avere un bruciatore alquanto semplice il cui funzio-

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namento non richiede alcuna forza esterna. Tali caldaie coprono una gamma di potenze relativamente basse e sono adatte per il riscaldamento di piccoli edifici (mono, biappartamenti); sono molto silenziose in quanto prive di organi meccanici in movimento. Il fluido termovettore. Secondo il fluido riscaldato si hanno i seguenti tipi di caldaie. – Caldaie ad acqua calda: il fluido riscaldato è acqua che viene portata ad una temperatura di esercizio intorno a 80  90 °C, comunque sempre inferiore a 100 °C. – Caldaie ad acqua surriscaldata: il fluido riscaldato è acqua che viene portata ad una temperatura di esercizio intorno a 140  180 °C, superiore quindi alla temperatura di ebollizione dell’acqua alla pressione atmosferica. Poiché in questi impianti l’acqua è mantenuta allo stato liquido, essa deve essere sottoposta a pressioni sufficientemente elevate in modo che non entri in ebollizione. Ad una temperatura di 140 °C l’acqua rimane allo stato liquido se è sottoposta a una pressione superiore alla pressione atmosferica di almeno 3 atmosfere (pressione assoluta quindi di ∼ 4 bar), a 180 °C occorrono almeno 9 atmosfere in più (pressione assoluta di 10 bar ⬵ 10 kgf/cm2). – Caldaie a vapore: la caldaia è riempita solo parzialmente di acqua che viene fatta bollire in modo da produrre vapore. In questo caso il fluido termovettore è quindi il vapore che è molto più efficace dell’acqua, in quanto trasporta molto più calore. L’acqua infatti per diventare vapore a 100 °C assorbe circa 6 volte il calore necessario per portarla da 15 °C a 100 °C; viceversa il vapore, condensandosi nell’impianto, ritorna ad essere acqua cedendo una quantità di calore 6 volte superiore a quella che l’acqua potrebbe cedere se si raffreddasse da 100 °C a 15 °C e addirittura 50 volte superiore supponendo, come accade, che l’acqua si raffreddi di soli 10 °C. Le caldaie a vapore si distinguono in base alla pressione di esercizio e si hanno caldaie a vapore a bassa pressione, quelle nelle quali la pressione effettiva è inferiore a 0,98 bar (1 kgf/cm2), cui corrisponde una temperatura massima di 119,6 °C, e caldaie a vapore a media ed alta pressione, nelle quali la pressione di esercizio è superiore a 0,98 bar effettivi. Fatta eccezione per le caldaie a vapore industriali, asservite anche ad usi civili, la pressione, in generale, raggiunge i 10 bar effettivi, cui corrisponde una temperatura di circa 180 °C. – Caldaie ad olio diatermico: sono caldaie che utilizzano quale fluido riscaldato, anziché acqua, oli minerali o altri fluidi organici che possono essere portati a temperature elevate (sino a 350 °C), alla pressione atmosferica, sempre restando allo stato liquido, e che possono, quindi, trasportare molto più calore. – Generatori di aria calda: il fluido riscaldato è l’aria. Sono apparecchi nei quali, come nelle caldaie, vi è un focolare attorno a cui viene fatta circolare direttamente l’aria, di solito a mezzo ventilatori. L’aria è riscaldata a una temperatura di 30  50°C e viene immessa nell’ambiente direttamente o attraverso canali di distribuzione muniti di diffusori. La temperatura dei fumi.

L’evoluzione tecnologica nella costruzione delle cal-

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daie, dovuta alle spinte di natura energetica, ha reso disponibile sul mercato nuovi tipi di caldaie: – caldaie a bassa temperatura, dette anche a temperatura scorrevole; – caldaie a condensazione. È opportuno darne un cenno, vista la già buona diffusione, specie per piccole e medie potenze. Negli impianti di riscaldamento è prassi comune far funzionare le caldaie sempre a elevata temperatura, mentre la temperatura dell’acqua inviata ai corpi scaldanti viene ridotta man mano che il carico termico si riduce, per innalzamento della temperatura esterna. Questa prassi è dovuta sostanzialmente alla necessità di evitare che basse temperature dell’acqua determinino basse temperature superficiali delle parti metalliche della caldaia a contatto con i prodotti della combustione, tali da provocare condense acide e, quindi, corrosioni. Ciò comporta elevate temperature dei fumi e, pertanto, notevoli perdite al camino con rendimenti non elevati. La strada per migliorare il rendimento è quella di abbassare molto la temperatura dei fumi, consentendo una riduzione della temperatura dell’acqua. Le caldaie a temperatura scorrevole sono realizzate in maniera che, in funzione del fabbisogno, la temperatura dell’acqua possa gradualmente ridursi dai 75 °C fino a circa 40 °C senza rischio di corrosione. Ciò è ottenuto con diversi sistemi, fra i quali merita di essere citato quello con camera di combustione non a contatto diretto con l’acqua, per cui la temperatura dell’acqua può ridursi ma non altrettanto accade per i fumi la cui temperatura finale, pur essendo più bassa che nelle altre caldaie, è, comunque, tale da evitare condensazioni e, quindi, possibili corrosioni. La soluzione tecnica prevede l’impiego di tubi coassiali fra i quali viene creato un contatto alternato con intercapedini d’aria, in tal modo si mantiene lo scambio fra fumi e acqua ma la temperatura superficiale dei tubi lato fumi si mantiene elevata. Il rendimento, riducendosi le perdite per convezione e irraggiamento dal mantello e, in parte, anche quelle al camino, aumenta fino al 91  92% e si mantiene elevato anche ai bassi carichi, a differenza che nelle caldaie tradizionali. Nei generatori a condensazione (fig. 21.1), invece, lo sfruttamento dei prodotti della combustione è spinto fino a ottenere la condensazione del vapor d’acqua formatosi con la combustione. Nel capitolo 9, nella tabella 9.2, sono riportate le reazioni di combustione dei principali combustibili, nonché le caratteristiche dei prodotti della combustione (tab. 9.3). Orbene, per il gas naturale (metano CH4) si ricava che, per 1 kg di metano, si producono 2,246 kg di acqua; poiché la massa di 1 Nm3 di metano è eguale a 0,715 kg, si può affermare che dalla combustione completa di 1 Nm3 si producono 1,6 kg di acqua. Nel paragrafo 9.1 sono definiti i poteri calorifici e viene anche chiarito il significato di potere calorifico superiore (Pcs) che è la quantità totale di calore generata dalla combustione completa dell’unità di massa (MJ/kg) per i combustibili solidi o liquidi o dell’unità di volume (MJ/m3) per i combustibili gassosi. Il potere calorifico superiore tiene conto del calore ceduto dalla condensazione del vapore d’acqua: 2500 kJ/kg.

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Nelle caldaie a condensazione questo calore viene recuperato e non è trascurabile, visto che la differenza fra potere calorifico superiore e potere calorifico inferiore è, per il gas naturale, pari a circa l’11% (38,820 MJ/m3 rispetto a 35,880 MJ/m3). Per poter sfruttare questo calore è necessario raffreddare i prodotti della combustione al di sotto della temperatura di rugiada, che è dell’ordine di 53  59 °C. Nel raffreddamento dei fumi si recupera non solo il calore latente ma anche calore sensibile per riduzione delle perdite al camino e delle perdite dal mantello. Dal punto di vista idraulico è necessario accertarsi che la temperatura del ritorno sia inferiore alla temperatura di condensazione del gas di combustione, affinché quest’ultimo raggiunga la condensazione. Un provvedimento efficace consiste nell’evitare un aumento della temperatura del ritorno, mediante collegamenti diretti con la mandata. Per gli impianti a condensazione non si dovrebbero, quindi, impiegare sistemi idraulici con un miscelatore a quattro vie, ma, in alternativa, utilizzare miscelatori a tre vie, in modo che l’acqua del ritorno dai circuiti di riscaldamento arrivi direttamente alla caldaia, senza aumentare la temperatura (fig. 21.2). Per garantire la massima condensazione è bene riportare l’acqua fredda di ritorno dagli impianti nella zona della caldaia prossima all’uscita dei fumi, così da massimizzare la condensazione. Non si dovrebbero neppure impiegare valvole termostatiche a tre vie, poiché comportano un collegamento diretto della mandata con il ritorno, con conseguente aumento della temperatura del ritorno (fig. 21.3).

Fig. 21.1

Caldaia a condensazione.

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Fig. 21.2

Fig. 21.3 Nelle caldaie a condensazione, si può stimare un rendimento sul Pcs intorno al 93%, il che significa un rendimento riferito a potere calorifico inferiore (Pci) del 105%. È importante per queste caldaie un attento controllo dell’eccesso d’aria sia ai fini del rendimento sia a quello della formazione di NOx. La condensa più o meno acida che si forma (per la presenza di azoto e composti solforati nell’acqua) esce dalla caldaia e deve essere convogliata agli scarichi dopo neutralizzazione (fig. 21.4).

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Per gli scarichi la Norma UNI EN 677 richiede l’adozione di tubi resistenti alla corrosione con un diametro interno non inferiore a 13 mm. La quantità di condensa da eliminare è abbastanza modesta. Per un consumo stagionale di 1000 m3 di gas naturale si deve prevedere un’evacuazione di circa 1 m3 di acqua, contro gli oltre 50 m3 scaricati in media con le acque bianche, nello stesso periodo, da un’unità immobiliare. Lo scarico diretto nelle fogne di queste condense, leggermente acide (pH 艑 4) è consentito dalle normative: UNI 11071 – luglio 2003 corretta il 25 gennaio 2005.

Fig. 21.4

Caldaia a condensazione e accessori.

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Per le ragioni suesposte la zona di condensazione della caldaia deve essere realizzata con materiale resistente alla corrosione (acciaio inossidabile al cromo - nichel - molibdeno) o con materiali rivestiti di smalti o ceramica. Nelle caldaie con bruciatore atmosferico lo smaltimento dei prodotti della combustione è affidato a un apposito ventilatore perché i fumi freddi non possono essere evacuati con il tiraggio naturale. Prima di concludere è opportuno accennare alle caldaie nelle quali, ricorrendo a ricircolazione dei fumi, si cerca di ridurre l’emissione di ossidi di azoto nocivi all’ambiente (NOx). 21.1.2 Potenzialità della caldaia. Una volta eseguito il calcolo del fabbisogno massimo di potenza termica per il riscaldamento occorre scegliere la caldaia adatta. Il valore di potenza a cui si perviene con i calcoli è, però, quello massimo, che probabilmente verrà richiesto solo per pochi giorni in una stagione. Si pensi al fatto che il calcolo è fatto assumendo la temperatura minima di progetto (per esempio a Milano: 5 °C) mentre la temperatura media nel periodo del riscaldamento in genere è più alta (a Milano 7 °C  20 °C 2340 GG/180 g). Nel caso citato di Milano la potenza, riferita alla temperatura media, sarebbe, quindi, pari a solo il 50% di quella massima: rapporto fra le due differenze di temperatura 13 e 25 °C. Questa considerazione deve indurre, pertanto, a suddividere la potenzialità massima calcolata su due o più caldaie, in modo da farle funzionare possibilmente sempre al carico massimo e, quindi, con buoni rendimenti; ciò, fra l’altro, consente una maggiore sicurezza di esercizio. Non si dimentichi che il DPR 412, art. 5, comma 5, obbliga a ripartire la potenzialità totale almeno su 2 caldaie qualora la potenza nominale richiesta sia superiore a 350 kW. Nel caso di produzione di acqua calda sanitaria centralizzata è bene prevedere una caldaia separata che, nel periodo estivo, sia da sola in grado di sopperire al fabbisogno a cui, fra l’altro, è bene far fronte con accumuli consistenti di acqua calda, proprio per far funzionare sempre il generatore (che potrà essere di piccola potenza) per più tempo e con rendimenti alti. Numerosi studi hanno posto in evidenza come, al variare del carico termico, il rendimento diminuisca fino a valori bassissimi; quando, per esempio, il carico scende a valori pari al 15  20% di quello massimo, il rendimento termico utile ηu si attesta su valori non superiori al 35  50% (fig. 21.5). Si rende, pertanto, necessario progettare sistemi che consentano di tener inserito soltanto i generatori strettamente necessari per bilanciare la richiesta energetica. Lo schema generalmente adottato è quello raffigurato nella fig. 21.6 in cui è possibile osservare che, per consentire l’inserimento in sequenza dei generatori, ciascuno di essi deve essere dotato di una valvola automatica sul ritorno (basta una valvola a farfalla che ha bassa perdita di carico) la quale consente di inserire o escludere dal circuito idraulico la caldaia non funzionante; ciò è necessario per evitare che questa sia attraversata dall’acqua calda di ritorno con conseguenti perdite di energia e abbassamento del rendimento. Con riferimento alla fig. 21.6 il controllo dell’energia immessa in rete è ottenuto con un programmatore di sequenza (1) che rileva, attraverso la sonda (2), la tempe-

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Fig. 21.5

Variazione del rendimento termico utile dei generatori di calore al variare del fattore f di carico.

Fig. 21.6

Controllo della temperatura di mandata con inserzione in sequenza di tre caldaie.

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ratura dell’acqua inviata all’impianto ed è, quindi, in grado di inserire o disinserire la o le caldaie in sequenza. L’inserimento di ogni caldaia è determinato dall’apertura della relativa valvola (3) per cui si dà il consenso, attraverso il flussostato (5), all’avviamento del bruciatore. La regolazione della temperatura dell’acqua di ogni caldaia rimane sempre sotto il controllo delle relative apparecchiature. Questa soluzione è oggi la più utilizzata. Un altro possibile schema è quello che prevede la sonda (2) posta sul ritorno; in tal caso la prima caldaia, che può essere scelta e inserita a rotazione con le altre, funziona sempre, mentre la 2a e la 3a non partono fin quando la temperatura sul ritorno non si è ridotta di un valore che si può calcolare in funzione della temperatura massima di mandata e del salto di temperatura previsto a carico massimo. Nel caso di tre caldaie funzionanti per dare acqua calda a 90 °C con una temperatura di 70 °C in ritorno in condizioni di carico massimo, quando il carico arriva ai 2/3 la temperatura di ritorno si porta a 77 °C, si può allora escludere una caldaia; se il carico si riduce ancora fino a 1/3, la temperatura del ritorno salirà a 83 °C e si potrà fermare la terza caldaia; la prima continua a funzionare, modulando. Nello schema si notano anche, per ogni caldaia, una pompa (6) e un termostato (4) che è del tipo on-off. Queste apparecchiature sono ormai diventate di impiego comune allo scopo di impedire che la temperatura dell’acqua che rientra in caldaia scenda sotto i 50 °C, con pericolo di condense acide e di shock termici. La pompa (6) è detta pompa anticondensa e preleva acqua calda in uscita dalla caldaia per immetterla in quella che vi ritorna per innalzarne la temperatura; il comando della pompa è effettuato dal termostato (4). Con riferimento alla fig. 21.7, indicando con: q la portata, costante, inviata all’impianto con la pompa Pc;

Fig. 21.7

Circuito termoregolato e pompa anticondensa.

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q1 la portata variabile che la valvola miscelatrice preleva dal generatore; q2 la portata dell’acqua di ritorno che si miscela con q1 per dar luogo alla portata q a temperatura variabile; q0 la portata della pompa anticondensa; t la temperatura dell’acqua inviata all’impianto; t1 la temperatura dell’acqua in uscita dal generatore; t2 la temperatura di ritorno dell’acqua dall’impianto, variabile in funzione del fattore di carico f; t0 la temperatura dell’acqua che rientra in caldaia; si ricava: q  q1  q2 q0 t1  q1 t2  (q0  q1) t0 e quindi q0 t1  q1 t2 t0  –––––––––––– q0  q1

(21.1)

Tale temperatura t0 deve essere, per quel che si è detto, sempre superiore o al più eguale alla minima temperatura ammissibile: generalmente 60 °C. La portata variabile q1 è una frazione della portata costante dell’impianto e può calcolarsi, noti il fattore di carico f e il salto termico di progetto (Δt) (per esempio 85  70  15 °C) con l’espressione: f Δt q1  q –––––– t1  t2

(21.2)

La temperatura di ritorno t2, peraltro, può essere calcolata con: t2  20  f (t  20  Δt)

(21.3)

qualora sia pari a 20 °C la temperatura di ritorno dell’acqua per un fattore di carico f  0. La precedente espressione (21.1) può anche essere risolta rispetto a q0, ottenendo: t0  t2 q0  q1 ––––––– t1  t0

(21.4)

Nel nomogramma della fig. 21.8 è riportato il rapporto r r  q0 / q

(21.5)

fra la portata della pompa di ricircolo e quella dell’impianto, in funzione del Δt di progetto e del fattore di carico, avendo assunto per t1 max la temperatura di 85 °C e una temperatura minima di ritorno in caldaia t0  60 °C. Il nomogramma (fig. 21.9) illustra l’andamento di q0 per diverse tipologie impiantistiche: a, b e c con radiatori, d ed e con pannelli. Come si può notare la massima portata di ricircolo per impianti a radiatori, con salto termico di progetto di 15 °C, è

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Fig. 21.8 Variazione del rapporto “r” in funzione del fattore di carico “f ” e dei Δt di progetto, per una temperatura massima di mandata (“f ”  1) di 85 °C.

circa l’11,5% di q mentre per impianti a pannelli radianti con valvola a “spillamento” tale percentuale sale al 22% (curva dell’impianto “e”). La prevalenza della pompa di ricircolo dovrà essere dimensionata in base alle perdite di carico globali del circuito B-C-D-B. Il dimensionamento del tronco B-C-D deve essere effettuato considerando la portata totale q0 q1. 21.1.3 Rendimento dei generatori. Nel paragrafo 9.5.4 si è già introdotto e discusso il rendimento di combustione e sono stati riportati (paragrafo 9.5.5) anche i valori minimi che il DPR 551 ha fissato per il rendimento termico utile ηtu dei generatori di acqua calda e di aria calda. Una cosa, però, è il rendimento misurato in condizioni stazionarie, un’altra è il rendimento effettivo medio stagionale che tiene conto delle effettive condizioni di funzionamento quando i ripetuti fermi e avviamenti del bruciatore, i periodi di ventilazione della camera di combustione (perdite di calore al camino), i funzionamenti a carichi ridotti ecc. fanno sì che il rendimento si abbassi drasticamente. Gli sforzi dei costruttori da una parte e dei progettisti dall’altra tendono a contenere le perdite al minimo, abbassando la temperatura dei fumi (dai 200  250 °C ai 120  150 °C) e le perdite per irraggiamento e convezione dalla superficie esterna del generatore, riducendo la temperatura del fluido, migliorando le caratteristiche di coibentazione del mantello e riducendo le superfici disperdenti.

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Fig. 21.9 Andamento di q0 per diverse tipologie di impianto. Impianto a): t1  85 °C, tr  60 °C, t  85 °C, Δt  10 °C, q0 max  7% q. Impianto b): t1  85 °C, tr  60 °C, t  85 °C, Δt  15 °C, q0 max  11,5% q. Impianto c): t1  85 °C, tr  60 °C, t  85 °C, Δt  20 °C, q0 max  17% q. Impianto d): t1  85 °C, tr  60 °C, t  40 °C, Δt  5 °C, q0 max  10% q. Impianto e): t1  85 °C, tr  60 °C, t  40 °C, Δt  10 °C, q0 max  22% q.

21.2

NORME IN MATERIA AMBIENTALE

In data 30 aprile 2006 è stato emesso il Decreto Legislativo n. 152 recante norme in materia ambientale, successivamente integrato dal D.Lgs. 284/2006 e dal D.Lgs. 4/2008. In particolare la parte quinta: “Norme in materia di tutela dell’aria e di riduzione delle emissioni in atmosfera” è interessante per gli argomenti connessi con gli impianti di cui trattasi. Il titolo II “Impianti termici civili” disciplina, ai fini della prevenzione e della limitazione dell’inquinamento atmosferico, gli impianti termici civili aventi potenza termica nominale superiore a 35 kW e inferiore alla soglia stabilita dall’art. 29, comma 14, cioè 300 kW.

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Dopo le definizioni (art. 283), l’art. 284 è relativo alla denuncia di installazione o di modifica, l’art. 286 fissa i valori limiti di emissione, l’art. 287 sancisce che per impianti termici civili di potenza termica superiore a 232 kW il personale addetto alla conduzione deve essere munito di un patentino di abilitazione rilasciato, al termine di un corso e dopo il superamento dell’esame finale, dall’Ispettorato provinciale del lavoro. Il titolo III disciplina, ai fini della prevenzione e della limitazione dell’inquinamento atmosferico, le caratteristiche merceologiche dei combustibili che possono essere impiegati. All’art. 294 vengono elencate le prescrizioni per il rendimento di combustione. 1. Al fine di ottimizzare il rendimento di combustione, gli impianti disciplinati dal titolo I della parte quinta del presente decreto, con potenza termica nominale pari o superiore a 6 MW, devono essere dotati di rilevatori della temperatura nell’effluente gassoso nonché di un analizzatore per la misurazione e la registrazione in continuo dell’ossigeno libero e del monossido di carbonio. I suddetti parametri devono essere rilevati nell’effluente gassoso all’uscita dell’impianto. Tali impianti devono essere inoltre dotati, ove tecnicamente fattibile, di regolazione automatica del rapporto aria-combustibile. Ai fini dell’applicazione del presente comma si fa riferimento alla potenza termica nominale di ciascun singolo impianto anche nei casi in cui più impianti siano considerati, ai sensi dell’articolo 270, comma 4, o dell’articolo 273, comma 9, come un unico impianto. 2. Il comma 1 non si applica agli impianti di combustione in possesso di autorizzazione alle emissioni in atmosfera o di autorizzazione integrata ambientale nella quale si prescriva un valore limite di emissione in atmosfera per il monossido di carbonio. 3. Al fine di ottimizzare il rendimento di combustione, gli impianti disciplinati dal titolo II della parte quinta del presente decreto, di potenza termica complessiva pari o superiore a 1,5 MW, devono essere dotati di rilevatori della temperatura negli effluenti gassosi nonché di un analizzatore per la misurazione e la registrazione in continuo dell’ossigeno libero e del monossido di carbonio. I suddetti parametri devono essere rilevati nell’effluente gassoso all’uscita del focolare.”

21.3

NORME IN MATERIA DI IMPIANTI CIVILI ALIMENTATI DA COMBUSTIBILI LIQUIDI

Il 28 aprile 2005 è stato emesso il Decreto del Ministero dell’Interno “Approvazione della regola tecnica di prevenzione incendi per la progettazione, la costruzione e l’esercizio degli impianti termici alimentati da combustibili liquidi”. Se ne riportano gli articoli più interessanti. Art. 1. Campo di applicazione 1. Il presente decreto ha per scopo l’emanazione di disposizioni di prevenzione

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incendi riguardanti la progettazione, la costruzione e l’esercizio dei sottoelencati impianti termici di portata termica complessiva maggiore di 35 kW (convenzionalmente tale valore è assunto corrispondente al valore di 30.000 kcal/h indicato nelle precedenti disposizioni), alimentati da combustibili liquidi: a) climatizzazione di edifici e ambienti; b) produzione centralizzata di acqua calda, acqua surriscaldata e/o vapore; e) forni da pane e altri laboratori artigiani; d) lavaggio biancheria e sterilizzazione; e) cucine e lavaggio stoviglie. 2. Sono esclusi dal campo di applicazione gli impianti realizzati specificamente per essere inseriti in cicli di lavorazione industriale e gli inceneritori. 3. Non sono oggetto del presente decreto le attrezzature a pressione e gli insiemi disciplinati dal Decreto Legislativo 25 febbraio 2000, n. 93 (pubblicato nel supplemento ordinario alla Gazzetta Ufficiale della Repubblica italiana n. 91 del 18 aprile 2000), di attuazione della direttiva 97/23/CE. 4. Più apparecchi termici installati nello stesso locale o in locali direttamente comunicanti sono considerati come facenti parte di un unico impianto, di portata termica pari alla somma delle portate termiche dei singoli apparecchi. All’interno di una singola unità immobiliare adibita ad uso abitativo, ai fini del calcolo della portata termica complessiva non concorrono gli apparecchi domestici di portata termica singola non superiore a 35 kW quali gli apparecchi di cottura alimenti, le stufe, i caminetti, i radiatori individuali, gli scaldacqua unifamiliari, gli scaldabagno e le lavabiancheria. 5. Le disposizioni del presente decreto si applicano agli impianti di nuova realizzazione. Art. 2. Disposizioni per gli impianti esistenti 1. Agli impianti esistenti alla data di entrata in vigore del presente decreto e di portata termica superiore a 116 kW (convenzionalmente tale valore è assunto corrispondente al valore di 100.000 kcal/h indicato nelle precedenti disposizioni), purché approvati o autorizzati dai competenti organi del Corpo nazionale dei vigili del fuoco, in base alla previgente normativa, non è richiesto alcun adeguamento, anche nel caso di aumento di portata termica, purché non superiore al 20% di quella già approvata o autorizzata e purché realizzata una sola volta. In ogni caso successivi aumenti della portata termica realizzati negli impianti di cui sopra richiedono l’adeguamento alle disposizioni del presente decreto. 2. Gli impianti esistenti in possesso del nullaosta provvisorio di cui alla legge 7 dicembre 1984, n. 818 (pubblicata nella Gazzetta Ufficiale della Repubblica italiana n. 338 del 10 dicembre 1984), sono adeguati alle presenti disposizioni entro tre anni dall’entrata in vigore del presente decreto con l’esclusione dei requisiti di ubicazione, di accesso e di aerazione dei locali per i quali può essere applicata la previgente normativa. 3. Agli impianti esistenti alla data di entrata in vigore del presente decreto e di portata termica non superiore a 116 kW, purché realizzati in conformità alla previgente

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normativa, non è richiesto alcun adeguamento, anche nel caso di aumento di portata termica tale da non comportare il superamento di 116 kW. Art. 3. Obiettivi 1. Ai fini della prevenzione degli incendi ed allo scopo di raggiungere i primari obiettivi di sicurezza relativi alla salvaguardia delle persone, dei beni e dei soccorritori, gli impianti di cui all’art. 1 sono realizzati in modo da: evitare la fuoriuscita accidentale di combustibile; evitare, nel caso di fuoriuscita accidentale di combustibile, spandimenti in locali diversi da quello di installazione; limitare, in caso di incendio, danni alle persone; limitare, in caso di incendio, danni ai locali vicini a quelli contenenti gli impianti; consentire ai soccorritori di operare in condizioni di sicurezza. Art. 4. Disposizioni tecniche 1. Ai fini del raggiungimento degli obiettivi riportati al precedente art. 3, è approvata la regola tecnica di prevenzione incendi allegata al presente decreto. Art. 5. Sicurezza degli apparecchi e dei relativi dispositivi 1. Ai fini della salvaguardia della sicurezza antincendio, gli apparecchi e i relativi dispositivi di sicurezza, regolazione e controllo, sono costruiti secondo la legislazione vigente e le norme di buona tecnica. Art. 6.

Commercializzazione CE

Omissis 1. I prodotti provenienti da uno degli Stati membri dell’Unione Europea o dalla Turchia, ovvero da uno degli Stati aderenti all’Associazione europea di libero scambio (EFTA), firmatari dell’accordo SEE, legalmente riconosciuti sulla base di norme o regole tecniche applicate in tali Stati che permettono di garantire un livello di protezione, ai fini della sicurezza antincendio, equivalente a quello perseguito dalla presente regolamentazione, possono essere impiegati nel campo di applicazione disciplinato dal presente decreto. Art. 7. Disposizioni finali 1. Sono abrogate tutte le precedenti disposizioni di prevenzione incendi impartite in materia dal Ministero dell’interno, fatto salvo quanto previsto all’art. 2 per gli impianti esistenti. Il presente decreto entra in vigore il sessantesimo giorno successivo alla data di pubblicazione nella Gazzetta Ufficiale della Repubblica italiana. È fatto obbligo a chiunque spetti di osservarlo e di farlo osservare.

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REGOLA TECNICA DI PREVENZIONE INCENDI PER LA PROGETTAZIONE, LA COSTRUZIONE E L’ESERCIZIO DI IMPIANTI TERMICI ALIMENTATI DA COMBUSTIBILI LIQUIDI TITOLO I GENERALITÀ 1. Termini, definizioni e tolleranze dimensionali 1. Ai fini delle presenti disposizioni si applicano i termini, le definizioni e le tolleranze dimensionali approvati con il decreto ministeriale 30 novembre 1983 (Gazzetta Ufficiale n. 339 del 12 dicembre 1983). Inoltre, si definisce: a) apparecchio: l’insieme costituito da un generatore di calore e relativo/i bruciatore/i; b) camino: condotto subverticale avente lo scopo di disperdere, a conveniente altezza dal suolo, i prodotti della combustione, realizzato con materiali incombustibili, impermeabili ai gas, resistenti ai fumi ed al calore e tali, in ogni caso, da garantire che la temperatura della superficie esterna non costituisca elemento di pericolo per gli ambienti e le strutture attraversate; c) canale da fumo: condotto di raccordo posto tra l’uscita dei fumi dall’apparecchio ed il camino, rispondente ai medesimi requisiti costruttivi previsti per il camino; d) capacità di un serbatoio: volume geometrico interno del serbatoio; e) condotte aerotermiche: condotte per il trasporto di aria trattata e/o per la ripresa dell’aria dagli ambienti serviti e/o dell’aria esterna da un generatore d’aria calda; f) condotte di adduzione del combustibile liquido: insieme di tubazioni rigide e flessibili, curve, raccordi ed accessori uniti fra loro per la distribuzione del combustibile liquido; g) combustibile liquido: combustibile derivato dal petrolio (olio combustibile o gasolio) o di origine vegetale; h) generatore di aria calda a scambio diretto: apparecchio destinato al riscaldamento dell’aria mediante produzione di calore in una camera di combustione con scambio termico attraverso pareti dello scambiatore, senza fluido intermediario, in cui il flusso dell’aria è mantenuto da uno o più ventilatori; i) impianto termico: complesso comprendente: le condotte di adduzione del combustibile liquido, gli apparecchi e gli eventuali accessori destinati alla produzione di calore; j) locale esterno: locale ubicato su spazio scoperto, anche in adiacenza all’edificio servito, purché strutturalmente separato e privo di pareti comuni; k) locale fuori terra: locale il cui piano di calpestio è a quota non inferiore a quello del piano di riferimento; l) locale interrato: locale in cui l’intradosso del solaio di copertura è a quota inferiore a + 0,6 m al di sopra del piano di riferimento; m) locale seminterrato: locale che non è definibile fuori terra né interrato; n) modulo a tubo radiante: apparecchio destinato al riscaldamento di ambienti

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o)

p) q) r) s)

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mediante emanazione di calore per irraggiamento, costituito da una unità monoblocco composta dal tubo o dal circuito radiante, dall’eventuale riflettore e relative staffe di supporto, dall’eventuale scambiatore, dal bruciatore, dal ventilatore, dai dispositivi di sicurezza, dal pannello di programmazione e controllo, dal programmatore e dagli accessori relativi; nastro radiante: apparecchio destinato al riscaldamento di ambienti mediante emanazione di calore per irraggiamento costituito da una unità termica e da un circuito di condotte radianti per la distribuzione del calore stesso. L’unità termica è composta da un bruciatore, da un ventilatore-aspiratore, da una camera di combustione, da una camera di ricircolo, dal condotto di espulsione fumi, dai dispositivi di controllo e sicurezza, dal pressostato differenziale ed eventualmente dal termostato di sicurezza positiva a riarmo manuale. Le condotte radianti, la cui temperatura superficiale massima deve essere minore di 300 °C, devono essere realizzate con materiale resistente alle alte temperature e isolate termicamente nella parte superiore e laterale, devono essere a tenuta ed esercite costantemente in depressione; tali condotte sono parte integrante dell’apparecchio; piano di riferimento: piano della strada pubblica o privata o dello spazio scoperto sul quale è attestata la parete nella quale sono realizzate le aperture di aerazione; portata termica: quantità di energia termica assorbita nell’unità di tempo dall’apparecchio, dichiarata dal costruttore, espressa in kilowatt (kW); serbatoio: recipiente idoneo al contenimento del combustibile liquido; serranda tagliafuoco: dispositivo di otturazione ad azionamento automatico destinato ad interrompere il flusso dell’aria nelle condotte aerotermiche e a garantire la compartimentazione antincendio per un tempo prestabilito.

1.2 Luoghi di installazione degli apparecchi 1. Gli apparecchi possono essere installati: – all’aperto; – in locali esterni; – in fabbricati destinati anche ad altro uso o in locali inseriti nella volumetria del fabbricato servito; – in serre. 2. Gli apparecchi devono in ogni caso essere installati in modo tale da non essere esposti a urti o manomissioni. 1.2.1. Disposizioni comuni. 1. Nel caso in cui l’asse del bruciatore sia ubicato a quota maggiore della generatrice superiore del serbatoio non è necessario prevedere bacini di contenimento o soglie rialzate.

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TITOLO II INSTALLAZIONI ALL’APERTO Omissis TITOLO III INSTALLAZIONE IN LOCALI ESTERNI Omissis TITOLO IV INSTALLAZIONE IN FABBRICATI DESTINATI ANCHE AD ALTRO USO O IN LOCALI INSERITI NELLA VOLUMETRIA DEL FABBRICATO SERVITO 4.1 Disposizioni comuni 4.1.1 Ubicazione 1. Gli impianti termici possono essere installati in un qualsiasi locale del fabbricato che abbia almeno una parete, di lunghezza non inferiore al 15% del perimetro, confinante con spazio scoperto o strada pubblica o privata scoperta o, nel caso di locali interrati, con intercapedine ad uso esclusivo, di sezione orizzontale netta non inferiore a quella richiesta per l’aerazione, larga almeno 0,6 m ed attestata superiormente su spazio scoperto o strada scoperta. 4.1.2 Aperture di aerazione 1. I locali devono essere dotati di una o più aperture permanenti di aerazione realizzate su pareti esterne di cui al punto 4.1.1; è consentita la protezione delle aperture di aerazione con grigliati metallici, reti e/o alette antipioggia a condizione che non venga ridotta la superficie netta di aerazione. Ai fini della realizzazione delle aperture di aerazione, la copertura è considerata parete esterna qualora confinante con spazio scoperto e di superficie non inferiore al 50% della superficie in pianta del locale, nel caso dei locali di cui al punto 4.2, e al 20% negli altri casi. 2. Fatto salvo quanto previsto dal regolamento per l’esecuzione della legge 13 luglio 1966, n. 615, contro l’inquinamento atmosferico, approvato con Decreto del Presidente della Repubblica 22 dicembre 1970, n. 1391 (supplemento ordinario della Gazzetta Ufficiale n. 59 dell’8 marzo 1971), le superfici libere minime, in funzione della portata termica complessiva, non devono essere inferiori a quanto di seguito riportato (Q esprime la portata termica, in kW, e S la superficie, in cm2): a) locali fuori terra: S  Q  6; b) locali seminterrati ed interrati, fino a quota  5 m dal piano di riferimento: S  Q  9; c) locali interrati, a quota inferiore a  5 m al di sotto del piano di riferimento: S  Q  12 con un minimo di 3.000 cm2. In ogni caso ciascuna apertura non deve avere superficie netta inferiore a 100 cm2.

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3. Alle serre si applica quanto previsto al successivo Titolo V. 4.1.3 Disposizione degli apparecchi all’interno dei locali 1. Le distanze tra un qualsiasi punto esterno degli apparecchi e le pareti verticali e orizzontali del locale, nonché le distanze fra gli apparecchi installati nello stesso locale, devono permettere l’accessibilità agli organi di regolazione, sicurezza e controllo nonché la manutenzione ordinaria secondo quanto prescritto dal costruttore dell’apparecchio. 4.2 Locali di installazione di apparecchi per la climatizzazione di edifici ed ambienti, per la produzione centralizzata di acqua calda, acqua surriscaldata e/o vapore. 1. I locali devono essere destinati esclusivamente agli impianti termici. 4.2.1 Caratteristiche costruttive 1. I locali posti all’interno di fabbricati destinati anche ad altri usi devono costituire compartimento antincendio. 2. Le strutture portanti devono possedere requisiti di resistenza al fuoco non inferiori a R 120, quelle di separazione da altri ambienti non inferiori a REI 120. Nel caso di apparecchi di portata termica complessiva inferiore a 116 kW è ammesso che tali caratteristiche siano ridotte a R 60 e REI 60. Le strutture devono essere realizzate con materiali incombustili. 3. Ferme restando le limitazioni di cui al punto 4.1.3 ed al successivo punto 4.2.3, l’altezza del locale di installazione deve rispettare le seguenti misure minime, in funzione della portata termica complessiva: non superiore a 116 kW: 2,00 m superiore a 116 kW e sino a 350 kW: 2,30 m superiore a 350 kW: 2,50 m. 4. Qualora la generatrice superiore del serbatoio si trovi a quota maggiore rispetto all’asse del bruciatore, la soglia del locale deve essere rialzata di almeno 0,20 m rispetto al pavimento. Inoltre il pavimento ed una fascia di almeno 0,20 m di altezza delle pareti perimetrali, devono essere resi impermeabili al combustibile utilizzato in modo che si possa determinare un bacino di contenimento in caso di fuoriuscita accidentale di combustibile. 4.2.2 Aperture di aerazione 1. La superficie di aerazione, calcolata e realizzata secondo le modalità riportate al punto 4.1.2, non deve essere in ogni caso inferiore a 2.500 cm2. 4.2.3 Disposizione degli apparecchi all’interno dei locali 1. Lungo il perimetro dell’apparecchio è consentito il passaggio dei canali da fumo e delle condotte aerotermiche, delle tubazioni dell’acqua, del combustibile, del vapore e dei cavi elettrici a servizio dell’apparecchio. 2. È consentita l’installazione a parete di apparecchi previsti per tale tipo di installazione.

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3. È consentito che più apparecchi termici a pavimento o a parete, previsti per il particolare tipo di installazione, siano posti tra loro in adiacenza o sovrapposti, a condizione che tutti i dispositivi di sicurezza e di controllo siano facilmente raggiungibili. 4.2.4 Accesso 1. L’accesso può avvenire dall’esterno da: spazio scoperto; strada pubblica o privata scoperta; porticati; intercapedine antincendio di larghezza non inferiore a 0,9 m. 2. L’accesso dall’interno può avvenire solo tramite disimpegno avente le seguenti caratteristiche: a) impianti di portata termica non superiore 116 kW: resistenza al fuoco delle strutture e delle porte REI 30; b) impianti di portata termica superiore 116 kW: superficie in pianta netta minima di 2 m2; resistenza al fuoco delle strutture e delle porte REI 60; aerazione a mezzo di aperture di superficie complessiva non inferiore a 0,5 m2 realizzate su parete attestata su spazio scoperto, strada pubblica o privata scoperta o su intercapedine. Nel caso in cui l’aerazione non sia realizzabile come sopra specificato è consentito l’utilizzo di un condotto in materiale incombustibile di sezione non inferiore a 0,1 m2 sfociante al di sopra della copertura dell’edificio. 3. Nel caso di locali ubicati all’interno del volume di fabbricati destinati, anche parzialmente a pubblico spettacolo, caserme, attività comprese nei punti 51, 75, 84, 85, 86, 87, 89, 90, 92 e 94 (per edifici aventi altezza antincendio superiore a 54 m) dell’allegato al decreto ministeriale 16 febbraio 1982 (Gazzetta Ufficiale n. 98 del 9 aprile 1982) o soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone per m2, l’accesso deve avvenire direttamente dall’esterno o da intercapedine antincendio di larghezza non inferiore a 0,9 m. 4.2.4.1 Porte 1. Le porte dei locali e dei disimpegni devono avere altezza minima di 2 m e larghezza minima di 0,8 m; e devono essere munite di dispositivo di autochiusura. Inoltre devono: a) per impianti con portata termica complessiva non superiore a 116 kW: possedere caratteristiche di resistenza al fuoco non inferiori a REI 30; b) per impianti con portata termica complessiva superiore a 116 kW: essere apribili verso l’esterno; possedere caratteristiche di resistenza al fuoco non inferiori a REI 60. 2. Alle porte di accesso diretto da spazio scoperto, strada pubblica o privata scoperta, o da intercapedine antincendio non è richiesto il requisito della resistenza al fuoco, purché siano realizzate in materiale incombustibile. 4.3 Locali per forni da pane, lavaggio biancheria, altri laboratori artigiani e sterilizzazione Omissis

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4.4 Locali di installazione di impianti cucina e lavaggio stoviglie Omissis 4.5 Locali di installazione di generatori di aria calda a scambio diretto 4.5.1 Locali destinati esclusivamente ai generatori 1. I locali e le installazioni devono soddisfare i requisiti richiesti al punto 4.2. È tuttavia ammesso che i locali comunichino con gli ambienti da riscaldare attraverso le condotte aerotermiche, che devono essere conformi al successivo punto 4.5.3. Inoltre: nel caso in cui le lavorazioni o le concentrazioni dei materiali in deposito negli ambienti da riscaldare comportino la formazione di gas, vapori o polveri suscettibili di dar luogo ad incendi e/o esplosioni, non è permesso il ricircolo dell’aria; l’impianto deve essere munito di dispositivo automatico che consenta, in caso di intervento della serranda tagliafuoco, l’espulsione all’esterno dell’aria calda proveniente dall’apparecchio; l’intervento della serranda tagliafuoco deve determinare automaticamente lo spegnimento del bruciatore. 4.5.2 Locali di installazione destinati ad altre attività 1. È vietata l’installazione all’interno di locali di pubblico spettacolo, locali soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone/m2, locali in cui le lavorazioni o le concentrazioni dei materiali in deposito negli ambienti da riscaldare comportino la formazione di gas, vapori o polveri suscettibili di dar luogo ad incendi e/o esplosioni. 4.5.2.1 Caratteristiche dei locali 1. Le pareti alle quali sono addossati, eventualmente, gli apparecchi devono possedere caratteristiche almeno REI 30 ed essere realizzate in materiale incombustibile. 2. Qualora non siano soddisfatti i suddetti requisiti di comportamento al fuoco, devono essere rispettate le seguenti distanze: 0,60 m tra l’involucro dell’apparecchio e le pareti; 1,00 m tra l’involucro dell’apparecchio ed il soffitto. 3. Se tali distanze non sono rispettate deve essere interposta una struttura di schermo, avente caratteristiche non inferiori a REI 120 e dimensioni superiori di almeno 0,50 m della proiezione retta dell’apparecchio 4.5.2.2 Disposizione degli apparecchi 1. La distanza fra la superficie esterna del generatore di aria calda, del canale da fumo e del camino da eventuali materiali combustibili in deposito deve essere tale da impedire il raggiungimento, sulla superficie di detti materiali, di temperature pericolose per lo sviluppo di incendi e/o alterazioni o reazioni chimiche e, in ogni caso, non inferiore a 4 m. Tale limitazione non si applica agli apparecchi posti a un’altezza non inferiore a 2,5 m dal pavimento per i quali sono sufficienti distanze minime pari a 1,5 m. 2. Gli apparecchi installati a pavimento o a una altezza inferiore a 2,5 m devono essere protetti da una recinzione metallica fissa di altezza non inferiore a 1,5 m, distante

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almeno 0,6 m dall’apparecchio e comunque posta in modo da consentire le operazioni di manutenzione e di controllo. 4.5.3. Condotte aerotermiche 1. Le condotte devono essere realizzate in conformità a quanto previsto dal decreto ministeriale 31 marzo 2003 (Gazzetta Ufficiale n. 86 del 12 aprile 2003) recante: “Requisiti di reazione al fuoco dei materiali costituenti le condotte di distribuzione e ripresa aria degli impianti di condizionamento e ventilazione”. 2. Negli attraversamenti di pareti e solai, lo spazio attorno alle condotte deve essere sigillato con materiale incombustibile, senza tuttavia ostacolare le dilatazioni delle condotte stesse. 3. Le condotte non possono attraversare luoghi sicuri (che non siano spazi scoperti), vani scala, vani ascensore e locali in cui le lavorazioni o i materiali in deposito comportano il rischio di esplosione e/o incendio. L’attraversamento dei sopra richiamati locali può tuttavia essere ammesso se le condotte o le strutture che le racchiudono hanno una resistenza al fuoco non inferiore alla classe del locale attraversato ed in ogni caso non inferiore a REI 30. 4. Qualora le condotte attraversino strutture che delimitano compartimenti antincendio, deve essere installata, in corrispondenza dell’attraversamento, almeno una serranda, avente resistenza al fuoco pari a quella della struttura attraversata, azionata automaticamente e direttamente da: rivelatori di fumo, installati nelle condotte, qualora gli apparecchi siano a servizio di più di un compartimento antincendio e si effettui il ricircolo dell’aria; dispositivi termici, tarati a 80 °C, posti in corrispondenza delle serrande stesse, negli altri casi. 5. L’intervento della serranda deve determinare automaticamente lo spegnimento del bruciatore. 4.6. Locali di installazione di moduli a tubi radianti 1. È vietata l’installazione all’interno di locali di pubblico spettacolo, locali soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone/m2, locali in cui le lavorazioni o le concentrazioni dei materiali in deposito negli ambienti da riscaldare comportino la formazione di gas, vapori o polveri suscettibili di dar luogo ad incendi e/o esplosioni. 4.6.1 Caratteristiche dei locali 1. Le strutture orizzontali e/o verticali alle quali sono addossati i bruciatori dei moduli a tubi radianti devono possedere caratteristiche di resistenza al fuoco almeno REI 30 e devono essere realizzate in materiale incombustibile. 2. Qualora non siano soddisfatti i suddetti requisiti di comportamento al fuoco, l’installazione deve avvenire nel rispetto delle seguenti distanze: 0,60 m tra l’involucro dei bruciatori e le pareti; 1,00 m tra l’involucro dei bruciatori ed il soffitto. 3. Se tali distanze non sono rispettate, deve essere interposta una struttura di caratteristiche non inferiori a REI 120 avente dimensioni lineari maggiori di almeno 0,50 m rispetto a quelle della proiezione retta del bruciatore lateralmente, e 1,0 m rispetto a quelle della proiezione retta del bruciatore superiormente.

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4.6.2 Disposizione dei moduli all’interno dei locali 1. La distanza tra la superficie esterna del modulo ed eventuali materiali combustibili in deposito ed il piano calpestarle deve essere tale da impedire il raggiungimento di temperature pericolose ed in ogni caso non inferiore a 4 m. 2. Il circuito radiante deve essere installato in modo da garantire, sulla base di specifiche istruzioni tecniche fornite dal costruttore, che la temperatura delle strutture verticali e orizzontali alle quali è addossato il circuito medesimo non superi i 50°C, prevedendo, ove necessario, l’interposizione di idonee schermature di protezione. 4.7 Locali di installazione di nastri radianti 1. I nastri radianti devono essere installati rispettando una distanza minima di 4 metri tra il piano di calpestio e il filo inferiore del circuito radiante dell’apparecchio. 2. Fatto salvo quanto previsto nelle specifiche regole tecniche di prevenzione incendi, è in ogni caso vietata l’installazione dei suddetti apparecchi: all’interno di locali di intrattenimento e di pubblico spettacolo; in locali soggetti a densità di affollamento maggiore di 0,4 persone/m2; in locali interrati; in locali in cui le lavorazioni o le concentrazioni dei materiali in deposito negli ambienti da riscaldare comportino la formazione di gas, vapori e/o polveri suscettibili di dare luogo ad incendi e/o esplosioni. 3. Negli impianti sportivi e nei locali soggetti ad affollamento con densità maggiore di 0,1 persone/m2, è ammessa l’installazione di nastri radianti, a condizione che l’unità termica sia posizionata all’aperto 4.7.1 Caratteristiche dei locali 4.7.1.1 Unità termica posizionata all’aperto 1. L’installazione deve essere conforme alle disposizioni di cui al punto 2.1. 4.7.1.2 Unità termica posizionata all’interno dei locali 1. Le strutture orizzontali e/o verticali alle quali sono addossate le unità termiche devono possedere caratteristiche di resistenza al fuoco almeno REI 30 e realizzate in materiale incombustibile. 2. Qualora non siano soddisfatti i suddetti requisiti di comportamento al fuoco, l’installazione all’interno deve avvenire nel rispetto delle seguenti distanze: 0,60 m tra l’involucro dell’unità termica e le pareti; 1,00 m tra l’involucro dell’unità termica ed il soffitto. 3. Se tali distanze non sono rispettate, deve essere interposta una struttura di caratteristiche non inferiori a REI 120 avente dimensioni lineari maggiori di almeno 0,50 m rispetto a quelle della proiezione retta dell’unità termica lateralmente, e 1,0 m rispetto a quelle della proiezione retta dell’unità termica superiormente. 4.7.2 Disposizione delle condotte radianti all’interno dei locali 1. La distanza tra la superficie esterna delle condotte radianti ed eventuali materiali combustibili in deposito deve essere tale da impedire il raggiungimento di temperature pericolose sulla superficie dei materiali stessi ai fini dello sviluppo di even-

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tuali incendi e/o reazioni di combustione, ed in ogni caso non minore di 1,5 m. 2. Le condotte radianti devono essere installate in modo da garantire, sulla base di specifiche istruzioni tecniche fornite dal costruttore, che la temperatura delle strutture verticali e orizzontali alle quali sono addossate le condotte medesime non superi i 50 °C, prevedendo, ove necessario, l’interposizione di idonee schermature di protezione. 4.7.3 Aperture di aerazione 1. Qualora l’unità termica sia installata all’interno dei locali, deve essere realizzata una superficie permanente di aerazione di sezione almeno pari a quanto prescritto al punto 4.1.2. 2. La medesima superficie permanente di aerazione deve essere prevista nel caso di installazione dell’unita termica all’aperto, qualora il rapporto fra il volume del locale ove sono installate le condotte radianti e il volume interno del circuito di condotte radianti, sia minore di 150 TITOLO V INSTALLAZIONE DI APPARECCHI ALL’INTERNO DI SERRE Omissis TITOLO VI DEPOSITO DI COMBUSTIBILE LIQUIDO 6.1 Ubicazione 1. Il deposito, costituito da uno o più serbatoi, può essere ubicato all’esterno o all’interno dell’edificio nel quale è installato l’impianto termico o all’interno di serre. 2. Nel caso di deposito ubicato all’esterno, i serbatoi possono essere interrati sotto cortile, giardino o strada oppure installati a vista in apposito e distinto locale oppure all’aperto. 3. Nel caso di deposito ubicato all’interno dell’edificio, i serbatoi possono essere interrati sotto pavimento, oppure installati a vista, in locali aventi caratteristiche di ubicazione di cui al punto 4.1.1. 4. I locali devono essere destinati esclusivamente a deposito di combustibile liquido a servizio dell’impianto. 6.2 Capacità 1. La capacità di ciascun serbatoio non deve essere maggiore di 25 m3. 2. In relazione all’ubicazione dei serbatoi la capacità complessiva del deposito deve osservare i seguenti limiti: a) 100 m3, per serbatoi ubicati all’esterno del fabbricato; b) 50 m3, per serbatoi interrati all’interno del fabbricato; e) 25 m3, per serbatoi installati a vista all’interno del fabbricato. 6.3 Modalità di installazione 1. I serbatoi devono essere saldamente ancorati al terreno. In base alle modalità di

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installazione dei serbatoi si distinguono le seguenti tipologie di deposito. A) Deposito all’esterno con serbatoi interrati: i serbatoi devono essere installati in modo tale da non essere danneggiati da eventuali carichi mobili o fissi gravanti sul piano di calpestio. B1) Deposito con serbatoi fuori terra in apposito locale esterno: i serbatoi devono essere installati in apposito locale realizzato in materiale incombustibile, posizionati ad una distanza reciproca nonché dalle pareti verticali ed orizzontali del locale, tale da garantire l’accessibilità per le operazioni di manutenzione ed ispezione. La porta di accesso deve avere, in ogni caso, la soglia interna sopraelevata, onde il locale possa costituire bacino di contenimento impermeabile, di volume non inferiore alla metà della capacità complessiva dei serbatoi. B2) Deposito all’aperto con serbatoi fuori terra: i serbatoi devono essere dotati di tettoia di protezione dagli agenti atmosferici realizzata in materiale incombustibile e di bacino di contenimento impermeabile realizzato in muratura, cemento armato, o altro materiale idoneo allo scopo, avente capacità pari ad almeno un quarto della capacità complessiva dei serbatoi. È vietata l’installazione su rampe carrabili e su terrazze. C) Deposito con serbatoi interrati all’interno di un edificio: le pareti ed i solai del locale devono presentare caratteristiche di resistenza al fuoco almeno REI 90. D) Deposito con serbatoi fuori terra all’interno di un edificio: i serbatoi devono essere installati in apposito locale avente caratteristiche di resistenza al fuoco almeno REI 120, su apposite selle di resistenza al fuoco R 120, posizionati ad una distanza reciproca nonché dalle pareti verticali e orizzontali del locale, tale da garantire l’accessibilità per le operazioni di manutenzione ed ispezione. La porta di accesso deve avere, in ogni caso, la soglia interna sopraelevata, onde il locale possa costituire bacino di contenimento impermeabile, di volume almeno pari alla capacità complessiva dei serbatoi. E) Deposito all’interno di serre: i depositi possono essere ubicati all’interno di serre secondo le seguenti modalità: in serbatoi interrati, installati in modo tale da non essere danneggiati da eventuali carichi mobili o fissi gravanti sul piano di calpestio; in serbatoi ricoperti di terra (tumulati); in serbatoi fuori terra su apposite selle; in questo caso, se le serre sono realizzate in materiale combustibile, devono osservarsi le seguenti distanze minime: 0,60 m tra il perimetro del serbatoio e le pareti della serra; 1,00 m tra il perimetro del serbatoio e il soffitto della serra. Se tali distanze non sono rispettate deve essere interposta una struttura di schermo avente caratteristiche non inferiori a REI 120 e dimensioni superiori di almeno 0,5 m della proiezione retta del serbatoio. La distanza tra i serbatoi fuori terra e l’involucro del generatore deve essere non inferiore a 5 m; deve essere inoltre previsto un bacino di contenimento di capacità non inferiore a un quarto del volume dei serbatoi.

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Per depositi installati all’esterno delle serre si applicano le prescrizioni di cui ai punti A), B1) e B2) in funzione delle modalità di installazione previste. 6.4 Accesso e comunicazioni 1. L’accesso al locale deposito può avvenire dall’esterno da: spazio scoperto; strada pubblica o privata scoperta; porticati; intercapedine antincendio di larghezza non inferiore a 0,9 m; oppure dall’interno tramite disimpegno avente le caratteristiche indicate al punto 4.2.4, comma 2, lettera b). 2. È consentito utilizzare lo stesso disimpegno per accedere al locale di installazione dell’impianto termico ed al locale deposito. 3. I locali, all’interno di un edificio, adibiti a deposito possono comunicare tra loro esclusivamente a mezzo di porte REI 90 provviste di dispositivo di autochiusura. 4. Non è consentito che il locale adibito a deposito abbia aperture di comunicazione dirette con locali destinati ad altro uso. 6.5 Aperture di aerazione 1. Il locale deposito deve essere dotato di una o più aperture permanenti di aerazione realizzate su pareti esterne di cui al punto 4.1.1. Nei Comuni nei quali non si applicano le prescrizioni del regolamento per l’esecuzione della legge 13 luglio 1966, n. 615, contro l’inquinamento atmosferico, approvato con Decreto del Presidente della Repubblica 22 dicembre 1970, n. 1391, la superficie di aerazione non deve essere inferiore ad 1/30 della superficie in pianta del locale; è consentita la protezione delle aperture di aerazione con grigliati metallici, reti e/o alette antipioggia a condizione che non venga ridotta la superficie netta di aerazione prevista 6.6 Porte 1. Le porte del locale deposito devono avere altezza minima di 2 m, larghezza minima di 0,8 m, essere apribili verso l’esterno ed essere munite di dispositivo di autochiusura. 2. Le porte di accesso al locale deposito devono avere caratteristiche di resistenza al fuoco almeno REI 60. 3. Alle porte di accesso diretto da spazio scoperto, strada pubblica o privata scoperta, intercapedine antincendio ovvero alle porte di accesso a locali esterni all’edificio, non è richiesto il requisito della resistenza al fuoco, purché siano in materiale incombustibile. 6.7 Caratteristiche dei serbatoi 1. I requisiti tecnici per la costruzione, la posa in opera e l’esercizio dei serbatoi, sia fuori terra che interrati, devono essere conformi alle leggi, ai regolamenti ed alle disposizioni vigenti in materia. 2. I serbatoi devono presentare idonea protezione contro la corrosione e devono essere muniti di:

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a) tubo di carico fissato stabilmente al serbatoio ed avente l’estremità libera, a chiusura ermetica, posta in chiusino interrato o in una nicchia nel muro dell’edificio e comunque ubicato in modo da evitare che il combustibile, in caso di spargimento, invada locali o zone sottostanti; b) tubo di sfiato dei vapori avente diametro interno pari alla metà del diametro del tubo di carico e comunque non inferiore a 25 mm, sfociante all’esterno delle costruzioni ad un’altezza non inferiore a 2,5 m dal piano praticabile esterno ed a distanza non inferiore a 1,5 m da finestre e porte; l’estremità del tubo deve essere protetta con sistema antifiamma; e) dispositivo di sovrappieno atto ad interrompere, in fase di carico, il flusso del combustibile quando si raggiunge il 90% della capacità geometrica del serbatoio; d) idonea messa a terra; e) targa di identificazione inamovibile e visibile anche a serbatoio interrato indicante: il nome e l’indirizzo del costruttore; l’anno di costruzione; la capacità, il materiale e lo spessore del serbatoio TITOLO VII DISPOSIZIONI COMPLEMENTARI 7.1 Dispositivi accessori Devono essere adottate tubazioni, dispostitivi di preriscaldamento e di accensione del combustibile conformi all’utilizzo previsto e che garantiscano il rispetto degli obiettivi di sicurezza antincendio riportati all’art. 3. La tubazione di adduzione del combustibile liquido al bruciatore deve essere munita di: un dispositivo automatico di intercettazione che consenta il passaggio del combustibile soltanto durante il funzionamento del bruciatore stesso; un organo di intercettazione a chiusura rapida e comandabile a distanza dall’esterno del locale serbatoio e del locale ove è installato il bruciatore. 7.2 Impianto elettrico 1. L’impianto elettrico deve essere realizzato in conformità alla legge 1° marzo 1968, n. 186 (Gazzetta Ufficiale n. 77 del 23 marzo 1968), e tale conformità deve essere attestata secondo le procedure previste dalla legge 5 marzo 1990, n. 46 (Gazzetta Ufficiale n. 59 del 12 marzo 1990), e successive modifiche ed integrazioni. 2. L’interruttore generale a servizio dei locali di cui ai punti 4.2 e 6.1 deve essere installato all’esterno dei locali stessi, in posizione segnalata e facilmente accessibile. Negli altri casi deve essere collocato lontano dall’apparecchio utilizzatore, in posizione segnalata e facilmente raggiungibile e accessibile. 7.3 Mezzi di estinzione degli incendi 1. In prossimità di ciascun apparecchio e/o serbatoio fuori terra deve essere installato, in posizione segnalata e facilmente raggiungibile, un estintore portatile avente carica nominale non minore di 6 kg e capacità estinguente non inferiore a 21A-113B.

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2. Gli impianti termici con portata termica complessiva installata superiore a 1160 kW devono essere protetti da un estintore carrellato a polvere avente carica nominale non minore di 50 kg e capacità estinguente pari a A-B1. 7.4 Segnaletica di sicurezza 1. La segnaletica di sicurezza deve essere conforme al decreto legislativo 14 agosto 1996, n. 493 (supplemento ordinario della Gazzetta Ufficiale n. 156 del 23 settembre 1996) e deve richiamare l’attenzione sui divieti e sulle limitazioni imposti nonché segnalare la posizione della valvola esterna di intercettazione e dell’interruttore elettrico generale.

21.4

SISTEMI DI ALIMENTAZIONE DEI BRUCIATORI DI COMBUSTIBILE LIQUIDO

L’alimentazione dei bruciatori può avvenire per aspirazione (fig. 21.10), per gravità (fig. 21.11) o per circolazione forzata (fig. 21.12). Nel caso di alimentazione per gravità o a mezzo sifone (fig. 21.13), o per circolazione forzata, la tubazione di adduzione al bruciatore deve essere munita di dispositivo automatico di intercettazione che consenta il passaggio del combustibile soltanto durante il funzionamento del bruciatore. Tale dispositivo deve presentare caratteristiche di idoneità in funzione della pressione a monte del dispositivo stesso. La tubazione di alimentazione deve essere inoltre provvista di un organo di intercettazione a chiusura rapida e comandabile a distanza dall’esterno dei locali serbatoio e caldaia. Nel caso di alimentazione per gravità, direttamente o a mezzo sifone, la tubazione di ritorno deve essere munita di valvola di ritegno. Almeno uno dei due dispositivi d’intercettazione deve essere installato all’esterno del locale caldaia. Le tubazioni devono essere metalliche, rigide, solidamente fissate. È consentito che il collegamento della tubazione di alimentazione con il bruciatore sia realizzato con tubo flessibile purché questo presenti i requisiti seguenti: – essere protetto con idoneo rivestimento di materiale incombustibile; – risultare a perfetta tenuta sotto una pressione di prova pari ad almeno 1,5 volte quella di esercizio e comunque non inferiore a 4 atm; – essere completamente in vista, avere sviluppo il più breve possibile, essere inalterabile all’azione dei liquidi combustibili. Per i bruciatori di gasolio i diametri delle tubazioni, in relazione al dislivello (H) tra valvola di presa e bruciatore e alla distanza in orizzontale (L) fra la valvola e il bruciatore, sono riportati nelle tab. 21.1 e 21.2. Quando le caratteristiche di lunghezza o di dislivello non rientrino nei limiti è necessario prevedere un sistema di pompaggio dalla cisterna al bruciatore. Occorre tener presente che strozzature (brusche riduzioni del diametro), curve a raggio stretto (gomiti), giunzioni imperfette e contropendenze sono sempre da evitare in quanto causano difficoltà di aspirazione del combustibile. Le lunghezze massime devono intendersi come lunghezze equivalenti

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Fig. 21.10 Alimentazione del bruciatore per aspirazione. 1 serbatoio; 2 carico; 3 valvola di fondo; 4 campana, indicatore di livello a lettura permanente; 5 tubo di sfiato; 6 tubo di mandata; 7 tubo di ritorno; 8 tubo indicatore di livello; 9 pozzetto; 10 saracinesca a chiusura rapida; 11 manovra valvola di chiusura rapida; 12 curva con reticella antifiamma inox; 13 eventuale tappo di sfiato con reticella inox; 14 indicatore di livello; 15 rubinetto di prelievo dei campioni; 16 saracinesca a volantino; 17 filtro; 18 bruciatore; 19 valvola di ritegno; 20 tubo di scarico del pozzetto.

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e, cioè, comprensive di una valvola di fondo, di 4  6 curve, di una valvola di intercettazione e di un filtro di linea. Tab. 21.1 Dislivello H m 0,5 0,5 1,5 1,5 2,5 2,5 3,5

Impianto di alimentazione per caduta a sifone (schema a) L = lunghezza equivalente max tubazione (m) da 3 a 9 kg/h da 14 a 30 kg/h da 50 a 130 kg/h da 190 a 300 kg/h 45 54 63 72 81 90 99

126 145 167 187 207 227 247

27 38 50 60 72 83 90

63 93 126 156 189 220 252

50 54 58 62 65 68 72

80 82 86 92 97 99 106

54 58 63 67 72 77 81

79 85 92 98 104 111 129

Diametro interno (mm) 10

12

12

14

14

16

16

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Schema a

Tab. 21.2 Dislivello H m 0 0,5 1,5 1,5 2,5 2,5 3,5

Impianto di alimentazione per aspirazione (schema b) L = lunghezza equivalente max tubazione (m) da 3 a 9 kg/h da 14 a 30 kg/h da 50 a 130 kg/h da 190 a 300 kg/h 50 45 41 36 31 27 23

126 112 99 85 72 58 45

24 22 21 19 17 15 13

126 112 99 85 72 58 45

50 45 40 34 29 23 18

75 67 60 53 46 39 31

54 49 44 39 33 28 22

80 72 65 58 50 43 36

Diametro interno (mm) 10

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14

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Schema b

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Fig. 21.11 Alimentazione del bruciatore per gravità. 1 serbatoio; 2 caldaia; 3 tubo di carico del combustibile; 4 indicatore di livello; 5 saracinesca a chiusura rapida manovrata dall’esterno; 6 tubo di ritorno del bruciatore; 7 valvola elettromagnetica; 8 tubo di alimentazione; 9 bruciatore; 10 scarico del serbatoio; 11 filtro; 12 saracinesca a volantino; 13 valvola di ritegno; 14 rubinetto di prelievo dei campioni; 15 tubo flessibile di alimentazione; 16 tubo flessibile di ritorno; 17 tubo di sfiato dei vapori.

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Fig. 21.12 Alimentazione del bruciatore con serbatoio di servizio. 1 serbatoio del combustibile; 2 caldaia; 3 serbatoio di servizio; 4 tubo di carico del combustibile; 5 indicatore di livello; 6 saracinesca a chiusura rapida manovrata dall’esterno; 7 pompa per il combustibile; 8 valvola di ritegno; 9 tubo di sfiato dei vapori; 10 tubo di adduzione al serbatoio di servizio; 11 tubo di troppopieno; 12 valvola di fondo; 13 interruttore a galleggiante; 14 indicatore di livello; 15 tappo di scarico della melma; 16 saracinesca a chiusura rapida; 17 rubinetto di prelievo dei campioni; 18 valvola elettromagnetica; 19 tubo di adduzione al bruciatore; 20 saracinesca a volantino; 21 filtro; 22 tubo flessibile di alimentazione; 23 bruciatore.

21.4.1 Dispositivi supplementari. Nell’impianto termico alimentato a olio combustibile il preriscaldamento è consentito: – nel serbatoio solo se realizzato mediante circolazione di fluidi (acqua, vapori, oli ecc.); – lungo la tubazione di alimentazione e nel bruciatore solo se realizzabile con dispositivo munito di regolazione termostatica e con esclusione di fiamma; – il dispositivo di preriscaldamento deve essere costruito con materiale non soggetto a corrosione e deve poter essere facilmente escluso in caso di necessità. Non è consentito il preriscaldamento negli impianti alimentati a gasolio.

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Fig. 21.13 Alimentazione del bruciatore con impianto a sifone. 1 tubo flessibile; 2 filtro; 3 valvola di ritegno; 4 adescamento della pompa; 5 intercettazione automatica; 6 valvola antisifone; 7 intercettazione rapida a distanza; 8 valvola di fondo; 9 tubo di sfiato; 10 tubo di carico; 11 intercettazione di flusso al 90%; 12 tubo di troppopieno; 13 indicatore di livello; 14 prelievo del combustibile. 21.4.2 Impianti elettrici. Gli impianti e dispositivi elettrici posti a servizio sia dell’impianto termico sia dei locali relativi devono essere eseguiti a regola d’arte, in osservanza alle norme del Comitato Elettrotecnico Italiano (Legge n. 186 del 1.3.1968). I comandi dei circuiti, esclusi quelli incorporati nell’impianto, devono essere centralizzati su quadro da situare il più lontano possibile dalla caldaia o generatore ter-

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mico e in posizione facilmente accessibile. Tutti i circuiti devono far capo a un interruttore generale, da installarsi all’esterno sia del locale caldaia sia del locale serbatoio e in posizione facilmente e sicuramente raggiungibile. 21.4.3 Dispositivi di accensione e sicurezza. Per gli impianti termici di edifici civili, l’accensione del combustibile è consentita solo mediante dispositivi elettrici con esclusione di quelli funzionanti con fluido ausiliario (benzina, GPL ecc.). Gli eventuali dispositivi funzionanti a gas devono rispondere alle norme che regolano gli impianti a gas di rete. Il bruciatore automatico o semiautomatico deve essere dotato di dispositivo atto a interrompere il funzionamento al raggiungimento di una temperatura o di una pressione massima prefissata nonché quando, per motivi imprevisti, venga a mancare la fiamma per un periodo superiore ai normali tempi di sicurezza. 21.5 UBICAZIONE E CARATTERISTICHE DELLE CENTRALI TERMICHE CONTENENTI GENERATORI DI CALORE ALIMENTATI CON COMBUSTIBILI GASSOSI Allo scopo di armonizzare le disposizioni riguardanti la progettazione, la costruzione e l’esercizio degli impianti termici di portata termica complessiva maggiore di 35 kW, alimentati con combustibile gassoso alla pressione massima di 0,5 bar, a quanto è prescritto nella direttiva del Consiglio delle Comunità Europee 90/396/CEE, il Ministro dell’Interno ha emanato il Decreto 12.4.1996: “Approvazione della regola tecnica di prevenzione incendi per la progettazione, la costruzione e l’esercizio degli impianti termici alimentati da combustibili gassosi”. Il decreto di applica agli impianti: – di climatizzazione di edifici e ambienti; – di produzione centralizzata di acqua calda, acqua surriscaldata e/o vapore; – forni da pane e altri laboratori artigiani; – lavaggio biancheria e sterilizzazione; – cucine e lavaggio stoviglie. Gli obiettivi primari che il decreto si propone di raggiungere sono: la salvaguardia delle persone, degli edifici e dei soccorritori. A tal fine il decreto approva la “Regola Tecnica” ad essa allegata, che qui viene richiamata per la parte relativa alla climatizzazione degli ambienti. TITOLO I GENERALITÀ 1.1 Termini, definizioni e tolleranze dimensionali Ai fini delle presenti disposizioni si applicano i termini, le definizioni e le tolleranze dimensionali approvati con il DM 30 novembre 1983. Inoltre, si definisce quanto segue.

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a) Apparecchio di tipo A: apparecchio previsto per non essere collegato ad un condotto o ad uno speciale dispositivo per l’evacuazione dei prodotti della combustione all’esterno del locale di installazione. b) Apparecchio di tipo B: apparecchio previsto per essere collegato ad un condotto o ad un dispositivo di evacuazione dei prodotti della combustione verso l’esterno. L’aria comburente è prelevata direttamente dall’ambiente dove l’apparecchio è collocato. c) Apparecchio di tipo C: apparecchio con circuito di combustione a tenuta, che consente l’alimentazione di aria comburente al bruciatore con prelievo diretto dall’esterno e contemporaneamente assicura l’evacuazione diretta all’esterno di prodotti della combustione. d) Condotte aerotermiche: condotte per il trasporto di aria trattata e/o per la ripresa dell’aria degli ambienti serviti e/o dell’aria esterna da un generatore d’aria calda. e) Condotte del gas: insieme di tubi, curve, raccordi ed accessori uniti fra loro per la distribuzione del gas. Le condotte oggetto della presente regola tecnica sono comprese in una delle seguenti specie definite nel DM 24.11.1984: – 6a specie: condotte per pressioni massime di esercizio maggiori di 0,04 fino a 0,5 bar; – 7a specie: condotte per pressioni massime di esercizio fino a 0,04 bar. f) Gas combustibile: ogni combustibile che è allo stato gassoso alla temperatura di 15 °C e alla pressione assoluta di 1013 mbar, come definito nella norma EN 437. g) Generatore di aria calda a scambio diretto: apparecchio destinato al riscaldamento dell’aria mediante produzione di calore in una camera di combustione con scambio termico attraverso pareti dello scambiatore, senza fluido intermediario, in cui il flusso dell’aria è mantenuto da uno o più ventilatori. h) Impianto interno: complesso delle condotte compreso tra il punto di consegna del gas e gli apparecchi utilizzatori (questi esclusi). i) Impianto termico: complesso dell’impianto interno, degli apparecchi e degli eventuali accessori destinato alla produzione di calore. l) Modulo a tubo radiante: apparecchio destinato al riscaldamento di ambienti mediante emanazione di calore per irraggiamento, costituito da una unità monoblocco composta dal tubo o dal circuito radiante, dall’eventuale riflettore e relative staffe di supporto, dall’eventuale scambiatore, dal bruciatore, dal ventilatore, dai dispositivi di sicurezza, dal pannello di programmazione e controllo, dal programmatore e dagli accessori relativi. m) Locale esterno: locale ubicato su spazio scoperto, anche in adiacenza all’edificio servito, purché strutturalmente separato e privo di pareti comuni. Sono considerati locali esterni anche quelli ubicati sulla copertura piana dell’edificio servito, purché privi di pareti comuni. n) Locale fuori terra: locale il cui piano di calpestio è a quota non inferiore a quella del piano di riferimento (figure 21.14 e 21.19). o) Locale interrato: locale in cui l’intradosso del solaio di copertura è a quota inferiore a + 0,6 m al di sopra del piano di riferimento (figure 21.15, 21.16 e 21.17). p) Locale seminterrato: locale che non è definibile fuori terra né interrato (figura 21.18).

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Fig. 21.14

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Locale fuori terra. Il piano di calpestio è a quota non inferiore a quella del piano di riferimento.

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Locale interrato.

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q) Piano di riferimento: piano della strada pubblica o privata o dello spazio scoperto sul quale è attestata la parete nella quale sono realizzate le aperture di aerazione. r) Portata termica nominale: quantità di energia termica assorbita nell’unità di tempo dall’apparecchio, dichiarata dal costruttore, espressa in kilowatt (kW). s) Pressione massima di esercizio: pressione massima relativa del combustibile gassoso alla quale può essere esercito l’impianto interno. t) Punto di consegna del gas: punto di consegna del combustibile gassoso individuato in corrispondenza: – del raccordo di uscita del gruppo di misurazione; – del raccordo di uscita della valvola di intercettazione, che delimita la porzione di impianto di proprietà dell’utente, nel caso di assenza del gruppo di misurazione; – del raccordo di uscita del riduttore di pressione della fase gassosa nel caso di alimentazione da serbatoio. u) Serranda tagliafuoco: dispositivo di otturazione ad azionamento automatico destinato a interrompere il flusso dell’aria nelle condotte aerotermiche e a garantire la compartimentazione antincendio per un tempo prestabilito. 1.2 Luoghi di installazione degli apparecchi Gli apparecchi possono essere installati: – all’aperto; – in locali esterni; – in fabbricati destinati anche ad altro uso o in locali inseriti nella volumetria del fabbricato servito.

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Installazione all’aperto in adiacenze a parete.

Gli apparecchi devono in ogni caso essere installati in modo tale da non essere esposti a urti o manomissioni. TITOLO II INSTALLAZIONE ALL’APERTO 2.1 Disposizioni comuni Gli apparecchi installati all’aperto devono essere costruiti per tale tipo di installazione. È ammessa l’installazione in adiacenza alle pareti dell’edificio servito alle seguenti condizioni: la parete deve possedere caratteristiche di resistenza al fuoco almeno REI 30 ed essere realizzata con materiale di classe 0 di reazione al fuoco, nonché essere priva di aperture nella zona che si estende, a partire dall’apparecchio, per almeno 0,5 m lateralmente e 1 m superiormente (vedi tavola 4 [del DM, qui non riportata, N.d.R.]). Qualora la parete non soddisfi in tutto o in parte tali requisiti: – gli apparecchi devono distare non meno di 0,6 m dalle pareti degli edifici, oppure – deve essere interposta una struttura di caratteristiche non inferiori a REI 120 di dimensioni superiori di almeno 0,50 m della proiezione retta dell’apparecchio lateralmente e 1 m superiormente. 2.2 Disposizioni particolari 2.2.1 Limitazioni per gli apparecchi alimentati con gas a densità maggiore di 0,8 Gli apparecchi devono distare non meno di 5 m da: – cavità o depressioni, poste al piano di installazione degli apparecchi; – aperture comunicanti con locali sul piano di posa degli apparecchi o con canalizzazioni drenanti. Tale distanza può essere ridotta del 50% per gli apparecchi di portata termica inferiore a 116 kW.

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2.2.2 Limitazioni per i generatori di aria calda installati all’aperto Nel caso il generatore sia a servizio di locali di pubblico spettacolo o di locali soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone/m2, deve essere installata sulla condotta dell’aria calda all’esterno dei locali serviti, una serranda tagliafuoco di caratteristiche non inferiori a REI 30 asservita a dispositivo termico tarato a 80 °C o a impianto automatico di rivelazione incendio. Inoltre, nel caso in cui le lavorazioni o le concentrazioni dei materiali in deposito negli ambienti da riscaldare comportino la formazione di gas, vapori o polveri suscettibili di dare luogo a incendi o esplosioni, non è permesso il ricircolo dell’aria. Le condotte aerotermiche devono essere conformi al punto 4.5.3. 2.2.3 Tubi radianti installati all’aperto È permessa l’installazione di moduli con la parte radiante posta all’interno dei locali e il resto dell’apparecchio al di fuori di questi, purché la parete attraversata sia di classe 0 di reazione al fuoco per almeno 1 m dall’elemento radiante. Per la parte installata all’interno si applica quanto disposto al punto 4.6. TITOLO III INSTALLAZIONE IN LOCALI ESTERNI I locali devono essere a uso esclusivo e realizzati in materiali di classe 0 di reazione al fuoco. Inoltre essi devono soddisfare i requisiti di ubicazione richiesti al Titolo II, di areazione richiesti al punto 4.1.2 e di disposizione degli apparecchi al loro interno, richiesti al punto 4.1.3. TITOLO IV INSTALLAZIONE IN FABBRICATI DESTINATI ANCHE AD ALTRO USO O IN LOCALI INSERITI NELLA VOLUMETRIA DEL FABBRICATO SERVITO

4.1 Disposizioni comuni 4.1.1 Ubicazione a) Il piano di calpestio dei locali non può essere ubicato a quota inferiore a 5 m al di sotto del piano di riferimento. Nel caso dei locali di cui al punto 4.2.6 è ammesso che tale piano sia a quota più bassa e comunque non inferiore a 10 m dal piano di riferimento. b) Almeno una parete, di lunghezza non inferiore al 15% del perimetro, deve essere confinante con spazio scoperto o strada pubblica o privata scoperta o nel caso di locali interrati, con intercapedine a uso esclusivo, di sezione orizzontale netta non inferiore a quella richiesta per l’areazione e larga non meno di 0,6 m e attestata superiormente su spazio scoperto o strada scoperta. 4.1.1.1 Limitazioni dell’ubicazione di apparecchi alimentati con gas a densità maggiore di 0,8 L’installazione è consentita esclusivamente in locali fuori terra, eventualmente comunicanti con locali anch’essi fuori terra. In entrambi i casi il piano di calpestio non deve

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presentare avvallamenti o affossamenti tali da creare sacche di gas che determinino condizioni di pericolo. 4.1.2 Aperture di areazione I locali devono essere dotati di una o più aperture permanenti di areazione realizzate su pareti esterne. È consentita la protezione delle aperture di areazione con grigliati metallici, reti e/o alette antipioggia a condizione che non venga ridotta la superficie netta di areazione. Le aperture di areazione devono essere realizzate e collocate in modo da evitare la formazione di sacche di gas, indipendentemente dalla conformazione della copertura. Nel caso di coperture piane tali aperture devono essere realizzate nella parte più alta della parete di cui al punto 4.1.1. b). Ai fini della realizzazione delle aperture di areazione, la copertura è considerata parete esterna qualora confinante con spazio scoperto e di superficie non inferiore al 50% della superficie in pianta del locale, nel caso dei locali di cui al punto 4.2 e al 20% negli altri casi. Le superfici libere minime, in funzione della portata termica complessiva non devono essere inferiori a (Q esprime la portata termica, in kW e S la superficie, in cm2): a) locali fuori terra: S  Q  10; b) locali seminterrati e interrati, fino a quota 5 m dal piano di riferimento: S  Q  15; c) locali interrati, a quota compresa tra 5 e 10 m al di sotto del piano di riferimento (consentiti solo per i locali di cui al punto 4.2): S  Q  20 (con un minimo di 5000 cm2). Alle serre non si applicano tali valori. In ogni caso ciascuna apertura non deve avere superficie netta inferiore a 100 cm2. 4.1.2.1 Limitazioni delle aperture di areazione per gli apparecchi alimentati con gas a densità maggiore di 0,8 Almeno i 2/3 della superficie di areazione devono essere realizzati a filo del piano di calpestio, con un’altezza minima di 0,2 m. Le aperture di areazione devono distare non meno di 2 m, per portate termiche non superiori a 116 kW e 4,5 m per portate termiche superiori, da cavità, depressioni o aperture comunicanti con locali ubicati al di sotto del piano di calpestio o da canalizzazioni drenanti. 4.1.3 Disposizione degli apparecchi all’interno dei locali Le distanze tra un qualsiasi punto esterno degli apparecchi e le pareti verticali e orizzontali del locale, nonché le distanze fra gli apparecchi installati nello stesso locale devono permettere l’accessibilità agli organi di regolazione, sicurezza e controllo nonché la manutenzione ordinaria. 4.2 Locali di installazione di apparecchi per la climatizzazione di edifici e ambienti, per la produzione centralizzata di acqua calda, acqua surriscaldata e/o vapore

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I locali devono essere destinati esclusivamente agli impianti termici. 4.2.1 Ubicazione I locali non devono risultare sottostanti o contigui a locali di pubblico spettacolo, ad ambienti soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone/m2 o ai relativi sistemi di vie di uscita. Tale sottostanza, o contiguità, è tuttavia ammessa purché la parete confinante con spazio scoperto, strada pubblica o privata scoperta, o nel caso di locali interrati con intercapedine a uso esclusivo, attestata superiormente su spazio scoperto o strada scoperta, si estenda per una lunghezza non inferiore al 20% del perimetro e la pressione di esercizio non superi i 0,04 bar. 4.2.2 Caratteristiche costruttive I locali posti all’interno di fabbricati destinati anche ad altri usi devono costituire compartimento antincendio. Le strutture portanti devono possedere i requisiti di resistenza al fuoco non inferiore a R120, quelle di separazione da altri ambienti non inferiore a REI 120. Le strutture devono essere realizzate con materiale di classe 0 di reazione al fuoco. Nel caso di apparecchi di portata termica complessiva inferiore a 116 kW è ammesso che tali caratteristiche siano ridotte a R60 e REI 60. Ferme restando le limitazioni di cui al successivo punto 4, l’altezza del locale di installazione deve rispettare le seguenti misure minime, in funzione della portata termica complessiva: – non superiore a 116 kW: 2,00 m; – superiore a 116 kW e sino a 350 kW: 2,30 m; – superiore a 350 kW e sino a 580 kW: 2,60 m; – superiore a 580 kW: 2,90 m. 4.2.3 Aperture di aerazione La superficie di aerazione, calcolata secondo quanto impartito nel punto 4.1.2, non deve essere in ogni caso inferiore di 3000 cm2 e nel caso di gas di densità maggiore di 0,8 a 5000 cm2. In caso di locali sottostanti o contigui a locali di pubblico spettacolo soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone/m2 o ai relativi sistemi di via di uscita, l’apertura di aerazione si deve estendere a filo del soffitto, nella parte più alta della parete attestata su spazio scoperto o su strada pubblica o privata scoperta o nel caso di locali interrati, su intercapedine a uso esclusivo attestata superiormente su spazio scoperto o strada scoperta. La superficie netta di aerazione deve essere aumentata del 50% rispetto ai valori indicati al punto 4.1.2 e in ogni caso deve estendersi lungo almeno il 70% della parete attestata sull’esterno, come sopra specificato, per un’altezza, in ogni punto, non inferiore a 0,50 m. Nel caso di alimentazione con gas a densità superiore a 0,8, tale apertura deve essere realizzata anche a filo del pavimento nel rispetto di quanto previsto al punto 4.1.2.1. 4.2.4 Disposizione degli impianti all’interno dei locali Lungo il perimetro dell’apparecchio è consentito il passaggio dei canali da fumo e delle condotte aerotermiche, delle tubazioni dell’acqua, gas, vapore e dei cavi elet-

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trici a servizio dell’apparecchio. È consentita l’installazione a parete di apparecchi previsti per tale tipo di installazione. È consentito che più apparecchi termici a pavimento o a parete, previsti per il particolare tipo di installazione, siano posti tra loro in adiacenza o sovrapposti, a condizione che tutti i dispositivi di sicurezza e di controllo siano facilmente raggiungibili. Il posizionamento dei vari componenti degli impianti deve essere tale da evitare il rischio di formazione di sacche di gas in misura pericolosa. 4.2.5 Accesso L’accesso può avvenire dall’esterno da: – spazio scoperto; – strada pubblica o privata scoperta; – porticati; – intercapedine antincendio di larghezza non inferiore a 0,9 m; oppure dall’interno tramite disimpegno, realizzato in modo da evitare la formazione di sacche di gas, e avente le seguenti caratteristiche: a) impianti di portata termica non superiore a 116 kW: resistenza al fuoco della struttura REI 30 e con porte REI 30; b) impianti di portata termica superiore a 116 kW: - superficie netta minima di 2 m2; - resistenza al fuoco della struttura REI 60 e con porte REI 60; - aerazione a mezzo di aperture di superficie complessiva non inferiore a 0,5 m2 realizzate su parete attestata su spazio scoperto, strada pubblica o privata scoperta, intercapedine. Nel caso di alimentazione con gas a densità non superiore a 0,8, è consentito l’utilizzo di un camino di sezione non inferiore a 0,1 m2. Nel caso di locali ubicati all’interno del volume di fabbricati destinati, anche parzialmente, a pubblico spettacolo, caserme, attività comprese nei punti 51, 75, 84, 85, 86, 87, 89, 90, 92 e 94 (per altezza antincendio oltre 24 m), dell’allegato al DM 16.2.1982 o soggetti ad affollamento superiore a 0,4 persone per m2, l’accesso deve avvenire direttamente dall’esterno o da intercapedine antincendio di larghezza non inferiore a 0,9 m. 4.2.5.1 Porte Le porte dei locali e dei disimpegni devono: – essere apribili verso l’esterno e munite di congegno di autochiusura, di altezza minima di 2 m e larghezza minima 0,6 m. Per impianti con portata termica complessiva inferiore a 116 kW il senso di apertura delle porte non è vincolato; – possedere caratteristiche di resistenza al fuoco non inferiori a REI 60 o REI 30, per impianti di portata termica rispettivamente superiore o non a 116 kW. Alle porte di accesso diretto da spazio scoperto, strada pubblica o privata, scoperta, o da intercapedine antincendio non è richiesto tale requisito, purché siano in materiale di classe 0 di reazione al fuoco.

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4.2.6 Limitazioni per l’installazione a quota inferiore a 5 m e sino a 10 m al di sotto del piano di riferimento a) Le aperture di aerazione e l’accesso devono essere ricavati su una o più intercapedini antincendio, attestate su spazio scoperto, non comunicanti con alcun locale e a esclusivo uso del locale destinato agli apparecchi. b) All’esterno del locale e in prossimità di questo deve essere installata, sulla tubazione di adduzione del gas, una valvola automatica del tipo normalmente chiuso, asservita al funzionamento del bruciatore e al dispositivo di controllo della tenuta del tratto di impianto interno tra la valvola stessa e il bruciatore. c) La pressione di esercizio non deve essere superiore a 0,04 bar. 4.3 Locali per forni da pane, lavaggio biancheria, altri laboratori artigiani e sterilizzazione: omissis 4.4 Locali di installazione di impianti, cucina e lavaggio stoviglie: omissis 4.5 Locali di installazione di generatori di aria calda a scambio diretto: omissis 4.6 Locali di installazione di moduli a tubi radianti: omissis TITOLO V IMPIANTO INTERNO DI ADDUZIONE DEL GAS 5.1 Generalità Il dimensionamento delle tubazioni e degli eventuali riduttori di pressione deve essere tale da garantire il corretto funzionamento degli apparecchi di utilizzazione. L’impianto interno e i materiali impiegati devono essere conformi alla legislazione tecnica vigente. 5.2 Materiali delle tubazioni Possono essere utilizzati esclusivamente tubi idonei. Sono considerati tali quelli rispondenti alle caratteristiche di seguito indicate e realizzati in acciaio, in rame o in polietilene. 5.2.1 Tubi di acciaio a) I tubi di acciaio possono essere senza saldatura oppure con saldatura longitudinale e devono avere caratteristiche qualitative e dimensionali non inferiori a quelle indicate dalla norma UNI 8863; b) i tubi in acciaio con saldatura longitudinale, se interrati, devono avere caratteristiche qualitative e dimensionali non inferiori a quelle indicate dalla norma UNI 8488. 5.2.2 Tubi di rame I tubi di rame, da utilizzare esclusivamente per le condotte del gas della VII specie (pressione di esercizio non superiore a 0,04 bar) devono avere caratteristiche quali-

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tative e dimensionali non minori di quelle indicate dalla norma UNI 6507, serie B. Nel caso di interramento lo spessore non può essere minore di 2,0 mm. 5.2.3 Tubi di polietilene I tubi di polietilene, ammessi unicamente per l’interramento all’esterno di edifici, devono avere caratteristiche qualitative e dimensionali non minori di quelle indicate dalla norma UNI ISO 4437 serie S8, con spessore minimo di 3 mm. 5.3 Giunzioni, raccordi e pezzi speciali, valvole 5.3.1 Tubazioni in acciaio a) L’impiego di giunti a tre pezzi è ammesso esclusivamente per i collegamenti iniziale e finale dell’impianto interno. b) Le giunzioni dei tubi di acciaio devono essere realizzate mediante raccordi con filettature o a mezzo saldatura di testa per fusione o a mezzo di raccordi flangiati. c) Nell’utilizzo di raccordi con filettatura è consentito l’impiego di mezzi di tenuta, quali per esempio canapa con mastici adatti (tranne per il gas con densità maggiore di 0,8), nastro di tetrafluoroetilene, mastici idonei per lo specifico gas. È vietato l’uso di biacca, minio o altri materiali simili. d) Tutti i raccordi e i pezzi speciali devono essere realizzati di acciaio oppure di ghisa malleabile; quelli di acciaio con estremità filettate o saldate, quelli di ghisa malleabile con estremità unicamente filettate. e) Le valvole devono essere di facile manovrabilità e manutenzione e con possibilità di rilevare facilmente le posizioni di aperto e di chiuso. Esse devono essere di acciaio, di ottone o di ghisa sferoidale con sezione libera di passaggio non minore del 75% di quella del tubo sul quale vengono inserite. Non è consentito l’uso di ghisa sferoidale nel caso di gas con densità maggiore di 0,8. 5.3.2 Tubazioni in rame a) Le giunzioni dei tubi di rame devono essere realizzate mediante brasatura capillare forte. b) I collegamenti mediante raccordi metallici a serraggio meccanico sono ammessi unicamente nel caso di installazioni fuori terra e a vista o ispezionabili. Non sono ammessi raccordi meccanici con elementi di materiale non metallico. I raccordi e i pezzi speciali possono essere di rame, di ottone o di bronzo. Le giunzioni miste, tubo di rame con tubo di acciaio, devono essere realizzate mediante brasatura forte o raccordi filettati. c) Non è ammesso l’impiego di giunti misti all’interno degli edifici, a eccezione del collegamento della tubazione in rame con l’apparecchio utilizzatore. d) Le valvole per i tubi di rame devono essere di ottone, di bronzo o di acciaio, con le medesime caratteristiche di quelle descritte per i tubi di acciaio. 5.3.3 Tubazioni in polietilene a) I raccordi e i pezzi speciali devono essere realizzati in polietilene; le giunzioni devono essere realizzate mediante saldatura di testa per fusione a mezzo di ele-

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menti riscaldanti o mediante saldatura per elettrofusione o saldatura mediante appositi raccordi elettrosaldabili. b) Le giunzioni miste, tubo di polietilene con tubo metallico, devono essere realizzate mediante raccordi speciali (giunti di transizione) polietilene-metallo idonei per saldatura o raccordi metallici filettati o saldati. Sono altresì ammesse giunzioni flangiate. c) Le valvole per tubi di polietilene possono essere, oltre che dello stesso polietilene, anche con il corpo di ottone, di bronzo o di acciaio, sempre con le medesime caratteristiche di cui sopra. 5.4 Posa in opera 5.4.1 Percorso delle tubazioni Il percorso tra punto di consegna e apparecchi utilizzatori deve essere il più breve possibile ed è ammesso: a) all’esterno dei fabbricati: – interrato; – in vista; – in canaletta; b) all’interno dei fabbricati: – in appositi alloggiamenti, in caso di edifici o locali destinati a uso civile o ad attività soggette ai controlli dei Vigili del Fuoco; – in guaina d’acciaio in caso di attraversamento di locali non ricompresi nei punti precedenti, di androni permanentemente aerati, di intercapedini, a condizione che il percorso sia ispezionabile. Nei locali di installazione degli apparecchi il percorso delle tubazioni è consentito in vista. Per le installazioni a servizio di locali o edifici adibiti ad attività industriali si applicano le disposizioni previste dal DM 24.11.1984. 5.4.2 Generalità a) Le tubazioni devono essere protette contro la corrosione e collocate in modo tale da non subire danneggiamenti dovuti a urti. b) È vietato l’uso delle tubazioni del gas come dispersori, conduttori di terra o conduttori di protezione di impianti e apparecchiature elettriche, telefono compreso. c) È vietata la collocazione delle tubazioni nelle canne fumarie, nei vani e cunicoli destinati a contenere servizi elettrici, telefonici, ascensori o per lo scarico delle immondizie. d) Eventuali riduttori di pressione o prese libere dell’impianto interno devono essere collocati all’esterno degli edifici o, nel caso delle prese libere, anche all’interno dei locali, se destinati esclusivamente all’installazione degli apparecchi. Queste devono essere chiuse o con tappi filettati o con sistemi equivalenti. e) È vietato l’utilizzo di tubi, rubinetti, accessori ecc., rimossi da altro impianto già funzionante. f) All’esterno dei locali di installazione degli apparecchi deve essere installata, sulla tubazione di adduzione del gas, in posizione visibile e facilmente raggiungibile

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una valvola di intercettazione manuale con manovra a chiusura rapida per rotazione di 90° e arresti di fine corsa nelle posizioni di tutto aperto e di tutto chiuso. g) Per il collegamento dell’impianto interno finale e iniziale (se alimentato tramite contatore), devono essere utilizzati tubi metallici flessibili continui. h) Nell’attraversamento di muri la tubazione non deve presentare giunzioni o saldature e deve essere protetta da guaina murata con malta di cemento. Nell’attraversamento di muri perimetrali esterni, l’intercapedine fra guaina e tubazione gas deve essere sigillata con materiali adatti in corrispondenza della parte interna del locale, assicurando comunque il deflusso del gas proveniente da eventuali fughe mediante almeno uno sfiato verso l’esterno. i) È vietato l’attraversamento di giunti sismici. l) Le condotte, comunque installate, devono distare almeno 2 cm dal rivestimento della parete o dal filo esterno del solaio. m)Fra le condotte e i cavi o tubi di altri servizi deve essere adottata una distanza minima di 10 cm; nel caso di incrocio, quando tale distanza minima non possa essere rispettata, deve comunque essere evitato il contatto diretto interponendo opportuni setti separatori con adeguate caratteristiche di rigidità dielettrica e di resistenza meccanica; qualora, nell’incrocio, il tubo del gas sia sottostante a quello dell’acqua, esso deve essere protetto con opportuna guaina impermeabile in materiale incombustibile o non propagante la fiamma. 5.4.3 Modalità di posa in opera all’esterno dei fabbricati: posa in opera interrata 5.4.3.1 Posa in opera interrata a) Tutti i tratti interrati delle tubazioni metalliche devono essere provvisti di un adeguato rivestimento protettivo contro la corrosione e isolati, mediante giunti dielettrici, da collocarsi fuori terra, nelle immediate prossimità delle risalite della tubazione. b) Le tubazioni devono essere posate su un letto di sabbia lavata, di spessore minimo 100 mm e ricoperte, per altri 100 mm, di sabbia dello stesso tipo. Per le tubazioni in polietilene è inoltre necessario prevedere, a circa 300 mm sopra la tubazione, la sistemazione di nastri di segnalazione. c) L’interramento della tubazione, misurato fra la generatrice superiore del tubo e il livello del terreno, deve essere almeno pari a 600 mm. Nei casi in cui tale profondità non possa essere rispettata occorre prevedere una protezione della tubazione con tubi di acciaio, piastre di calcestruzzo o con uno strato di mattoni pieni. d) Le tubazioni interrate in polietilene devono essere collegate alle tubazioni metalliche prima della fuoriuscita dal terreno e prima del loro ingresso nel fabbricato. e) Le tubazioni metalliche interrate devono essere protette con rivestimento esterno pesante, di tipo bituminoso oppure di materiali plastici e devono essere posate a una distanza reciproca non minore del massimo diametro esterno delle tubazioni (ivi compresi gli spessori delle eventuali guaine). Nel caso di parallelismi, sovrappassi e sottopassi tra i tubi del gas e altre canalizzazioni preesistenti, la distanza minima, misurata fra le due superfici, affacciate, deve essere tale da consentire gli eventuali interventi di manutenzione su entrambi i servizi.

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5.4.3.2 Posa in opera in vista 1) Le tubazioni installate in vista devono essere adeguatamente ancorate per evitare scuotimenti, vibrazioni e oscillazioni. Esse devono essere collocate in posizione tale da impedire urti e danneggiamenti e, ove necessario, adeguatamente protette. 2) Le tubazioni di gas di densità non superiore a 0,8 devono essere contraddistinte con il colore giallo, continuo o in bande da 20 cm, poste a una distanza massima di 1 m l’una dall’altra. Le altre tubazioni di gas devono essere contraddistinte con il colore giallo, a bande alternate da 20 cm di colore arancione. All’interno dei locali serviti dagli apparecchi le tubazioni non devono presentare giunti meccanici. 5.4.3.3 Posa in opera in canaletta Le canalette devono essere: – ricavate nell’estradosso delle pareti; – rese stagne verso l’interno delle pareti nelle quali sono ricavate mediante idonea rinzaffatura di malta di cemento; – nel caso siano chiuse, dotate di almeno due aperture di ventilazione verso l’esterno di almeno 100 cm2 cadauna, poste nella parte alta e nella parte bassa della canaletta. L’apertura alla quota più bassa deve essere provvista di rete tagliafiamma e, nel caso di gas con densità superiore a 0,8, deve essere ubicata a quota superiore del piano di campagna; – a esclusivo servizio dell’impianto. 5.4.4 Modalità e posa in opera all’interno dei fabbricati 5.4.4.1 Posa in opera in appositi alloggiamenti L’installazione in appositi alloggiamenti è consentita a condizione che: – gli alloggiamenti siano realizzati in materiale incombustibile, di resistenza al fuoco pari a quella richiesta per le pareti del locale o del compartimento attraversato e in ogni caso non inferiore a REI 30; – le canalizzazioni non presentino giunti meccanici all’interno degli alloggiamenti non ispezionabili; – le pareti degli alloggiamenti siano impermeabili ai gas; – siano a esclusivo servizio dell’impianto interno; – gli alloggiamenti siano permanentemente aerati verso l’esterno con apertura alle due estremità; l’apertura di aerazione alla quota più bassa deve essere provvista di rete tagliafiamma e, nel caso di gas con densità maggiore di 0,8, deve essere ubicata a quota superiore al piano di campagna, a una distanza misurata orizzontalmente di almeno 10 m da altre aperture alla stessa quota o quota inferiore. 5.4.4.2 Posa in opera in guaina Le guaine devono essere: – in vista; – di acciaio di spessore minimo di 2 mm e di diametro superiore di almeno 2 cm a quello della tubazione del gas;

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– le guaine devono essere dotate di almeno uno sfiato verso l’esterno. Nel caso una estremità della guaina sia attestata verso l’interno, questa dovrà essere resa stagna verso l’interno tramite sigillatura in materiale incombustibile; – le tubazioni non devono presentare giunti meccanici all’interno delle guaine; – sono consentite guaine metalliche o di plastica, non propagante la fiamma, nell’attraversamento di muri o solai esterni. Nell’attraversamento di elementi portanti orizzontali, il tubo deve essere protetto da una guaina sporgente almeno 20 mm dal pavimento e l’intercapedine fra il tubo e il tubo guaina deve essere sigillata con materiali adatti (per esempio asfalto, cemento plastico e simili). È vietato l’impiego di gesso. Nel caso di androni fuori terra e non sovrastanti piani cantinati è ammessa la posa in opera delle tubazioni sotto pavimento, protette da guaina corredata di sfiati alle estremità verso l’esterno. Nel caso di intercapedini superiormente ventilate e attestate su spazio scoperto non è richiesta la posa in opera in guaina, purché le tubazioni siano in acciaio con giunzioni saldate. 5.5 Gruppo di misurazione Il contatore del gas deve essere installato all’esterno in contenitore o nicchia aerata oppure all’interno in locale o in nicchia entrambi aerati direttamente dall’esterno. 5.6 Prova di tenuta dell’impianto interno La prova di tenuta deve essere eseguita prima di mettere in servizio l’impianto interno e di collegarlo al punto di consegna e agli apparecchi. Se qualche parte dell’impianto non è in vista, la prova di tenuta deve precedere la copertura della tubazione. La prova dei tronchi in guaina contenenti giunzioni saldate deve essere eseguita prima del collegamento alle condotte di impianto. La prova va effettuata adottando gli accorgimenti necessari per l’esecuzione in condizioni di sicurezza e con le seguenti modalità: a) si tappano provvisoriamente tutti i raccordi di collegamento agli apparecchi e al contatore; b) si immette nell’impianto aria o altro gas inerte, fino a che sia raggiunta una pressione pari a: – impianti di 6a specie: 1 bar; – impianti di 7a specie: 0,1 bar (tubazioni non interrate), 1 bar (tubazioni interrate); c) dopo il tempo di attesa necessario per stabilizzare la pressione (comunque non minore di 15 min), si effettua una prima lettura della pressione, mediante un manometro ad acqua o apparecchio equivalente, di idonea sensibilità minima; d) la prova deve avere la durata di: – 24 ore per tubazioni interrate di 6a specie; – 4 ore per tubazioni non interrate di 6a specie; – 30 min per tubazioni di 7a specie. Al termine della prova non devono verificarsi cadute di pressione rispetto alla lettura iniziale.

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e) Se si verificassero delle perdite, queste devono essere ricercate con l’ausilio di soluzione saponosa o prodotto equivalente ed eliminate; le parti difettose devono essere sostituite e le guarnizioni rifatte. È vietato riparare dette parti con mastici, ovvero cianfrinarle. Eliminate le perdite, occorre eseguire di nuovo la prova di tenuta dell’impianto. f) La prova è considerata favorevole quando non si verifichino cadute di pressione. Per ogni prova a pressione deve essere redatto relativo verbale di collaudo. TITOLO VI DISPOSIZIONI COMPLEMENTARI 6.1 Impianto elettrico – L’impianto elettrico deve essere realizzato in conformità alla Legge n. 186 del 1.3.1968 e tale conformità deve essere attestata secondo le procedure previste dalla legge n. 46 del 5.3.1990. – L’interruttore generale nei locali di cui al punto 4.2 deve essere installato all’esterno dei locali, in posizione segnalata e accessibile. Negli altri casi deve essere collocato lontano dall’apparecchio utilizzatore, in posizione facilmente raggiungibile e segnalata. 6.2 Mezzi di estinzione degli incendi In ogni locale e in prossimità di ciascun apparecchio deve essere installato un estintore di classe 21A 89BC. I mezzi di estinzione degli incendi devono essere idonei alle lavorazioni o ai materiali in deposito nei locali ove questi sono consentiti. 6.3 Segnaletica di sicurezza La segnaletica di sicurezza deve richiamare l’attenzione sui divieti e sulle limitazioni imposti e segnalare la posizione della valvola esterna di intercettazione generale del gas e dell’interruttore elettrico generale. 6.4 Esercizio e manutenzione 1) Si richiamano gli obblighi di cui all’art. 11 del DPR n. 412 del 26.8.1993 (SOGU n. 242 del 14.10.1993). 2) Nei locali di cui al punto 4.2 è vietato depositare e utilizzare sostanze infiammabili o tossiche e materiali non attinenti all’impianto e devono essere adottate adeguate precauzioni affinché, durante qualunque tipo di lavoro, l’eventuale uso di fiamme libere non costituisca fonte di innesco. TITOLO VII IMPIANTI ESISTENTI 7.1 Gli impianti esistenti devono essere resi conformi alle presenti disposizioni È tuttavia ammesso che: – la superficie di aerazione sia inferiore a quella richiesta al punto 4.1.2, purché non inferiore a quella risultante dalla formula:

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S  8,6 Q (locali fuori terra); S  12,9 Q (locali seminterrati e interrati fino a quota 5 m); S  17,2 Q (locale interrato fra quota compresa tra 5 e 10 m al di sotto del piano di riferimento). È consentito che l’altezza dei locali sia inferiore a quella prevista nella precedente normativa, nel rispetto dei punti 4.1.3 e 4.2.4. Per impianti di portata termica superiore a 350 kW l’altezza non deve essere comunque inferiore a 2,5 m. 21.6

BRUCIATORI

Per bruciatori si intendono quelle apparecchiature che consentono di bruciare, in condizioni atte alla completa combustione, i diversi tipi di combustibili: solidi, liquidi e gassosi. Il bruciatore provvede (nel caso di combustibili liquidi o gassosi) ad aspirare il combustibile e l’aria comburente, a miscelarli intimamente e ad accenderli in sicurezza nel focolare. 21.6.1 Bruciatori di combustibili liquidi. A seconda del tipo di polverizzazione i bruciatori si suddividono in: – rotativi (a tazza rotante); – a evaporazione; – a polverizzazione pneumatica, a bassa pressione; – a polverizzazione meccanica, ad alta pressione. Il bruciatore rotativo trova impiego negli impianti industriali, quello a evaporazione si utilizza per combustibili leggeri (kerosene, gasolio) e per piccole potenzialità (10  30 kW). Nel bruciatore a polverizzazione pneumatica il combustibile è inviato all’ugello contemporaneamente con l’aria primaria comburente e viene così immessa nel focolare dove, incontrando aria secondaria addotta da un ventilatore, dà luogo a una fiamma allungata. Questo tipo di bruciatore adatto per olio combustibile denso non trova applicazione nel settore degli impianti di riscaldamento. Il bruciatore a polverizzazione meccanica, invece, è quello più adottato per diversi vantaggi: quali semplicità costruttiva, maggiore affidabilità, possibilità di buona regolazione, rumorosità ridotta. In questo bruciatore il combustibile (preriscaldato se olio più o meno denso) viene spinto a forte pressione (20  30 bar) in un ugello dal quale fuoriesce finemente polverizzato; viene quindi intimamente miscelato con l’aria comburente immessa con un ventilatore generalmente sistemato nel corpo stesso del bruciatore. Di questo bruciatore esistono tre tipi. – Monostadio: la regolazione della portata del combustibile è on-off; sono adatti per caldaie di piccola potenza. – Multistadio: la regolazione della portata è a più posizioni: si può passare da un valore massimo a un valore medio, per arrivare a zero. – Modulante: la regolazione della portata di combustibile è continua al variare della richiesta del regolatore della temperatura dell’acqua in caldaia.

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Questi ultimi due tipi sono quelli più impiegati nelle caldaie di media e grande potenzialità. I bruciatori devono sottostare alle prescrizioni riportate all’art. 10 Bruciatori e griglie mobili del già richiamato Regolamento per l’esecuzione della legge 13 luglio 1966, n. 615 (DPR n. 1391 del 22.12.1970), al quale, quindi, si rimanda per gli adempimenti del caso. 21.6.2 Bruciatori per combustibili gassosi. I bruciatori per combustibili gassosi si suddividono in due categorie: – bruciatori ad aria aspirata o atmosferici; – bruciatori ad aria soffiata. Nei primi, simili ai noti bruciatori esistenti nelle cucine a gas, il combustibile viene addotto a un ugello dal quale esce a velocità tale da richiamare una parte dell’aria necessaria (aria primaria); la miscela esce poi da fori della piastra del bruciatore e, dopo essersi ulteriormente miscelata con l’aria secondaria, si brucia. Il collegamento del generatore al camino è fatto attraverso un dispositivo antitiraggio. I bruciatori ad aria soffiata sono simili a quelli a polverizzazione meccanica già esaminati per i combustibili liquidi; per questi la norma UNI EN 676 – ott. 2005 riporta una dettagliata descrizione. 21.6.3 Adduzione del gas. Dalla rete di distribuzione del gas, l’alimentazione a un impianto di riscaldamento deve essere eseguita installando un organo di intercettazione, quindi il contatore (all’esterno dell’edificio) e un altro rubinetto di intercettazione. Per quanto riguarda l’alimentazione del gas occorre riferirsi alla Direttiva 90/396 CEE che, a secondo delle caratteristiche del bruciatore, definisce tutte le apparecchiature necessarie.

21.7

CAMINI

Per camino si intende un condotto verticale destinato a convogliare all’esterno e in alto i prodotti formatisi nella combustione dei combustibili nei focolari dei generatori di calore nonché a richiamare aria comburente nel focolare, nelle caldaie in depressione. Il tiraggio, inteso come differenza di pressione fra la base e la sommità del camino che richiama aria e spinge i fumi in alto, è determinato dalla differenza fra le masse volumiche dell’aria e dei fumi, alle rispettive temperature, e dall’altezza del camino: Δp  g (ρa  ρg) H

dove: ρa e ρg  masse volumiche dell’aria e dei fumi g  accelerazione di gravità H  altezza del camino quindi il tiraggio sarà tanto maggiore: – quanto più alto è il camino;

(Pa)

(21.6)

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– quanto più alta è la temperatura dei fumi allo sbocco; – quanto più bassa è la temperatura dell’aria. Questa depressione serve a compensare le perdite di carico che i fumi incontrano nel loro percorso: caldaia, condotti fumari, eventuali serrande, camino ecc. È evidente, quindi, che occorre ridurre al minimo le perdite di carico e proporzionare la sezione del camino in modo tale da poter convogliare tutti i prodotti della combustione la cui portata volumetrica potrà calcolarsi come già illustrato nel cap. 9. Nelle caldaie pressurizzate la spinta del ventilatore del bruciatore in genere compensa tutte le perdite di carico in caldaia, per cui il tiraggio del camino serve per vincere soltanto le perdite di carico del circuito a valle della caldaia (condotti fumari, camino, sbocco in atmosfera). Il regolamento per l’esecuzione della Legge n. 615, già più volte richiamato, all’art. 6 riporta una formula per il calcolo dell’area S (in cm2) della sezione netta di un camino a tiraggio naturale, in funzione dell’altezza (H in m) e della potenzialità P (W): S  K 冢P/冪H冣

(21.7)

dove K è un coefficiente che vale 0,0258 per combustibile solido e 0,0206 per combustibili liquidi. La sezione così calcolata va aumentata almeno del: – 50% nel caso di impiego di lignite o torba; – 25% nel caso di impiego di carbone a lunga fiamma; – 10% per ogni 500 m di altitudine della località sul livello del mare. La sezione minima, comunque, non potrà mai essere inferiore a 220 cm2. Il valore H da indurre nella formula (21.7) è dato dall’altezza di costruzione dei camini diminuita come segue: – delle perdite di carico proprie dell’apparecchio di cui fa parte il focolare servito, espresse in millimetri di colonna d’acqua, nella misura di un metro per ogni mm d’acqua; – di 0,50 m per ogni cambiamento di direzione o T; – di 0,50 m per ogni cambiamento di sezione; – di 1,00 m per ogni metro di sviluppo con andamento suborizzontale. I camini a servizio di focolari con potenzialità uguale o superiore a 1160 kW (1.000.000 kcal/h), i camini a tiraggio forzato nonché quelli per i quali i progettisti non ritengono di poter applicare la formula (21.7) dovranno essere progettati con uno dei metodi di calcolo che tengono conto delle perdite di carico effettive e delle più sfavorevoli condizioni meteorologiche che possano verificarsi localmente. L’efficacia dei camini così progettati agli effetti del tiraggio dovrà essere verificata all’atto del collaudo dell’impianto per le diverse condizioni di funzionamento del focolare dall’avviamento fino alla massima potenzialità. I cambiamenti di sezione e i cambiamenti di forma della sezione dei camini devono essere raccordati fra loro con tronchi intermedi aventi pareti formanti tra loro inclinazione non superiore a 1/5. Al piede di ogni tratto ascendente del camino deve sempre essere costituita una camera per la raccolta e lo scarico dei materiali solidi; la sua sezione retta deve risul-

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tare non inferiore a una volta e mezza quella del camino; la sua altezza utile (cioè sottostante al raccordo orizzontale) non deve essere inferiore a 1/20 dell’altezza del tratto di camino soprastante, con un minimo di 0,50 m per gli impianti funzionanti a combustibile solido e non inferiore a 1/30 dell’altezza del tratto di camino soprastante, sempre con un minimo di 0,50 m, per gli impianti funzionanti a combustibile liquido (fig. 21.20). Nella parte inferiore di ogni camera deve essere praticata un’apertura munita di sportello di chiusura a tenuta di aria formato con una doppia parete metallica per la facile estrazione dei depositi e l’ispezione dei canali. Le bocche dei camini devono risultare più alte di almeno un metro rispetto al colmo dei tetti, ai parapetti e a qualunque altro ostacolo o struttura distante meno di 10 m. Le bocche possono terminare con mitrie o comignoli di sezione utile d’uscita non inferiore al doppio della sezione del camino, conformati in modo da non ostacolare il tiraggio e favorire la dispersione dei fumi nell’atmosfera. Le bocche dei camini situati a distanza compresa fra 10 e 50 m da aperture di locali abitati devono essere a quota non inferiore a quella del filo superiore dell’apertura più alta, salvo deroghe particolari, considerate nei regolamenti comunali di igiene, che i comuni potranno concedere a istanza degli interessati, su conforme parere del competente comitato regionale contro l’inquinamento atmosferico. In ogni caso, dovrà essere rispettata la norma per la quale i camini possono sboccare ad altezza non inferiore a quella del filo superiore dell’apertura più alta, diminuita di 1 m per ogni metro di distanza orizzontale eccedente i 10 m. Per la porzione di camino sporgente dal tetto o dalla copertura dell’edificio non può essere imposta un’altezza di costruzione superiore a 5 m. I camini devono essere costituiti con strutture e materiali impermeabili ai gas, resistenti ai fumi e al calore. Uguali requisiti devono essere posseduti da eventuali

Fig. 21.20

Camera di raccolta.

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elementi prefabbricati impiegati nella costruzione dei camini, sia singolarmente sia nell’insieme. I camini devono risultare per tutto il loro sviluppo, a eccezione del tronco terminale emergente dalla copertura degli edifici, sempre distaccati dalle murature circostanti e devono essere circondati da una controcanna continua formante intercapedine di caratteristiche tali da non permettere, nel caso di tiraggio naturale, cadute della temperatura dei fumi mediamente superiori a un grado centigrado per ogni metro del loro percorso verticale. L’intercapedine deve risultare aperta alla estremità superiore. Sono ammessi nell’intercapedine elementi distanziatori o di fissaggio necessari per la stabilità del camino. Le pareti dell’intercapedine che danno verso gli ambienti abitati devono essere sufficientemente resistenti agli urti. I tratti dei camini a tiraggio naturale che si sviluppano all’interno dei fabbricati possono, in aggiunta all’intercapedine, essere provvisti di adeguato rivestimento coibente in modo tale che sia sempre rispettata la condizione che la caduta di temperatura risulti mediamente inferiore a un grado centigrado per metro di sviluppo verticale. Le sezioni dei camini aventi forma non circolare devono avere gli angoli arrotondati con raggio non inferiore a 2 cm. Le pareti interne dei camini devono risultare lisce per tutto il loro sviluppo (fig. 21.21) Al fine di consentire con facilità rilevamenti e prelevamenti di campioni devono essere predisposti alla base del camino due fori allineati sull’asse del camino, uno del diametro di 50 mm e uno del diametro di 80 mm, con relativa chiusura metallica e, nel caso di impianti aventi potenzialità superiore a 580 kW (500.000 kcal/h), anche due identici fori alla sommità, distanti dalla bocca non meno di cinque volte il diametro medio della sezione del camino, con un minimo di 1,50 m, in posizione accessibile per le verifiche (fig. 21.22). I fori da 80 mm devono trovarsi in un tratto rettilineo del camino e a distanza non inferiore a 5 volte la dimensione minima della sezione retta interna da qualunque

Fig. 21.21

Particolare del camino con angoli arrotondati.

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Fig. 21.22

Caratteristiche generali del camino.

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cambiamento di direzione o di sezione. Qualora esistano impossibilità tecniche di praticare i fori alla base del camino alla distanza stabilita, questi possono essere praticati alla sommità del camino con distanza minima dalla bocca di 1,5 m in posizione accessibile per le verifiche. Sono ora disponibili sul mercato camini prefabbricati, a sezione circolare, costituiti da componenti rettilinei, componenti speciali, componenti di fissaggio-staffaggio e molti accessori sì da permettere un assemblaggio facile. Gli elementi sono tutti costituiti da una doppia parete di acciaio inox (AISI 316 quella interna, AISI 304 quella esterna), con intercapedine (da 25, 50, 175 mm) riempita con lana minerale; i diametri vanno da 127 mm fino a oltre 1000 mm. Il calcolo viene eseguito seguendo la norma DIN 4705, accettata ora anche dalla norma UNI 9615. 21.7.1 Canali da fumo. I canali da fumo degli impianti termici devono avere in ogni loro tratto un andamento suborizzontale ascendente con pendenza non inferiore al 5%. I canali da fumo al servizio di impianti di potenzialità uguale o superiore a 1160 kW (1.000.000 di kcal/h) possono avere pendenza non inferiore al 2%. La sezione dei canali da fumo deve essere, in ogni punto del loro percorso, sempre non superiore del 30% alla sezione del camino e non inferiore alla sezione del camino stesso. Per quanto riguarda la forma, le variazioni e i raccordi delle sezioni dei canali da fumo e le loro pareti interne devono essere osservate le medesime norme prescritte per i camini. I canali da fumo devono essere costituiti con strutture e materiali aventi le medesime caratteristiche stabilite per i camini, inoltre devono avere per tutto il loro sviluppo un efficace e duraturo rivestimento coibente tale che la temperatura delle superfici esterne non sia in alcun punto mai superiore a 50 °C. È ammesso che il rivestimento coibente venga omesso in corrispondenza dei giunti di dilatazione e degli sportelli d’ispezione dei canali da fumo nonché dei raccordi metallici con gli apparecchi di cui fanno parte i focolari. I raccordi fra i canali da fumo e gli apparecchi di cui fanno parte i focolari devono essere esclusivamente metallici, rimovibili con facilità e dovranno avere spessore non inferiore a 1/100 del loro diametro medio, nel caso di materiali ferrosi comuni, e spessore adeguato, nel caso di altri metalli. Sulle pareti dei canali da fumo devono essere predisposte aperture per facili ispezioni e pulizie a intervalli non superiori a 10 m e una a ogni testata di tratto rettilineo. Le aperture dovranno essere munite di sportelli di chiusura a tenuta d’aria, formati con doppia parete metallica. Nei canali da fumo dovrà essere inserito un registro qualora gli apparecchi di cui fanno parte i focolari non possiedano propri dispositivi per la regolazione del tiraggio. Al fine di consentire con facilità rilevamenti e prelevamenti di campioni, devono essere predisposti sulle pareti dei canali da fumo due fori, uno del diametro di 50 mm e uno del diametro di 80 mm, con relative chiusure metalliche, in vicinanza del raccordo con ciascun apparecchio di cui fa parte un focolare. La posizione dei fori rispetto alla sezione e alle curve o raccordi dei canali deve rispondere alle stesse prescrizioni date per i fori praticati sui camini.

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21.7.2 Dispositivi accessori. È vietato l’uso di qualunque apparecchio o impianto di trattamento dei fumi funzionante secondo ciclo a umido che comporti lo scarico, anche parziale, delle sostanze derivanti dal processo adottato nelle fognature pubbliche o nei corsi d’acqua. Gli eventuali dispositivi di trattamento possono essere inseriti in qualunque punto del percorso dei fumi purché l’ubicazione ne consenta la facile accessibilità da parte del personale addetto alla conduzione degli impianti e a quello preposto alla loro sorveglianza. L’adozione dei dispositivi di cui sopra non esime dalla osservanza di tutte le prescrizioni contenute nel regolamento per l’esecuzione della legge 13/7/1966, n. 615. Gli eventuali dispositivi di trattamento, per quanto concerne le altezze di sbocco, le distanze, le strutture, i materiali e le pareti interne, devono rispondere alle medesime norme stabilite per i camini. Il materiale che si raccoglie nei dispositivi suddetti deve essere periodicamente tolto e trasportato in luoghi di scarico di riconosciuta idoneità oppure consegnato ai servizi di nettezza urbana, separatamente da altri rifiuti e racchiuso in sacchi impermeabili. Tutte le operazioni di manutenzione e di pulizia devono potersi effettuare in modo tale da evitare qualsiasi accidentale dispersione del materiale raccolto. 21.8

APPARECCHI INDICATORI E DI SICUREZZA

La Legge n. 615 prescrive di dotare gli impianti termici, alimentati con combustibile liquido, di apparecchi indicatori di temperature e di pressioni nella camera di combustione e alla base del camino nonché di dispositivi per la misura della percentuale di anidride carbonica CO2, dell’ossido di carbonio e di idrogeno (CO  H2) contenuti nei prodotti della combustione. Nel paragrafo 9.6.3 sono chiaramente specificate le prescrizioni in proposito. Nelle figg. 21.23, 21.24 e 21.25 sono schematicamente riportate le apparecchiature richieste in funzione della potenzialità degli impianti. Delle apparecchiature di sicurezza si è parlato nel capitolo 25.

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Fig. 21.23 Controllo dell’inquinamento atmosferico per impianti termici aventi potenzialità del focolare di 35  1160 kW. 1 indicatore della temperatura dei fumi; 2 foro per il rilievo dell’opacità dei fumi; 3 camino; 4 camera di combustione.

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Fig. 21.24 Controllo dell’inquinamento atmosferico per impianti termici aventi potenzialità del focolare superiore a 1160 kW. 1 registratore di temperatura dei fumi 0  500 °C; 2 indicatore di pressione relativa riferita a quella atmosferica alla base del camino; 3 indicatore di pressione nella camera di combustione; 4 indicatore di opacità dei fumi 0  4 Ringelmann + dispositivo di allarme acustico; 5 tromba; 6 analizzatore della concentrazione volumetrica di anidride carbonica; 7 termocoppia per il rilievo della temperatura dei fumi; 8 analizzatore; 9 sorgente luminosa; 10 camino; 11 camera di combustione.

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Fig. 21.25 Controllo dell’inquinamento atmosferico per impianti termici aventi potenzialità del focolare superiore a 2300 kW. 1 registratore della temperatura dei fumi 0  500 °C; 2 indicatore di pressione relativa riferita a quella atmosferica alla base del camino; 3 indicatore di pressione nella camera di combustione; 4 indicatore di opacità dei fumi 0  4 Ringelmann + dispositivo di allarme acustico; 4a registratore indicatore; 5 tromba; 6 analizzatore della concentrazione volumetrica di anidride carbonica; 6a registratore analizzatore; 7 termocoppia per il rilievo della temperatura dei fumi; 8 analizzatore; 9 sorgente luminosa; 10 camino; 11 camera di combustione.

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Il fabbisogno di energia, è superfluo nasconderselo, è crescente nel mondo e anche in Italia dove, però, non ancora sono state prese serie iniziative per evitare sprechi e per una politica che consenta un utilizzo razionale delle fonti di energia primaria. È vero che da qualche tempo in alcune regioni più fortunate sono stati realizzati grandi impianti di cogenerazione e teleriscaldamento ma è innegabile quanto questi siano ridotti e molte volte anche osteggiati, perché le principali considerazioni che si fanno sono di natura economica, volte, però, soltanto a dimostrare la non convenienza dell’investimento necessario per realizzare l’opera. A parte la necessità di utilizzare indicatori validi, spesso i calcoli non tengono conto dei vantaggi che possono discendere per l’intera collettività nazionale. Nella tradizione ormai consolidata il combustibile si brucia in una centrale termoelettrica allo scopo di produrre energia elettrica ed è scontato considerare non utilizzabile e, quindi, persa ogni altra forma di energia che si libera contemporaneamente nel processo. Nelle centrali Enel, infatti, solo il 35  40% dell’energia potenzialmente disponibile con il combustibile primario viene utilizzata, il resto viene dissipato e perduto(*). Così nel riscaldamento degli ambienti si brucia combustibile in grado di poter fornire energia termica qualificata ad alta temperatura, soltanto per riscaldare a non più di 20 °C le abitazioni. L’autorità per l’energia elettrica e il gas, nella riunione del 19 marzo 2002, ha deliberato le: “Condizioni per il riconoscimento della produzione combinata di energia elettrica e calore come cogenerazione ai sensi dell’art. 2, comma 8, del Decreto Legislativo 16 marzo 1999, n. 79”. Deliberazione n. 42/02. Dopo le dovute premesse, all’art. 1, comma d), è riportata la seguente definizione: “Impianto di produzione combinata di energia elettrica e calore è un sistema integrato che converte l’energia primaria di una qualsivoglia fonte di energia nella produzione congiunta di energia elettrica e di energia termica (calore), entrambe considerate effetti utili, conseguendo, in generale, un risparmio di energia primaria e un beneficio ambientale rispetto alla produzione separata delle stesse quantità di energia elettrica e termica. In luogo della produzione di energia elettrica in forma congiunta alla produzione di energia termica, è ammessa anche la produzione di energia meccanica, La produzione di energia meccanica o elettrica e di calore deve avvenire in modo sostanzialmente interconnesso, implicando un legame tecnico e di mutua dipendenza tra produzione elettrica e utilizzo in (*)

Nelle centrali con ciclo combinato e potenza superiore a 300 MWe, si possono avere rendimenti dal 40% al 55% a seconda del combustibile impiegato.

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forma utile del calore, anche attraverso sistemi di accumulo. Il calore generato viene trasferito all’utilizzazione, in forme diverse, tra cui vapore, acqua calda, aria calda, e può essere destinata a usi civili di riscaldamento, raffrescamento o raffreddamento o a usi industriali in diversi processi produttivi. Nel caso di utilizzo di gas di sintesi, il sistema di gassificazione è parte integrante dell’impianto di produzione combinata di energia elettrica e calore. Nel caso di impianto a ciclo combinato con post-combustione, il post-combustore è parte integrante dell’impianto di produzione combinata di energia elettrica e calore. Le eventuali caldaie di integrazione dedicate esclusivamente alla produzione di energia termica non rientrano nella definizione di impianto di produzione combinata di energia elettrica e calore”. Anche al comma f) si ribadisce il concetto: “Cogenerazione, agli effetti dei benefici previsti dagli articoli 3, comma 3, 4, comma 2, e 11, commi 2 e 4, del Decreto Legislativo n. 79/99 e dell’articolo 22, comma 1, lettera b) del Decreto Legislativo n. 164/00, è la produzione combinata di energia elettrica e calore che, ai sensi di quanto previsto dall’articolo 2, comma 8, del Decreto Legislativo n. 79/99 e dell’articolo 2, lettera g), del Decreto Legislativo n. 164/00, garantisce un significativo risparmio di energia rispetto alle produzioni separate, secondo i criteri e le modalità stabiliti nei successivi punti del presente provvedimento”. La cogenerazione, quindi, è la strada per ottimizzare la combustione e conseguire un’elevata efficienza. Un esempio renderà più evidente questa affermazione: si consideri una centrale termica convenzionale con la quale si debba produrre calore per il riscaldamento di un edificio. Nella migliore delle ipotesi, considerando generatori di calore bene condotti e mantenuti in grande efficienza, la produzione di energia termica (a bocca di caldaia) avverrà con un rendimento dell’85%. L’energia elettrica, invece, come si è già detto, viene prodotta con rendimento non superiore in media al 37%, tenendo conto delle perdite di distribuzione. Nel caso di un fabbisogno termico pari a 100 unità e di un fabbisogno di energia elettrica pari a 70, si ricava che il fabbisogno di energia primaria sarà: – per riscaldamento

100 –––––  117,7 unità 0,85

70 – per energia elettrica –––––  189,3 unità 0,37 ––––– Totale

307,3 unità

Per produrre, quindi, 170 unità di energia utile sarà stato necessario impiegare 307 unità di energia primaria; il rendimento complessivo è, quindi, pari al 55,4%. I diagrammi dei flussi energetici sono riportati nella fig. 22.1.

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Fig. 22.1

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Flussi energetici per produzione separata di energia elettrica e termica.

Se si considera, invece, un impianto di cogenerazione al quale vengano richieste le stesse potenze sopra indicate, e si considera che l’efficienza della cogenerazione sia pari all’80%, si ottiene un diagramma dei flussi energetici come nella fig. 22.2. In questa ipotesi l’efficienza totale intesa come rapporto fra l’energia utile e quella primaria è: energia elettrica  energia termica 170 ηtot  ––––––––––––––––––––––––––––––  ––––––  0,80 energia primaria 212,5 Il risparmio di energia primaria, confrontando le due soluzioni, risulta pari a circa il 30%. È chiaro che trattasi di risparmio globale e che, per essere tradotto in convenienza per l’attuatore, occorre valutare il costo dell’energia elettrica acquistata dall’Enel. Altri fattori che contribuiscono alle nuove prospettive per la cogenerazione sono la disponibilità di gas naturale su vasta scala (combustibile pulito che minimizza i problemi di impatto ambientale e di complessità impiantistica) nonché la possibilità di disporre di energia termica, frigorifera ed elettrica a prezzi convenienti. Con l’estendersi delle realizzazioni si amplia anche il campo delle possibili applicazioni. Un’opportunità di notevole interesse, che sta emergendo, è l’abbinamento

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Fig. 22.2

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Diagramma di flusso nel caso di cogenerazione.

dell’autoproduzione di energia elettrica con la produzione di energia frigorifera, richiesta in diverse applicazioni. La richiesta di energia frigorifera può essere la sola, assieme alla richiesta di energia elettrica, oppure, più frequentemente, congiunta a una richiesta, contemporanea od in alternativa, di energia termica. L’esempio di applicazione più noto è quello relativo alla climatizzazione con condizionamento estivo di ambienti civili o industriali.

22.1

TIPI DI IMPIANTI

Negli impianti di cogenerazione vengono sostanzialmente impiegate tre tipologie di gruppi. a) Motore alternativo, a ciclo Diesel od Otto, da cui viene recuperato il calore dal circuito di raffreddamento del motore (temperatura di circa 90 °C) e dai gas di scarico (temperatura sui 500 °C); con questi gruppi è possibile ottenere acqua a temperature fino a 200  250 °C. b) Turbina a gas, da cui viene recuperato il calore raffreddando in una caldaia di recupero i gas di scarico. c) Turbina a vapore a contropressione alimentata da vapore surriscaldato che, dopo aver attraversato la turbina, viene scaricato a bassa pressione per essere utilizzato in utenze tecnologiche. Sono realizzati anche cicli combinati con turbine a gas e a vapore. Le caratteristiche salienti sono riportate nella tab. 22.1. Negli impianti che in questa sede più interessano, i gruppi più usati sono il motore alternativo e la turbina a gas, che trova il suo impiego in impianti di media e grande potenzialità. In genere per potenze fino a 2 MW e utenze termiche con temperature attorno a 85  90 °C si adottano preferenzialmente motori alternativi a gas; per temperature superiori e temperature del fluido termovettore superiori ai 100 °C si impiegano turbine a gas.

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Tab. 22.1

Combustibili

Confronto fra sistemi di cogenerazione Motore a combustione interna

Turbina a gas

Turbina a vapore

Metano -

Metano -

Metano olio combustibile

1  1,3 1,7  2 38  42 24  33 50  55 50  54 acqua calda 80 °C vapore/acqua /acqua surriscaldata surriscaldata Possibilità di regolazione ottime 100  50% buone Livello sonoro a 1 m [dB(A)] 100  105 100  110 Durata sino a prima revisione (h) 64.000 20.000  30.000 Durata di vita (h) oltre 100.000 100.000 Affidabilità buona in media buona kWh elettrici per m3 di metano 3,6  4 2,6  3 Indice termico Rendimento elettrico (%) Rendimento termico (%) Fluido termovettore

34 13  14 45  50 vapore mediocri 75  80 – oltre 100.000 buona 1,3

Come si rileva dalla tab. 22.1 i gruppi di cogenerazione con motore alternativo hanno rendimenti elettrici che vanno dal 38 al 42% e rendimenti termici dal 50 al 60%, per potenze crescenti da 800 kW in su. Un altro parametro molto importante è l’indice termico definito come rapporto fra la potenza termica resa e la potenza elettrica generata. Questo rapporto è abbastanza costante al variare dei carichi ed è, comunque, particolarmente favorevole con i motori alternativi nei quali a una potenza termica resa di 100 corrisponde una elettrica di 65  70. Questo indice condiziona anche le scelte che si fanno in relazione ai diagrammi di carico dell’utenza. È, comunque, assodato che un impianto di cogenerazione non può e non deve essere scelto per far fronte all’intera potenza termica occorrente per cui è sempre necessaria una centrale termica di integrazione, così come la rete Enel costituisce il bacino dal quale attingere o riversare l’energia elettrica prodotta. Qualora si privilegi la produzione di energia elettrica possono esservi periodi in cui la potenza termica resa disponibile non può essere utilmente impiegata. In tali casi occorrerà prevedere dissipatori di calore; meglio sarebbe se almeno una parte di tale calore potesse essere accumulato e restituito nei momenti di punta. 22.1.1 Motore alternativo. I motori alternativi si dividono in due categorie: – motori a ciclo Diesel, con accensione spontanea, – motori a ciclo Otto, con accensione comandata. I motori a ciclo Diesel possono funzionare con gasolio (le piccole taglie), olio fluido e dual-fuel (che è una miscela opportunamente dosata di gas naturale e gasolio), anche se vengono scarsamente utilizzati per gli impianti di cogenerazione. Per i motori a ciclo Otto vengono usati: il biogas, il GPL e il metano.

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Con i motori a gas si va da potenze piccole (300 kWe) fino a 4000 kWe. Con questi motori è possibile recuperare il calore sia dai gas di scarico (con temperature fra 400 e 600 °C) sia dal circuito di raffreddamento del motore, dall’olio di lubrificazione ecc. Si riesce così a ottenere sia acqua surriscaldata sia acqua calda. Nella fig. 22.3 è riportato lo schema di una centrale di cogenerazione abbinata a una centrale termo-frigorifera (fig. 22.4), che prevede, quindi, la produzione di energia elettrica e di energia termica con acqua calda (destinata agli impianti di riscaldamento, di condizionamento e di preparazione di acqua calda sanitaria) e acqua surriscaldata (con le dovute integrazioni da parte di generatori all’uopo predisposti) per l’alimentazione di gruppi frigoriferi ad assorbimento per produrre acqua refrigerata. Le principali caratteristiche dell’impianto rappresentato, desunte da uno studio approfondito di un caso reale, sono riportate di seguito. – Potenza meccanica resa all’albero motore – Potenza termica introdotta nel motore primo corrispondente a gas combustibile

kW kW St m3/h

1050 2545 265,30 (p.c.i. 9,59 kW/St m3)

kW

1018

kW kW kW

481 630 1111

kW kW

93 60

% % %

40,00 43,47 83,47

– Gas di scarico: temperatura portata

°C kg/h

525 5370

DATI TECNICI DI RECUPERO DEL CALORE: – per produzione di acqua calda 70  85 °C: potenza termica complessiva recuperabile temperatura dell’acqua di ritorno dall’impianto temperatura dell’acqua di mandata dell’impianto portata

kW °C °C 3/h m

481 70 85 27,58

– scambiatore di calore circuito motore/circuito impianto: tipo potenza termica recuperabile kW

a piastre 481

– Potenza elettrica netta resa ai morsetti dell’alternatore a cos   1 – Potenze termiche recuperabili: dal lato acqua e olio motore dal lato gas di scarico motore – Potenza termica complessiva – Potenze termiche da smaltire: dal lato intercooler calore di irraggiamento del gruppo – Rendimento elettrico – Rendimento termico – Rendimento complessivo

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Fig. 22.3 Schema di centrale di cogenerazione.

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Fig. 22.4 Principio schematico di produzione del caldo e del freddo con cogenerazione.

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– per produzione di acqua surriscaldata 110  130 °C: potenza termica complessiva recuperabile kW portata dell’acqua surriscaldata m3/h – caldaia a recupero di calore dai gas di scarico: tipo potenza termica recuperabile kW temperatura di ingresso dei gas di scarico °C temperatura di uscita dei gas di scarico °C portata dei gas di scarico kg/h temperatura di ritorno dell’acqua °C temperatura di mandata dell’acqua °C 3/h portata dell’acqua surriscaldata m

630 18 a tubi di fumo 630 525 150 5370 100 130 18

Il diagramma dei flussi energetici è riportato nella fig. 22.5. Nella fig. 22.6 è rappesentato lo schema della centrale frigorifera. Questi sistemi trovano ottime applicazioni sia nell’industria (tessile, alimentare, ceramica ecc.) sia nel terziario (ospedali, grandi centri commerciali, alberghi ecc.). I vantaggi sono: – motori molto robusti e con lunghi tempi di utilizzo: sono normali circa 60.000 ore di funzionamento fra una revisione e l’altra; – indice elettrico elevato. Il costo della manutenzione, per funzionamento a pieno carico, si aggira intorno a 10/12 euro per ora di funzionamento, esclusa la revisione generale. –

– – –

– – – – –

Il gruppo di cogenerazione è essenzialmente costituito da: motore a quattro tempi ciclo Otto con sovralimentazione della miscela aria-gas combustibile, completo di impianto di accensione con sistema elettronico, impianto di lubrificazione con pompa a ingranaggi, impianto di raffreddamento acqua motore, sistema gas di scarico ecc.; generatore sincrono trifase autoeccitato, completo di sistema di regolazione automatica della tensione e, nel caso di parallelo con la rete Enel, di regolatore automatico del fattore di potenza; sistema di raffreddamento; sistema recupero calore (bassa temperatura e acqua surriscaldata), composto da: - scambiatore di calore a piastre fra olio/acqua di raffreddamento motore e acqua calda montato su apposito sostegno; - caldaia a recupero di calore dai gas di scarico per la produzione di acqua surriscaldata (tipo a tubi di fumo completa di tutti gli accessori richiesti da ISPESL); sistema by-pass sul lato gas di scarico che permette la deviazione dei fumi direttamente in atmosfera qualora il calore del circuito non venga utilizzato completamente; elettroradiatore per la dissipazione all’esterno del calore proveniente dal raffreddamento del motore che non può essere utilizzato; sistemi di controllo e regolazione automatica; dispositivi di sicurezza; quadro elettrico.

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Fig. 22.5

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Diagramma di flusso per un impianto di cogenerazione con motore alternativo.

Un altro esempio significativo di cogenerazione con motore diesel per uno stabilimento industriale, è illustrato di seguito. Al solito, lo scopo principale e determinante di questa iniziativa è stato quello di contenere i consumi di energia primaria, attraverso la produzione in loco di quasi tutta l’energia elettrica richiesta dallo stabilimento e il recupero contemporaneo di calore, anch’esso occorrente per le lavorazioni svolte nello stabilimento. L’impianto è essenzialmente composto da: – un modulo di cogenerazione alloggiato su telaio metallico comprendente: - un motore a 4 tempi, con 16 cilindri, velocità di rotazione nominale di 1500 giri al primo, alimentato da gas naturale, cilindrata 99,8 litri, con potenza meccanica al giunto di 2000 kW, completo di dispositivi di sicurezza;

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Fig. 22.6 Schema di gruppi ad assorbimento. 1 torri evaporative per assorbitori, 2 torre evaporativa per il gruppo elettrico, 3 gruppi assorbitori, 4 gruppo frigorifero elettrico.

– – – – – – – – –

- un generatore sincrono trifase autoeccitato, potenza omologata pari a 2500 kVA, completo di accessori e regolatori; un trasformatore elevatore con uscita a 15 kV; quadro elettrico di comando e controllo generatore; sistema automatico di raffreddamento motore a mezzo acqua; sistema di stoccaggio e riempimento automatico dell’olio di lubrificazione; catalizzatore ossidante per abbattimento del CO; sistema di recupero calore da olio/acqua, intercooler e fumi con scambiatori di calore per il riscaldamento di acqua depurata destinata al processo; linea di alimentazione gas naturale (metano) al motore; quadro elettrico di comando registrazione e controllo; sistema di sincronizzazione automatica/manuale, risincronizzazione e disaccoppiamento con la rete ENEL;

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– – – –

tubazione e silenziatore gas di scarico; camino per espulsione gas di scarico; impianto per ventilazione sala motore; sistema di raffreddamento di emergenza per la dissipazione del calore non utilizzato; – sistema di rilevazione e sorveglianza di fughe di gas e di sviluppo fumi; – by-pass modulante sullo scambiatore di recupero calore dai fumi e per la regolazione della temperatura acqua depurata; – insonorizzazione generale. – – – – – –

Le principali caratteristiche dell’impianto sono le seguenti. Potenza termica introdotta a pieno carico tramite combustione di gas Potenza elettrica cogenerata (cos ϕ  1) Potenza elettrica netta prodotta (dedotti ausiliari) Potenza termica cogenerata (attraverso riscaldamento di acqua depurata da 15 °C a 60 °C) Potenza erogata complessiva Potenza termica dissipata

kW Nm3/h kW kW

4820 507 1942 1900

kW kW kW

2095 4037 433

Il recupero dell’energia termica è ottenuto utilizzando più scambiatori attraversati in serie dall’acqua calda primaria che è il fluido vettore del calore che viene poi ceduto all’esterno. Dallo schema della fig. 22.7 e dai dati caratteristici qui riportati si può comprendere il funzionamento dell’intero sistema. L’acqua calda primaria in circuito chiuso (60 m3/h) passa dalla temperatura di 68 °C (dopo aver attraversato l’ultimo scambiatore, che è quello dove viene riscaldata l’acqua secondaria da 15 °C a 60 °C, inviata poi ai servizi dello stabilimento) alla temperatura di 88 °C, dopo lo scambiatore sui gas combusti. La sequenza è riportata di seguito. 1) Scambiatore di calore (Qoel) fra olio e acqua calda primaria, di tipo a piastre: - portata acqua calda 60 m3/h - temperatura ingresso 68 °C - temperatura uscita 71,5 °C - potenza termica 244 kW 2) Scambiatore di calore (Qgk1) fra la miscela aria-gas e l’acqua calda primaria (intercooler), per asportare il calore prodotto nella turbocompressione, di tipo ad alette: - portata acqua 30 m3/h - temperatura ingresso 68 °C - temperatura uscita 78,2 °C - potenza termica 356 kW

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Fig. 22.7 Schema semplificato di un gruppo di cogenerazione. Qgk1 scambiatore di calore intercooler - acqua calda (1° stadio); Qgk2 scambiatore di calore intercooler acqua circuito radiatore a tavola (2° stadio); Qoel scambiatore di calore olio - acqua calda; Qkw scambiatore di calore acqua motore - acqua calda; Qag scambiatore di calore gas di scarico - acqua calda; Qww scambiatore di calore di recupero.

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3) Scambiatore di calore (Qkw) fra l’acqua di raffreddamento motore e l’acqua calda primaria, di tipo a piastre: - portata acqua 60 m3/h - temperatura ingresso 71,5 °C - temperatura uscita 77,8 °C - potenza termica 439 kW 4) Scambiatore di calore (Qag) fra gas di scarico e acqua calda primaria, di tipo a fascio tubiero (con i gas di scarico nei tubi): - portata acqua 90 m3/h - temperatura ingresso 77,9 °C - temperatura uscita 88 °C - potenza termica 1056 kW 5) Scambiatore di calore (Qww) fra l’acqua calda primaria e l’acqua depurata inviata all’utenza, di tipo a piastre: primario - portata acqua 90 m3/h - temperatura ingresso 88 °C - temperatura uscita 68 °C - potenza termica 2095 kW secondario - portata acqua 40 m3/h - temperatura ingresso 15 °C - temperatura uscita 60 °C - potenza termica 2095 kW Gli organi interessati alla regolazione della temperatura dell’acqua in uscita dal gruppo di cogenerazione sono: – serranda fumi, per by-passare lo scambiatore sui gas di scarico, – valvole sugli scambiatori acqua, olio e intercooler. La sequenza prevede, in caso di innalzamento della temperatura dell’acqua di recupero, prima l’intervento della serranda di by-pass sullo scambiatore dei fumi e, successivamente, quello delle valvole sugli altri scambiatori; ovviamente la sequenza sarà inversa se la temperatura dell’acqua si abbassa. Il calcolo del risparmio energetico può essere fatto considerando i seguenti parametri. – Energia termica cogenerata:

Pta  Pttot  ore/anno  3,6/1000

(GJ/a)

dove: Pttot  potenza termica oraria totale cogenerata (kW) ore/anno  ore annue di funzionamento del cogeneratore alla max potenza (ore equivalenti) (h/a) 3,6  coefficiente di trasformazione da kWh a MJ

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– Energia elettrica cogenerata:

Pea  Petot  Ore/anno  9,6/1000

(GJ/a)

dove:  potenza elettrica totale cogenerata, resa netta (kW) Petot ore/anno  ore annue di funzionamento del cogeneratore alla max potenza (ore equivalenti), uguali a quelle della produzione termica (h/a) 9,6  coefficiente di trasformazione da kWhele a MJ (3,6/rendimento produzione energia elettrica) – Consumo annuo:

Ca  consumo specifico  Petot  ore/anno  1,1

(GJ/a)

dove: consumo specifico  consumo specifico di combustibile per kW/h elettrico  9473 (kJ/kWh)  potenza elettrica totale cogenerata, resa netta (kW) Petot ore/anno  ore annue di funzionamento del cogeneratore alla max potenza (ore equivalenti) uguali a quelle della produzione termica (h/a) 1,1  coefficiente maggiorativo per compensazione autoconsumi (ved. calcolo ENEA) – Produzione termica sostituita:

Pts  Pta/η

(GJ/a)

dove: Pta  energia termica cogenerata (GJ/a) η  rendimento convenzionale di caldaie di tipo industriale: 0,85 (ved. rendimenti ENEA) – Risparmio energetico annuo: ReA  Pts  Pea  Ca

(GJ/a)

– Indice di valutazione: ReA  anni di vita utile IV  –––––––––––––––––––––– investimento (ML)

(GJ/ML)

dove: ML  milioni di euro Gli anni di vita utile da prendere in considerazione sono 10. Per la Regione Lombardia è possibile richiedere un finanziamento solo se IV  150 (GJ/ML) 22.1.2 Turbine a gas. La produzione di energia elettrica si ottiene con un alternatore accoppiato a una turbina in cui si espandono i gas prodotti dalla combustione di gas naturale. Il gas ad alta pressione e l’aria, pressurizzata con un compressore, sono convogliati in un combustore; i gas di scarico passano, quindi, in turbina e poi allo scarico (alla temperatura di 400  600 °C) (fig. 22.8) per essere inviati in una

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caldaia a recupero per la produzione di vapore, acqua surriscaldata, olio diatermico ad alta temperatura ecc. L’elevato contenuto in ossigeno di questo gas (visto che la combustione avviene, per esigenze tecnologiche, con un grande eccesso d’aria), consente anche di utilizzarlo quale fluido comburente in una caldaia in cui viene addotto solo altro combustibile: si parla in tal caso di postcombustione, che consente di ottenere alti rendimenti, anche se a scapito dell’indice elettrico visto che aumenta l’energia termica prodotta. Nella fig. 22.9 è rappresentato il diagramma di flusso relativo a una turbina a gas da 1000 kWe. Le turbine a gas disponibili hanno potenze che vanno da 700  18.000 kW, per arrivare, per le grosse unità, fino a 200 MW. I vantaggi sono dati da: costi di installazione e manutenzione più bassi rispetto a quelli relativi ai motori alternativi; facilità e rapidità di posa in opera; ingombri ridotti; energia termica disponibile a temperatura elevata; possibilità di aumentare la potenza termica con la postcombustione. Un particolare vantaggio è quello derivante dalle limitate emissioni inquinanti in atmosfera, specie di NOx, viste le particolari condizioni di combustione e dei notevoli eccessi d’aria. Ciò è reso ancora più evidente quando sia prevista l’iniezione di vapore nella camera di combustione. L’iniezione, oltre ad abbattere fino a 25 ppm l’NOx presente nelle emissioni, consente forti incrementi di potenza. Se, infatti, parte del vapore prodotto nella caldaia a recupero, viene inviata nel combustore, oltre a ottenere un attemperamento della fiamma, si ha un’espansione di questo vapore nella turbina assieme ai gas di scarico con un grande aumento della potenza meccanica ottenibile. I cicli che consentono questi migliori rendimenti sono il ciclo STIG (Steam Injected Gas Turbine) e il ciclo Cheng. Fra gli svantaggi si possono considerare il costo del personale addetto, che deve essere specializzato, e l’unicità del combustibile: il gas naturale. Il campo di impiego tipico è nell’industria (ceramica, cartaria, tessile ecc.) e nel terziario (ospedali ecc.). L’impianto è essenzialmente costituito da: – turboalternatore con turbina a gas, giunto riduttore di velocità, generatore sincrono trifase; – caldaia a recupero per produzione vapore; – sistema di scarico e by-pass dei gas di scarico; – sistema di postcombustione; – elettropompe alimento acqua caldaia; – elettropompe per acqua al degasatore; – degasatore termofisico per l’acqua di alimento caldaia; – serbatoio raccolta condense; – compressore (eventuale) per gas naturale; – sistemi di regolazione, controllo e sicurezza; – quadri elettrici di comando e controllo.

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Fig. 22.8

Fig. 22.9

Schema di turbina a gas.

Diagramma di flusso per cogenerazione con turbina a gas.

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22.1.3 Turbine a vapore. Negli impianti di produzione di energia elettrica con turbine a vapore si sfrutta al massimo il salto entalpico disponibile e, pertanto, il vapore viene fatto condensare a pressione inferiore a quella atmosferica e a temperature basse ( 35 °C), tale, quindi, da non consentire ulteriori sfruttamenti. Per poter utilizzare il vapore a fini termici occorre, pertanto, limitare l’espansione in turbina a valori di pressione più elevati e si parla in tal caso di turbina in contropressione (fig. 22.10). La potenza elettrica generata è inferiore a quella ottenibile con il sistema a condensazione ma la riduzione è compensata dall’energia termica recuperata (fig. 22.11). La produzione di energia elettrica è correlata all’utilizzo di energia termica, visto che tutto il vapore destinato all’utenza passa in turbina. Un’altra configurazione impiantistica prevede lo spillamento di vapore, ossia non tutto il vapore inviato in turbina viene condensato a bassa pressione ma una parte viene derivata da uno stadio intermedio e inviata all’utenza. In queste turbine, quindi, si priva una parte del ciclo di potenza di una frazione di vapore. Ciò determina, a seconda del livello di pressione e di temperatura del vapore spillato, una riduzione di resa in termini di energia elettrica. Queste macchine sono, però, particolarmente adatte in tutti quei casi in cui occorra avere una grande flessibilità di funzionamento con ampie possibilità di modulare la produzione di energia termica ed elettrica a seconda delle richieste. I vantaggi di questa soluzione sono dovuti alla possibilità di impiego di qualsiasi tipo di combustibile in relazione al generatore utilizzato. Si tratta per lo più di realizzazioni per potenze elevate che richiedono, quindi, un notevole impegno sia tecnico sia finanziario. Per la gestione è richiesto personale specializzato. I principali componenti dell’impianto sono: – generatore di vapore surriscaldato completo di tutti gli accessori; – turboalternatore con turbina a vapore, giunto riduttore di velocità, generatore sincrono trifase; – serbatoio raccolta condense e degasatore termofisico; – gruppi di pompe di alimentazione del degasatore e del generatore di vapore; – desurriscaldatore per regolazione vapore alle utenze; – apparecchiature di regolazione, controllo e sicurezza; – quadri elettrici. 22.1.4 Ciclo combinato. Nel ciclo combinato si prevede la presenza contemporanea di turbogas e di turbina a vapore; i gas di scarico del turbogas, infatti, vengono utilizzati per produrre, in un generatore a recupero, vapore ad alta pressione che viene inviato in una turbina a vapore. Si ottiene così altra energia elettrica oltre a quella prodotta con il turbogas. Il vapore ridotto di pressione, in uscita dalla turbina a vapore, verrà finalmente inviato all’utenza per gli usi termici. Lo schema semplificato dell’impianto è riportato nella fig. 22.12. La turbina a vapore può essere a condensazione, a derivazione e spillamento o a contropressione, secondo che si desideri massimizzare la produzione di energia elettrica o ricavare vapore per usi di processo o teleriscaldamento.

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Fig. 22.10

Schema di impianto di cogenerazione con turbina a vapore in contropressione.

Fig. 22.11

Diagramma di flusso per cogenerazione con turbina a vapore.

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Fig. 22.12

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Schema di impianto a ciclo combinato.

Gli schemi di impianto di un ciclo combinato turbina a gas/turbina a vapore sono molteplici, potendosi avere diverse soluzioni per la turbina, come già accennato, e per la caldaia di recupero. Sotto quest’ultimo aspetto si può operare la seguente suddivisione: – cicli a recupero semplice; – cicli con postcombustione; – cicli a combustione totale. Il ciclo con recupero semplice prevede l’installazione, allo scarico della turbina a gas, della caldaia di recupero, provvista di economizzatore, evaporatore e surriscaldatore. Il vapore così prodotto viene poi inviato alla turbina, che, come già detto, può essere di tipo a spillamento o a contropressione.

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Nel caso di impianti a condensazione, circa il 65-70% dell’energia elettrica prodotta dal ciclo proviene dalla turbina a gas, mentre il rimanente 20-25% viene ricavato dalla turbina a vapore. Il ciclo con postcombustione differisce dal precedente per la presenza di bruciatori supplementari all’interno della caldaia. Nel ciclo a combustione totale i gas di scarico della turbina a gas vengono convogliati, come aria di combustione, ai bruciatori di un generatore di vapore tradizionale. In impianti di questo tipo con turbina a vapore a condensazione, la turbina a gas produce circa il 20% dell’energia totale del ciclo e la turbina a vapore l’80%. Di norma una centrale è composta da gruppi cogenerativi e da gruppi semplici. Gli impianti combinati rappresentano uno dei modi più significativi per attuare il principio dell’“energia totale” (total energy) che propone l’utilizzazione del calore normalmente perso nei processi di produzione termoelettrica. Tale calore può essere utilizzato, in una rete di teleriscaldamento, sia per riscaldamento invernale che per raffrescamento estivo (per mezzo di gruppi ad assorbimento). I cicli combinati si applicano anche alla produzione di sola energia elettrica. Il sistema consente di ottenere, pur con impianti molto complessi, valori di rendimento più elevati che con gli altri sistemi e così anche una più elevata frazione di energia elettrica prodotta. Il diagramma di flusso è riportato nella fig. 22.13. Il ciclo combinato ha anche il vantaggio di essere estremamente flessibile nella ripartizione fra energia elettrica e termica, prodotte in condizioni di carico parziale. Si possono, infatti, modificare le modalità di funzionamento del ciclo, considerate le ampie possibilità presenti. Gli svantaggi sono quelli già visti per gli impianti con turbina a vapore e per quelli con turbina a gas.

22.2

ANALISI TECNICA

Ai fini del riconoscimento della produzione combinata di energia elettrica e calore come cogenerazione, l’indice di risparmio di energia (IRE) deve assumere un valore non inferiore a quello minimo che, fino al dicembre 2005, è fissato pari al 5,0% per gli impianti esistenti e pari all’8,0% per i rifacimenti di sezioni di impianto e pari al 10% per le sezioni di nuova realizzazione. Per il calcolo dell’IRE occorre premettere alcune definizioni. Ec  energia primaria dei combustibili utilizzati da una sezione di produzione combinata di energia elettrica e calore. È il contenuto energetico dei combustibili utilizzati, pari al prodotto del peso o del volume di ciascun tipo di combustibile utilizzato nel corso dell’anno solare, per il rispettivo potere calorifico inferiore (MWh). Ee  produzione di energia elettrica netta di una sezione di produzione combinata di energia elettrica e calore. È la quantità di energia elettrica lorda prodotta dalla sezione nell’anno solare, diminuita dell’energia elettrica destina-

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Fig. 22.13

Et

ηs

ηts

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Diagramma di flusso di impianto a ciclo combinato.

ta ai servizi ausiliari della sezione e delle perdite nei trasformatori principali (MWh).  produzione di energia termica utile di una sezione di produzione combinata di energia elettrica e calore. È la quantità di energia termica utile prodotta dalla sezione nell’anno solare, effettivamente e utilmente utilizzata a scopi civili o industriali, pari alla differenza tra il contenuto entalpico del fluido vettore in uscita e in ingresso misurato alla sezione di separazione tra la sezione di produzione e la rete di distribuzione del calore, al netto dell’energia termica eventualmente dissipata in situazioni transitorie o di emergenza (scarichi di calore) (MWh).  rendimento elettrico netto medio annuo di un impianto destinato alla sola produzione di energia elettrica. È il rapporto tra la produzione annua netta di energia elettrica e l’energia primaria del combustibile immessa annualmente nell’impianto, entrambe riferite all’anno solare.  rendimento termico netto medio annuo di un impianto destinato alla sola produzione di energia termica. È il rapporto tra la produzione annua netta di

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energia termica e l’energia primaria del combustibile immessa annualmente nell’impianto, entrambe riferite all’anno solare. IRE  indice di risparmio di energia. È il rapporto tra il risparmio di energia primaria conseguito dalla sezione di cogenerazione rispetto alla produzione separata delle stesse quantità di energia elettrica e termica e l’energia primaria richiesta dalla produzione separata. È definito dalla formula: Ec IRE  1  ––––––––––––– Ee Et ––––  –––– es p ts

(22.1)

Qualora l’energia termica venga utilizzata in parte per usi civili (Et civ ) e in parte per usi industriali (Et ind ), occorrerà introdurre nell’espressione (22.1) questi valori e i relativi rendimenti. p è un coefficiente che rappresenta le minori perdite di trasporto e di trasformazione dell’energia elettrica che gli impianti cogenerativi comportano quando autoconsumano l’energia elettrica autoprodotta, evitando le perdite associate al trasporto di energia elettrica fino al livello di tensione cui gli impianti stessi sono allacciati o quando immettono energia elettrica nelle reti di bassa o media tensione, evitando le perdite sulle reti, rispettivamente, di media e alta tensione. Per gli impianti di media tensione p è uguale a 0,965. Un altro rapporto da tener presente è il limite termico LT: rapporto tra l’energia termica utile annualmente prodotta Et e l’effetto utile complessivamente generato su base annua dalla sezione di produzione combinata di energia elettrica e calore, pari alla somma dell’energia elettrica netta e dell’energia termica utile prodotte (Ee  Et), riferiti all’anno solare, secondo la seguente formula: Et LT  –––––––– Ee  Et

(22.2)

Il limite termico LT non deve essere inferiore al valore minimo LTmin che, fino al 31 dicembre 2005, viene fissato pari a 0,150 (15,0%). Nel caso di sezioni di nuova realizzazione che soddisfino la condizione di IREmin di cui sopra, ma non soddisfano la condizione per il limite termico LT, è ammessa, ai soli fini dell’esenzione dall’obbligo previsto dall’articolo 11, comma 1, del Decreto Legislativo n. 79/99, l’esenzione dal predetto obbligo per la quota di energia elettrica che soddisfa il limite termico di 0,150 (15,0%). Ai fini dei benefici previsti dall’articolo 3, comma 3, del Decreto Legislativo n. 79/99, si assume che nel calcolo del limite termico LT per gli impianti di produzione combinata di energia elettrica e calore con potenza nominale inferiore a 10 MVA la sezione coincida con l’impianto. I valori di riferimento dei parametri es, ts, LTmin e IREmin, come riportato, sono in vigore fino al 31 dicembre 2005 e vengono aggiornati dall’autorità con periodicità triennale.

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CRITERI DI SCELTA

Per la scelta del sistema di cogenerazione più adatto ai casi che si presentano in pratica, è necessario procedere a un’analisi dettagliata delle esigenze e dei fabbisogni di energia elettrica e termica, fra di loro correlati. Occorrerà, quindi, considerare: – il rapporto fra potenza termica e potenza elettrica richiesta; – la temperatura massima richiesta dall’utenza per lo sfruttamento del calore recuperato; – l’andamento nel tempo dei carichi termici ed elettrici. Alcune considerazioni, comunque, sono ormai ritenute acquisite: – nella realizzazione di una centrale di cogenerazione è opportuno che la potenza installata sia dimensionata per soddisfare soltanto il fabbisogno di base: un sovradimensionamento sarebbe antieconomico perché porta a maggiori oneri di installazione e a funzionamenti con basso rendimento; – è bene verificare la possibilità di soddisfare le esigenze dell’emergenza, specie nel caso di impianti particolarmente delicati come quelli per gli ospedali; – è consigliabile, se possibile, suddividere la potenza su due o più gruppi sia per la riserva implicita sia per l’opportunità di far funzionare sempre le macchine al massimo rendimento. Per la valutazione della convenienza economica è necessario eseguire un progetto preliminare dettagliato che tenga conto di tutti i componenti in maniera tale da poter determinare sia il costo di investimento sia quello di gestione e così poterne desumere i risparmi conseguibili. A titolo indicativo si riportano nella tab. 22.2 i costi indicativi unitari (€/kWe) di investimento (acquisto e installazione) per diversi tipi di motori nonché i costi di manutenzione. Tab. 22.2 Tipo di centrale con motori alternativi con turbine a gas con turbine a vapore

Costi unitari indicativi di centrali di cogenerazione Potenze (kWe ) 300  4000 700  18.000 800  2000

Investimenti (€/kWe )

Costo manutenzione(*) (€/h di moto)

500  600 1000  2600 1000  2600

 12 8  0,005

(*) Esclusa revisione generale e olio lubrificante.

I risparmi, in termine di energia primaria, conseguibili mediante la cogenerazione sono valutabili nell’ordine del 40  50%, mentre i risparmi in termini monetari possono essere molto diversi. Ciò dipende oltre che dall’effettivo grado di utilizzo dell’impianto, anche dalle tariffe del gas e dell’energia elettrica. È ovvio, infatti, che maggiore è il quantitativo annuo di energia elettrica e termi-

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ca cogenerata, più elevati sono i risparmi conseguibili e, quindi, più velocemente si ha il rientro dell’investimento e maggiore è la convenienza dell’intervento. Sarà, inoltre, necessaria, per una corretta valutazione della convenienza, un’accurata analisi dei valori dell’energia elettrica autoprodotta, autoconsumata, ceduta e acquistata nelle varie condizioni d’impiego e situazioni tariffarie. Determinanti sono anche, oltre alle imposte da applicare, i costi del gas, che purtroppo nel settore civile sono ancora molto variabili, non facilmente definibili e spesso più alti di quanto sarebbe giusto. A conclusione delle considerazioni fatte, è utile osservare che una delle caratteristiche più importanti dell’impianto deve essere quella di consentire un funzionamento ottimale dei macchinari anche in condizioni di carico parziale; è, dunque, essenziale che il sistema presenti la massima flessibilità nell’adeguarsi ai carichi. Proprio in quest’ottica risultano particolarmente interessanti le turbine a ciclo STIG, in grado di sfruttare sempre tutta l’energia termica recuperata, inviandola all’utenza, quando richiesta, o utilizzandola, integralmente o in parte, per aumentare la potenza elettrica e il rendimento della turbina, quando la richiesta dell’utenza termica è inferiore al recupero disponibile. Si è osservato, tuttavia, che l’iniezione di vapore costituisce un’operazione di per sé non conveniente, in quanto riduce il risparmio energetico conseguibile.

22.4

ANALISI ECONOMICA

La scelta di un impianto non tradizionale può comportare un costo di investimento superiore, con costi di gestione minori. È necessario, perciò, effettuare uno studio circa la fattibilità economica, considerando, quindi: i costi di costruzione, i costi di gestione, ivi compresi quelli di manutenzione. I parametri caratteristici da tener presente sono i seguenti. – Capitale investito: è l’esborso finanziario necessario alla costruzione delle centrali. – Costo del capitale: consiste nel costo medio di tutti i mezzi di finanziamento (prestiti, azioni, obbligazioni ecc.) utilizzati per coprire l’entità dell’investimento. Per impianti di piccola taglia, che richiedono brevi tempi di realizzazione (inferiore a 2 anni), non si tiene generalmente conto di interessi passivi e di eventuali variazioni di costo durante la costruzione. – Costi di gestione. – Vita economica dell’impianto: è il numero di anni in cui si ipotizza che l’impianto possa essere utilizzato vantaggiosamente; spesso viene fatto coincidere con gli anni considerati a termine di legge per l’ammortamento, anche se la vita tecnica è superiore. – Tasso di inflazione: interviene in modi diversi nei calcoli secondo le metodologie utilizzate. Gli indicatori economici che possono essere utilizzati sono diversi, quelli di più semplice e immediato utilizzo sono i seguenti.

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Pay-back semplice: PBS È definito come il tempo necessario per recuperare il maggiore investimento; se questo lo si indica con Io e R è il risparmio ottenuto (supposto costante negli anni) si ricava: Io PBS  ––– R

(anni)

(22.3)

È l’indicatore più semplice e immediato, ma considera costante nel tempo il valore del denaro. Valore attuale netto: VAN Il metodo di valutazione più utilizzato per poter decidere della bontà o meno di un investimento è quello del valore attuale netto (VAN). Il metodo consente di tener conto del costo del denaro, dell’inflazione, delle variazioni nel tempo dei costi che determinano le spese di gestione e, quindi, tiene conto del risparmio lungo tutta la vita dell’impianto. Se si indicano con: Io  il maggiore investimento (supposto concentrato all’inizio della vita dell’impianto) dell’impianto con cogenerazione rispetto a quello tradizionale; r  il tasso di sconto reale, quale si avrebbe senza inflazione; f  il tasso di inflazione; Re  il risparmio annuo di energia elettrica; Rc  il risparmio annuo di combustibile; Rm  il risparmio annuo di manutenzione; fe, fc, fm  gli aumenti percentuali annui relativi all’energia elettrica, al combustibile e alla manutenzione (nell’ipotesi cioè in cui i tassi di evoluzione dei prezzi unitari dei benefici siano diversi dal tasso di inflazione f); j  l’indice dell’anno; n  la vita dell’investimento, in anni; si può scrivere, supponendo costanti al variare degli anni i risparmi Ri: n n Re (1  fe) j Rc (1  fc) j Rm (1  fm) j VAN  ––––––––––––––  ––––––––––––––  –––––––––––––– (22.4) j1 (1  r) j (1  f ) j j1 (1  r) j (1  f ) j j1 (1  r) j (1  f ) j n

Il VAN, quindi, rappresenta il risparmio ottenuto tramite un impianto speciale nell’arco della sua vita, calcolato rispetto alla soluzione tradizionale ed espresso in moneta attuale. L’investimento sarà tanto più redditizio quanto più il VAN, al termine della vita utile, è maggiore di zero. Per precisione va detto che l’espressione più generale del VAN tiene conto della quota annua di ammortamento e delle tasse ma già nella forma su indicata è atto a far decidere sulla bontà di un investimento. Il metodo del VAN è soggettivo in quanto alcune variabili che intervengono nel calcolo sono fissate in base a ipotesi che possono non verificarsi nel futuro; è,

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comunque, interessante perché cerca di tener conto dei diversi parametri in gioco e fornisce, in ogni caso, utili indicazioni su quanto convenga fare al variare delle ipotesi di base. Tasso interno di redditività: IRR Il tasso interno di redditività o tasso di rendimento interno rappresenta il tasso di sconto nominale che, al termine del 20° anno, annulla il VAN; in altre parole è quel tasso nominale per cui la somma dei benefici eguaglia la somma dei costi. Maggiore, quindi, è la differenza fra il tasso interno di redditività e il costo del denaro, più redditizio è l’investimento. Una volta studiata una soluzione e individuati i costi di investimento e di gestione si può passare al calcolo di questi indicatori economici e valutarne la convenienza. Qualora questa non fosse dimostrata si possono sempre variare le scelte iniziali e, con sistemi di calcolo neanche troppo sofisticati, pervenire alla soluzione ottimale.

22.5

LA PRODUZIONE DI FREDDO ABBINATA ALLA COGENERAZIONE

Si è visto nel paragrafo 22.1.1 uno schema di centrale di cogenerazione abbinata alla produzione di freddo con macchine ad assorbimento. Con queste macchine, infatti, è possibile ottenere acqua refrigerata a 6  7 °C utilizzando nel generatore acqua surriscaldata a 105  130 °C, oppure vapore saturo a 1,5  2 bar. Con le macchine a semplice stadio il COP (Coefficient of Performance) è eguale a 0,5  0,7, vale a dire che per ogni 1000 kWt forniti, la potenza frigorifera ottenibile è pari a 500  700 kWf; nelle macchine bistadio, invece, il COP sale fino a 1,0 circa, ma occorrono fluidi a più alta temperatura: vapore saturo a 810 bar. Quando si ha la possibilità di impiegare il calore recuperato per la produzione del freddo si ha un netto miglioramento dell’utilizzazione dell’impianto che potrà funzionare per un numero di ore più elevato che non nel caso di solo riscaldamento invernale e produzione di acqua calda sanitaria.

22.6

LA NORMATIVA

Gli impianti di cogenerazione, stante anche la loro natura, sono soggetti a diverse normative, che sostanzialmente sono: – norme di sicurezza obbligatorie, – norme di carattere energetico. Per quanto riguarda le norme di sicurezza si richiamano le seguenti. Decreto del Ministero dello sviluppo economico del 22 gennaio 2008, n. 37: Regolamento concernente l’attuazione dell’articolo 11-quaterdecies, comma 13, lettera a) della legge n. 248 del 2 dicembre 2005, recante riordino delle disposizioni

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in materia di attività di installazione degli impianti all’interno degli edifici. Il decreto si applica agli impianti posti al servizio degli edifici, indipendentemente dalla destinazione d’uso, collocati all’interno degli stessi o delle relative pertinenze. Gli impianti sono classificati fra l’altro come: a) impianti di produzione, trasformazione, trasporto, distribuzione, utilizzazione dell’energia elettrica; b) impianti di riscaldamento, di climatizzazione, di condizionamento e di refrigerazione di qualsiasi natura o specie, comprese le opere di evacuazione dei prodotti della combustione e delle condense di ventilazione e aerazione dei locali; c) impianti idrici e sanitari di qualsiasi natura o specie; d) impianti per la distribuzione e l’utilizzazione di gas di qualsiasi tipo, comprese le opere di evacuazione dei prodotti della combustione e ventilazione e aerazione dei locali. Il DM 12.4.1996: Approvazione della regola tecnica di prevenzione incendi per la progettazione, la costruzione e l’esercizio degli impianti termici alimentati da combustibili gassosi. Decreto del Ministero dell’interno 22.10.07: Approvazione della regola tecnica di prevenzione incendi per la installazione di motori a combustione interna accoppiati a macchina generatrice elettrica o a macchina operatrice a servizio di attività civili, industriali, agricole, artigianali, commerciali e di servizi (ex circolare 31 del 31.8.1978 e circolare ministeriale 8.7.03, n. 12). La Norma CEI 64-2: Impianti elettrici nei luoghi con pericolo di esplosione. Prescrizioni inerenti i dispositivi di sicurezza per le diverse apparecchiature previste in una centrale di cogenerazione (generatori di calore, di vapore, scambiatori, vasi di espansione ecc.) secondo il DM 1-12-1975, che emana le norme di sicurezza per gli apparecchi contenenti acqua surriscaldata (Raccolta H), le norme di sicurezza per gli apparecchi contenenti liquidi caldi sotto pressione (Raccolta R). Per la legislazione sulla protezione dell’ambiente occorrerà tener conto dei vincoli e degli adempimenti connessi con l’impatto ambientale. Inquinamento atmosferico DPR 203/88: Attuazione delle direttive CEE in materia di qualità dell’aria; DPR n. 203 del 24.5.1988: Attuazione delle direttive CEE numeri 80/779, 82/884, 84/360 e 84/203 concernenti norme in materia di qualità dell’aria, relativamente a specifici agenti inquinanti, e di inquinamento prodotto dagli impianti industriali, ai sensi dell’art. 15 della Legge 16 aprile 1987, n. 183; DM 8.5.1989: Limitazione delle emissioni nell’atmosfera di taluni inquinanti originati dai grandi impianti di combustione; DPCM 21.7.1989: Atto di indirizzo e coordinamento alle regioni, ai sensi dell’art. 9 della Legge 8 luglio 1986, n. 349, per l’attuazione e l’interpretazione del Decreto del Presidente della Repubblica 24 maggio 1988, n. 203, recante norme in materia di qualità dell’aria relativamente a specifici agenti inquinanti e di inquinamento prodotto da impianti industriali; DM 12.7.1990: Linee guida per il contenimento delle emissioni inquinanti degli impianti industriali e la fissazione dei valori minimi di emissione;

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DPR 25.7.1991: Modifiche all’atto di indirizzo e coordinamento in materia di emissioni poco significative e di attività a ridotto inquinamento atmosferico, emanato con DPCM in data 21 luglio 1989. Tutela delle acque Legge n. 319 del 10.3.1976: Norme per la tutela delle acque dall’inquinamento; D. legislativo n. 275 del 12.7.1993: Riordino in materia di concessioni di acque pubbliche; Legge regionale n. 33 del 16.4.1985: Norme per la tutela dell’ambiente. Inquinamento acustico Legge-quadro sull’inquinamento acustico n. 447 del 26.10.1995 e DPCM del 14.11.1997: Determinazione dei valori limiti delle sorgenti sonore (emesso in attuazione dell’art. 3, comma 1, lettera a della Legge n. 447). D. legislativo n. 277 del 15.8.1991: Attuazione delle direttive CEE numeri 80/1107, 82/605, 83/477, 86/188 e 88/642, in materia di protezione dei lavoratori contro i rischi derivanti da esposizioni ad agenti chimici, fisici e biologici, durante il lavoro a norma dell’art. 7 della Legge 30 luglio 1990, n. 212. Per quanto riguarda la normativa tecnica si ricordano le seguenti. Norma CEI 11.20: Impianti di produzione diffusa di energia elettrica fino a 3000 kW; Norma ENEL DV 1603: Criteri di allacciamento di impianti di autoproduzione alla rete di distribuzione dell’ENEL; Norma UNI 8888/88: Gruppi per la produzione combinata di energia elettrica e calore azionati da motori a combustione interna. Metodi di prova in laboratorio; Norma UNI 9927/92: Gruppi per la produzione combinata di energia elettrica e calore azionati da motori alternativi a combustione interna. Metodi di prova in campo; Norma UNI 9481/89: Generatori di vapore a recupero. Collaudo energetico.

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Per teleriscaldamento si intende un servizio pubblico (a disposizione, quindi, di tutti i cittadini, di tutte le attività industriali, commerciali, terziarie, poste nell’area servita dalla rete) che provvede alla distribuzione di un fluido termovettore (acqua calda o surriscaldata per uso riscaldamento e sanitario e, in alcuni casi, acqua refrigerata per il raffrescamento). Il nome di teleriscaldamento è suggerito dalla distanza fra il luogo di produzione e i punti di utilizzo. In Francia si parla di chauffage urbain e nei paesi di lingua inglese di District heating. All’interno del teleriscaldamento occorre fare una distinzione fra: – riscaldamento di quartiere; – riscaldamento urbano. Il riscaldamento di quartiere è un impianto rivolto a un’area ben definita, il quartiere appunto, e come tale è caratterizzato da staticità dovuta alla precisa determinazione dei fabbisogni di calore. Il riscaldamento urbano è costituito da un insieme di impianti di riscaldamento centralizzati di una città o parte di essa, progettati avendo di mira lo sviluppo della città e, quindi, ipotizzando una distribuzione di calore che possa subire nel tempo ampie variazioni. L’impostazione è quindi dinamica. Sistema di teleriscaldamento a cogenerazione. Insieme degli elementi funzionalmente associati e atti a realizzare e controllare un processo di cogenerazione, nonché a trasferire, in parte o integralmente, il calore generato al sistema degli utilizzatori termici non ubicati presso la centrale o sistema di cogenerazione. Convenzionalmente inizia: – con le flange del sistema di misura o stoccaggio (o altro elemento di confine ben definito) relative all’adduzione dei fluidi o solidi partecipanti alla combustione; – con i punti di ingresso di energia termica, elettrica o meccanica assorbita per gli ausiliari, qualora detta energia sia fornita da altri sistemi; – con gli apparati comunque ricevitori di energia e/o di fluidi necessari per realizzare il processo; e termina: – alle flange (o altro elemento di confine ben definito) verso il sistema degli utilizzatori termici; – coi terminali di fuoriuscita per la dispersione dei fluidi trattati e del calore inutilizzato; – al giunto verso la macchina operatrice, in caso di produzione di energia meccanica;

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– ai morsetti di uscita del sistema (al netto di tutti gli assorbimenti interni); se l’interconnessione con altri sistemi elettrici avviene mediante trasformatori i predetti morsetti coincidono con i terminali di ingresso (lato generatori) e trasformatori. Il sistema di teleriscaldamento a cogenerazione comprende quindi, oltre alla centrale di cogenerazione, anche la/e eventuali rete/i di distribuzione del calore, comprensive di quanto pertinente la circolazione dei fluidi vettori del calore stesso”. L’impianto di teleriscaldamento si compone principalmente dei seguenti elementi. – Una o più centrali termiche ove viene prodotto (in modo semplice o combinato) il calore. Vi si trovano tutti gli impianti per il trattamento e il movimento del fluido vettore: nel caso più frequente, di acqua calda surriscaldata. Vi sono installati: l’impianto di trattamento dell’acqua, il vaso di espansione, eventuali accumulatori e le pompe di circolazione. – Ogni centrale è normalmente composta da più unità produttive per ragioni di modularità di costruzione e di esercizio e per funzioni di riserva. – Una rete di trasporto e distribuzione realizzata con due tubazioni affiancate di uguale diametro: una per la mandata e una per il ritorno. – Un complesso di sottocentrali, una per ogni utente o gruppo di utenze, ove viene regolato e misurato il trasferimento di calore dalla rete cittadina all’impianto di riscaldamento interno all’edificio. Negli impianti moderni si adottano centrali con scambiatore “acqua-acqua”. Il fluido distribuito, quindi, rimane in circolo mentre il calore è trasferito all’impianto interno. La centrale di produzione può essere sostituita (o integrata) con l’apporto di energia termica proveniente da: – pozzi geotermici (es.: Ferrara); – “cascami energetici” di provenienza industriale (es.: Mantova); – impianti termorecuperatori da combustione di rifiuti (es.: Brescia); – caldaie alimentate da scarti di legname (es.: val Pusteria – biomasse); – centrali termoelettriche (es.: Torino). 23.1

TIPOLOGIE IMPIANTISTICHE

Si riporta una sintetica descrizione di un impianto di teleriscaldamento completo scritta dal Prof. Evandro Sacchi del Politecnico di Milano, anni or sono. “L’impianto di teleriscaldamento si compone principalmente di: – una o più centrali termiche ove viene prodotto (in modo semplice e combinato) il calore; vi si trovano tutti gli impianti per il trattamento ed il movimento del fluido vettore: nel caso più frequente, di acqua calda surriscaldata; vi sono installati: l’impianto di trattamento dell’acqua, il vaso di espansione, eventuali accumulatori e le pompe di circolazione; – ogni centrale è normalmente composta da più unità produttive, per ragioni di modularità di costruzione e di esercizio e per funzioni di riserva; – una rete di trasporto e distribuzione realizzata con due tubazioni affiancate di uguale diametro: una per la mandata ed una per il ritorno;

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– un complesso di sottocentrali, una per ogni utenza o gruppo di utenze, ove viene regolato e misurato il trasferimento di calore della rete cittadina all’impianto di teleriscaldamento interno all’edificio. – – – – – –

Il sistema di produzione del vettore termico immesso in rete può essere costituito da: centrali termoelettriche di cogenerazione; impianti di termovalorizzazione dei rifiuti solidi urbani; recupero di calore da cascami energetici di provenienza industriale; recupero di calore da pozzi geotermici; caldaie alimentate da biomassa; caldaie di integrazione e riserva.

È possibile utilizzare uno di questi sistemi o, più generalmente, un’integrazione dei medesimi.” 23.1.1 Impianti semplici. L’impianto di teleriscaldamento si definisce semplice quando la centrale è costituita esclusivamente da caldaie con sola produzione di calore per usi vari (riscaldamento, acqua sanitaria ecc.). Le caldaie possono essere: – a vapore, con scambiatore vapore di caldaia/acqua di rete; – ad acqua calda o surriscaldata nel caso in cui l’acqua di rete si riscaldi nell’attraversare direttamente le caldaie. La potenzialità complessiva installata deve essere pari al fabbisogno dell’utenza alla punta del carico, aumentata della riserva, quest’ultima variabile a seconda della conformazione della centrale stessa, e cioè del numero e della taglia delle caldaie. L’opportunità di suddividere la potenza complessiva su più unità deriva, anche per impianti di modeste dimensioni, dalla convenienza di far funzionare il più possibile, per tutto il periodo di funzionamento, le caldaie a carichi elevati con conseguenti alti rendimenti. Per caldaie di grosse dimensioni, complete di preriscaldatori d’aria, si arriva a rendimenti superiori al 90%. Il rendimento effettivo medio annuo delle caldaie di condominio è invece un dato estremamente variabile. Concorre a farne abbassare il valore una molteplicità di fatti tra i quali: il dimensionamento eccessivo della caldaia, e quindi una marcia a carichi troppo parzializzati, la cattiva regolazione, la scarsa manutenzione, l’insufficiente coibentazione, il funzionamento a temperatura troppo alta, la combinazione caldaia-preparatore d’acqua calda per uso igienico-sanitario ecc. Si può pertanto stimare, in via prudenziale, che la differenza di rendimento fra le utenze funzionanti con impianto autonomo a gas o a combustibile liquido e quello delle stesse utenze allacciate al teleriscaldamento, si localizzi almeno intorno al 15%. Le perdite di distribuzione non superano il 6-8%, in termini annui. Un tale tipo di impianto si giustifica in via definitiva solamente laddove la densità abitativa è tanto alta da assicurare l’erogazione dell’energia termica prodotta tramite una rete poco estesa e quindi poco costosa. Rimane, ed è opportuno qui anticiparlo, la validità di un tale tipo di produzione concepito per assolvere a una funzione transitoria e integrativa in un più vasto pro-

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getto di teleriscaldamento basato principalmente su una produzione combinata di energia elettrica e di calore. Più precisamente: – funzione transitoria: nel senso che la produzione di calore mediante caldaie semplici è destinata ai primi anni di avviamento della gestione, per permettere lo sviluppo della rete e l’acquisizione dell’utenza; – funzione integrativa: nel senso che, una volta a regime, detta produzione è destinata a integrare la produzione combinata di base, quale copertura delle “punte” di richiesta termica invernale e delle “code” di servizio estivo; soprattutto laddove e allorquando queste ultime non sono tali da giustificare il mantenimento in esercizio dei gruppi di produzione combinata. Ciò si verifica soprattutto quando l’erogazione estiva coinvolge esclusivamente la fornitura di acqua per usi igienico-sanitari. Naturalmente è opportuno massimizzare l’impiego dei gruppi combinati. Ciò è conseguibile con l’acquisizione di forniture in grado di regolarizzare il diagramma di assorbimento naturale per solo riscaldamento civile. Vale la pena a questo proposito di richiamare, seppur di sfuggita, l’importanza di acquisire utenze termiche industriali caratterizzate da un diagramma di prelievo poco variabile nel tempo. Anche l’introduzione di utilizzazioni del calore di rete per alimentare impianti di condizionamento ad “assorbimento” agisce in senso positivo. 23.1.2 Impianti combinati. Un notevole salto di qualità, rispetto all’impianto semplice, è fatto da quello cogenerativo. Sotto tale dizione si intende il caso in cui la centrale è dotata di gruppi che producono contemporaneamente energia elettrica e calore da cedere alla rete di teleriscaldamento. 23.2

VANTAGGI

23.2.1 Vantaggi energetici. Una razionale gestione dell’energia nel territorio urbano costituisce di per sé un risparmio; se si considerano poi i vantaggi che si conseguono con la cogenerazione ci si rende conto di quanto sia importante questa tipologia impiantistica. 23.2.2 Vantaggi gestionali. In un impianto di teleriscaldamento è agevolmente sostituibile il combustibile, con conseguente margine di scelta. Si contribuisce in tal modo anche alla risoluzione del problema dell’approvvigionamento delle fonti primarie per l’elasticità del sistema che permette rapidi passaggi dal metano, all’olio con basso tenore di zolfo al polverino di carbone miscelati anche in varia combinazione fra di loro. Ciò equivale a mettere il cittadino-utente al riparo dai contraccolpi di un mercato tanto aleatorio quale quello delle fonti fossili. Le esperienze degli ultimi decenni, a partire dall’inverno ’73-’74 sono, al riguardo, significative. A maggior ragione il discorso funziona laddove si può contare sull’apporto di fonti rinnovate o assimilate (geotermia, cascami industriali, biomasse, scarti termici da centrali termoelettriche, termorecuperatori da rifiuti).

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23.2.3 Vantaggi ecologici. L’impianto di teleriscaldamento influisce positivamente sui seguenti aspetti ecologici: – l’inquinamento termico delle acque di raffreddamento di centrali termiche tradizionali (acqua di fiumi o di mare) può essere minimizzato se il calore viene recuperato anziché essere disperso; – l’inquinamento atmosferico può essere notevolmente ridotto per la diminuzione delle quantità di combustibile impiegato, dovuta al recupero di energia e al miglior rendimento di grossi impianti centralizzati, rispetto alla miriade di piccoli impianti condominiali. L’altezza del camino ha infatti un aspetto positivo in quanto all’aumentare di essa aumenta sensibilmente la diluizione dei fumi nell’atmosfera e diminuisce di conseguenza la concentrazione di composti inquinanti al suolo. Esperienze già condotte in altri Paesi e, recentemente anche in Italia, dimostrano che la centralizzazione degli impianti di riscaldamento mediante l’istituzione di un servizio di riscaldamento urbano ha comportato una diminuzione del tasso di composti inquinanti, a valori di molte volte inferiori a quelli esistenti con centrali termiche singole. 23.2.4 Vantaggi per l’utenza. Le motivazioni che dovrebbero indurre i cittadini a passare al teleriscaldamento sono diverse. Misura del calore: è noto che la maggior suggestione della caldaietta monofamiliare (che pur è caratterizzata da elementi di pericolosità e di complicazioni dell’installazione), rispetto ai sistemi centralizzati, sta nel diretto e immediato controllo dei propri consumi in quanto ogni comportamento tendente al risparmio si ripercuote immediatamente sulla bolletta. Orbene: nei moderni impianti di teleriscaldamento la contabilizzazione del calore può essere ottenuta attraverso sub-contatori individuali controllati dalla sala-quadri. Si ottiene, così, il duplice risultato di contribuire efficacemente al risparmio energetico responsabilizzando (nel suo interesse) l’utente e assicurando allo stesso la tranquillità che proviene dalla costante vigilanza del distributore. Prezzi: sono fissati concedendo di norma uno sconto (5-10%) rispetto ai vettori concorrenziali con formule, generalmente di tipo “binomio” (quota fissa di potenza e quota variabile legata ai consumi). Sicurezza del sistema: con il teleriscaldamento, infatti, sono eliminate le caldaie e, con esse, le cisterne, i bruciatori, le centraline rispondenti a precise norme di legge, i camini ecc. Ingombri ridotti: lo scambiatore può stare tranquillamente anche sotto il lavandino e, comunque, in qualsiasi angolo della casa. Lo stesso dicasi – e non è cosa da poco – per le sottostazioni di condominio direttamente collegate alle reti di distribuzione. Disponibilità per tutto l’anno di acqua calda, con le stesse caratteristiche di semplicità e affidabilità dell’energia elettrica, del gas, del telefono, del servizio idrico. Si ricorda che si incomincia a parlare, timidamente in Italia e più prepotentemente in alcuni Paesi europei e negli Stati Uniti, della parallela distribuzione di acqua refrigerata per il condizionamento estivo e la produzione del fluido refrigerante localizzata, partendo dall’acqua calda, attraverso impianti ad “assorbimento”.

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FATTIBILITÀ

Secondo le “Linee-guida per la progettazione, posa e collaudo di reti di teleriscaldamento” messe a punto dall’AIRU (Associazione Italiana Riscaldamento Urbano), le fasi attraverso le quali si deve sviluppare un progetto, sono le seguenti. 1 Definizione del bacino di utenza: ha lo scopo di definire la porzione massima di territorio in cui può estendersi il servizio. 2 Definizione dell’utenza potenzialmente allacciabile: con lo scopo di definire il fabbisogno complessivo di energia termica, la volumetria riscaldata e la potenza termica di picco. 3 Definizione delle utenze oggettivamente allacciabili: lo scopo è quello di definire minimi criteri tecnico-economici per l’allacciamento delle utenze e quantificare le utenze che soddisfano i requisiti minimi. 4 Definizione dei tracciati delle rete: nota la planimetria, con evidenziate tutte le utenze, occorre tracciare la rete di distribuzione, compatibilmente con i vincoli posti dal territorio. 5 Dimensionamento idraulico della rete: una volta noto lo schema della rete lo scopo è quello di assegnare i diametri alle tubazioni, note le portate nelle singole tratte. 6 Dimensionamento meccanico della rete: una volta noto lo schema, i diametri e i parametri di esercizio (pressione e temperatura), nonché la profondità di posa, è possibile definire le caratteristiche dei materiali da impiegare, verificare le sollecitazioni meccaniche e i sistemi di compensazione delle dilatazioni. 7 Progettazione del sistema di monitoraggio: necessario per prevenire il deperimento delle tubazioni preisolate, a causa della presenza di umidità nella schiuma poliuretanica dell’isolamento. 8 Stesura degli elaborati progettuali. 23.3.1 Definizione del bacino d’utenza. Per lo sviluppo del progetto del sistema teleriscaldamento è necessario definire l’estensione territoriale da raggiungere. Studio del territorio. Per la conoscenza della conformazione del territorio devono essere reperite, su adeguato supporto (cartaceo e/o informatico), le informazioni cartografiche (es.: carte tecniche regionali, provinciali, comunali, aerofotogrammetrie ecc.) nelle scale opportune (1:10.000 - 1:5000 - 1:1000). Elementi rilevanti sono: – dati sulla conformazione della rete viaria; – dati sulla ubicazione degli edifici, aree disponibili; – dati sulla presenza di ostacoli naturali sul suolo (fiumi, ferrovie, autostrade, ecc.); – dati sulle quote altimetriche massime e minime del territorio; – dati sui livelli delle falda e delle acque sotterranee; – dati sulla presenza di zone con particolari vincoli (paesaggisitici, archeologici ecc.). In questa fase è utile acquisire le informazioni sui flussi di traffico, i percorsi dei mezzi pubblici (tram, autobus ecc.) e l’individuazione di nodi viari di elevata criti-

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cità che necessitano di alternative di tracciato o di particolari soluzioni realizzative (ad es. attraversamenti con spingitubo) in caso di apertura dei cantieri stradali per la posa della rete di distribuzione del calore. Tutti questi elementi saranno poi utilizzati sia nel corso delle analisi d’utenza che nella progettazione esecutiva della rete teleriscaldamento. Analisi dei vettori energetici esistenti. Per definire l’entità dei consumi energetici ad uso riscaldamento sono necessari i dati relativi ai consumi di combustibili sul territorio e all’esistenza delle reti di distribuzione (gas metano, gpl, gasolio ecc.). In caso di presenza di rete gas metano è opportuno acquisire i dati cartografici relativi all’estensione delle tubazioni nel territorio, per valutare le zone non raggiunte ed eventuali sovrapposizioni con la rete teleriscaldamento 23.3.2 Definizione dell’utenza potenzialmente allacciabile. L’analisi può essere condotta con due metodologie: la prima (indiretta) si basa su stime effettuate su dati generali di consumo combustibili, dati statistici sulla popolazione, valutazioni cartografiche, studio dei piani regolatori ecc.; la seconda (diretta) prevede sopralluoghi nel territorio, con eventuale accesso negli edifici e contatto diretto con l’utenza. È consigliabile effettuare entrambe le analisi. Analisi indiretta. Per analisi indiretta si intende una stima del fabbisogno energetico in base a dati complessivi relativi al bacino. Dati sul consumo dei combustibili Tali dati possono essere richiesti alle aziende distributrici. Per la somma e la comparazione dei dati occorre trasformare le quantità di combustibili in termini di energia equivalente, mediante il potere calorifico inferiore dei combustibili e ipotizzando un rendimento medio stagionale di caldaia in relazione al tipo di combustibile considerato. In quest’analisi occorre considerare che i dati reperiti potrebbero contenere consumi di combustibile per usi tecnologici o di processo, non sostituibili con il vettore teleriscaldamento. In caso di forniture da gas metano si può desumere la potenza termica in base alla portata contrattuale impegnata. Dati statistici Queste informazioni sono normalmente disponibili dai dati ISTAT e/o dagli uffici statistici comunali. – Popolazione residente. – Numero nuclei famigliari (per stimare gli alloggi). – Dati economici (numero di attività, industriali, commerciali, agricole, ecc.). – Dati climatici – Classificazione climatica (Norma UNI 10349, DPR 412/93). Analisi cartografiche Mediante planimetrie fotogrammetriche, complete di quote stradali e degli edifici, è possibile valutare il volume fuori terra degli edifici presenti nel bacino.

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Analisi del piano regolatore generale (PRG) Dall’analisi del piano regolatore si possono rilevare le zone di urbanizzazione, le relative destinazioni d’uso, le superfici previste (tramite gli indici di edificabilità) in s.l.p. (superfici lorde di pavimento), che moltiplicate per un’altezza media dei locali (per esempio 3 m) permettono di stimare la futura volumetria. I dati sulle volumetrie future sono di notevole importanza in quanto permettono di dimensionare correttamente la rete e le centrali di produzione, in base alle esigenze future del territorio, secondo gli obiettivi di sviluppo che ci si pone nel progettare il sistema di teleriscaldamento. Analisi parametrica Per analisi parametrica si intende la stima del fabbisogno termico complessivo mediante l’applicazione di parametri di consumo tipici (es.: kWh/app. anno, kWh/m3 anno, ore equivalenti di funzionamento impianto di riscaldamento ecc.) per la tipologia di edificio, ricavati dalla letteratura tecnica o dai dati di esercizio di altre reti di teleriscaldamento o da reti gas. Le tipologie più interessanti da analizzare sono: – edifici residenziali (abitazioni singole, case a schiera, condomini); – edifici ad uso commerciale (negozi, supermercati ecc.); – edifici ad uso terziario (uffici ecc.); – edifici pubblici (scuole, uffici ecc.) o edifici sportivi (palestre, piscine, campi sportivi; – ospedali, case di riposo ecc.; – industrie (laboratori, magazzini ecc.). Analisi diretta. L’analisi diretta viene effettuata tramite sopralluoghi eseguiti nel territorio da personale con preparazione tecnico-commerciale, con l’obiettivo di rilevare e classificare per tipologia gli edifici presenti nel bacino e stimare la volumetria riscaldata. L’indagine diretta può essere condotta: – accedendo agli edifici e alle relative centrali termiche; – evitando l’accesso diretto agli edifici. Gli elementi da valutare nei sopralluoghi esterni sono: – uso dell’edificio (residenziale, commerciale, industriale, scolastico ecc.); – per gli edifici residenziali la tipologia (casa individuale, villette a schiera, edifici condominiali ecc); – numero di piani dell’edificio e caratteristiche strutturali; – tipologia di sistema di riscaldamento (condominiale, individuale: la stima dei comignoli nonché la dimensione può aiutare in questa classificazione); – presenza di contatori gas sulla cinta (in base alla dimensione si può rilevare la presenza di un grosso contatore per la caldaia centralizzata). Nel caso, comunque, di indagine conoscitiva con acceso agli edifici saranno da rilevare: – caratteristiche del sistema di riscaldamento e produzione acqua sanitaria: tipo di sistema (centralizzato, individuale),

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tipo di distribuzione interna e di corpi scaldanti (termosifoni, termoconvettori, distribuzione ad aria ecc.), potenza resa e al focolare dei generatori, tipo di combustibile, età della caldaia, sistema di produzione acqua calda (istantaneo, con accumulo, capacità accumulo ecc.), stima della volumetria effettivamente riscaldata, valutazione dei consumi energetici secondo i dati desumibili dalle fatture di acquisto dei clienti (bollette gas metano, gpl, fatture per consegna gasolio ecc.) o costi di acquisto di gasolio o secondo la stima della volumetria riscaldata; utile anche rilevare anche le portate impegnate in caso di fornitura di gas metano; eventuali usi tecnologici del calore (forni, processo, serre ecc.); ipotesi di percorso per le tubazioni di allacciamento ed individuazione del punto di fornitura da suolo pubblico; interesse della clientela al passaggio al teleriscaldamento.

Nelle fasi preliminari di individuazione delle utenze si tende di norma a evitare sopralluoghi diretti condotti in modo estensivo, riservando tale attività ad una successiva fase di approfondimento e limitatamente alle utenze ritenute economicamente allacciabili. In ambedue i casi può essere particolarmente utile la compilazione di una scheda di rilevamento appositamente predisposta, nonché riportare i dati essenziali sulla planimetria della zona. Classificazione delle tipologie edilizie In base ai dati risultati dall’analisi dell’utenza si possono classificare le volumetrie e i relativi consumi energetici secondo le tipologie edilizie: – edifici residenziali (abitazioni singole, case a schiera, condomini); – edifici ad uso commerciale (negozi, supermercati ecc.); – edifici ad uso terziario (uffici ecc.); – edifici pubblici (scuole, uffici ecc.); – edifici sportivi (palestre, piscine, campi sportivi); – ospedali, case di riposo ecc.; – industrie (laboratori, magazzini ecc.). Classificazione secondo l’utilizzo del calore Un’altra classificazione può essere effettuata in base agli usi del calore: – riscaldamento ambienti; – produzione acqua sanitaria; – condizionamento invernale/estivo degli ambienti; – eventuali usi di processo a bassa temperatura. Localizzazione dei consumi Con la stima dei consumi energetici dei singoli edifici è utile effettuare una rappresentazione grafica della posizione dei consumi nel territorio, ad esempio dise-

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gnando un cerchio colorato di area proporzionale al consumo energetico in corrispondenza di ogni singolo edificio. Con questa planimetria si possono avere indicazioni per scelte successive del progetto (localizzazione delle centrali di produzione, tracciati della rete di distribuzione, baricentri termici ecc.) Al termine delle attività sono disponibili le stime delle volumetrie riscaldate (presenti e future) con gli utilizzi, gli elenchi degli edifici con dati specifici, e le planimetrie con la localizzazione degli edifici o delle aree di prossima edificazione. 23.3.3 Definizione delle utenze oggettivamente allacciabili. Per limitare i costi della rete di trasporto e distribuzione, degli allacciamenti e delle trasformazioni è necessario selezionare le utenze secondo criteri di allacciabilità tecnico-economici, quali ad esempio: – edifici che superano un soglia minima di fabbisogno termico annuo; – edifici condominiali con riscaldamento centralizzato; – edifici che superano una soglia minima di volumetria riscaldata; – edifici pubblici (uffici, scuole, impianti sportivi ecc.); – edifici condominiali con riscaldamento individuale; – edifici con singola unità abitativa. Questi criteri possono essere utili per dare delle priorità temporali allo sviluppo della rete, in quanto gli edifici inizialmente esclusi dovranno comunque essere considerati nelle valutazioni di dimensionamento idraulico della rete per l’allacciamento in tempi successivi. 23.3.4

Definizione dei tracciati di rete

Localizzazione dell’impianto di produzione L’ubicazione della centrale di produzione risulta determinante nella definizione della geometria del sistema di distribuzione. Particolare importanza deve essere data all’analisi delle problematiche relative all’allacciamento della centrale di produzione alle reti energetiche (portata e pressione metanodotti, interfacciamento alla rete elettrica ecc.) e alla disponibilità di aree di servizio (stoccaggio combustibili, cabina di compressione metano, sottostazione elettrica ecc.). La localizzazione della centrale può essere talvolta predeterminata da vincoli esterni (es.: fonte geotermica, utilizzo calore di risulta da una centrale esistente o da processo industriale ecc.). L’approfondimento di queste valutazioni esula dallo scopo del presente lavoro, pertanto in questa fase si considera come individuato il sito o i siti alternativi per la realizzazione dell’impianto di produzione. Individuazione dei possibili percorsi Per questa attività è necessario utilizzare la documentazione cartografica di maggior dettaglio (es: rilievi fotogrammetrici). Nella scelta del tracciato si tende a seguire percorsi su suolo pubblico in quanto:

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– si ha la garanzia di poter accedere in ogni momento sulla tubazione in caso di guasto; – c’è una scarsa probabilità di dover procedere a successivi spostamenti della tubazione; – non vi è la necessità di stipulare servitù con privati che potrebbero richiedere in tempi successivi lo spostamento della tubazione La sede dove posizionare le tubazioni (carreggiata, marciapiede, piste ciclabili ecc.) deve essere valutata secondo le prescrizioni degli enti proprietari (Comune, Province, ANAS ecc.). Il passaggio in aree verdi pubbliche, se non opportunamente protette, può comportare in fasi successive difficoltà d’interventi di manutenzione per la presenza di arbusti o piante con radicazione profonda. In questi casi è consigliabile che le tubazioni siano posate sotto piste pedonali. Verifica del percorso con i vincoli di superficie La possibilità di installare le tubazioni in una sede stradale è spesso condizionata da condizioni superficiali. È necessario valutare se l’installazione del cantiere è compatibile con l’intensità del traffico stradale e il passaggio di mezzi pubblici con sede propria (tram) ed eventualmente gli accorgimenti da adottare in fase di progettazione esecutiva (restringimenti di carreggiata, uso di semaforo per regolare il traffico a senso alternato, deviazioni su viabilità alternativa in caso di chiusura totale, uso di attraversamenti in spingitubo ecc.). Queste valutazioni devono essere effettuate in relazione ai vincoli dell’ente proprietario delle strade. La presenza di particolari vincoli sul territorio (ambientali, idrogeologici, aree di rispetto cimiteriali, aree di rispetto per pozzi di acquedotto, distanze da linee ferroviarie ecc.) deve essere inoltre considerata per adottare in fase di progettazione esecutiva gli specifici iter autorizzativi e le prescrizioni da rispettare. Verifica del percorso con i vincoli del sottosuolo Individuato un possibile percorso occorre determinare la sezione disponibile per l’installazione delle tubazioni. A tale scopo è necessario raccogliere presso gli enti gestori tutte le informazioni dei servizi esistenti, sovrapporle ed elaborarle graficamente. Le informazioni vanno poi verificate mediante rilievi in campo circa la posizione di manufatti o di chiusini di pozzetti che contengono organi di manovra o altro della rete (es: valvole ecc). Particolare attenzione deve essere posta per manufatti di maggiore dimensioni (fognature, fossi irrigui ecc.) e per le reti che richiedono particolari accorgimenti in caso di parallelismi o attraversamenti (cavi alta tensione, tubazioni gas in media o alta pressione, ossigenodotti ecc.). Il riporto in sezione della posizione delle varie reti e manufatti permette di valutare lo spazio disponibile, la massima sezione occupabile e quindi il diametro massimo della tubazione installabile nel percorso individuato. Questa valutazione deve essere effettuata nel punto in cui vi è la massima densità di sottoservizi. Nei punti più critici, dove le sezioni sono minime e la posizione dei servizi esistenti non è certa, può essere utile effettuare degli scavi di saggio ed un rilievo sul campo della posizione dei manufatti.

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Al termine delle attività viene individuato uno schema di rete, con i possibili percorsi e con i diametri massimi installabili per i singoli tratti. 23.3.5

Dimensionamento idraulico della rete

Schema di rete Nella definizione schematica il tracciato della rete viene rappresentato con un grafico composto da nodi e tratte. Si possono avere tre configurazioni tipiche: – Ad albero: è lo schema più semplice, che comporta però una bassa affidabilità della rete, infatti in caso di guasto tutte le tratte a valle vengono isolate. – Ad anello: è lo schema più affidabile in quanto per ogni utenza vi è una doppia alimentazione, normalmente richiede una lunghezza maggiore di tubazioni e diametri mediamente maggiori per garantire la massima affidabilità di esercizio anche in caso di guasto sull’anello. – Magliata: è lo schema in cui vi sono più anelli nella rete. Questa configurazione implica una notevole affidabilità e una riduzione generale dei diametri delle tubazioni utilizzate; vi è però una maggior complicazione sull’intervento in caso di guasto, qualora vi sia la necessità di isolare rapidamente una zona della rete. – – – –

Le scelte da operare devono essere effettuate in base a: affidabilità del servizio in relazione alle utenze servite (es. ospedali, scuole ecc.); semplicità di gestione (capacità di sezionare rapidamente grandi zone della rete in caso di guasto); configurazione dello schema di base in relazione ai percorsi disponibili per la posa delle tubazioni; localizzazione della centrale rispetto alle utenze.

In caso di piccole reti poco estese (es. un singolo quartiere) si può optare per la soluzione ad anello. Per bacini più estesi si può optare per una rete di trasporto magliata con tratti di distribuzione ad albero. In caso di bacini molto estesi una valida soluzione consiste nel suddividere il bacino in più aree di dimensione minore ed individuare il baricentro dei carichi termici di ogni area. La rete di teleriscaldamento viene suddivisa in rete di trasporto, con struttura ad anello, che collega i baricentri termici alla centrale di produzione, e in rete di distribuzione interna alle singole aree con struttura ad albero o magliata. La rete di distribuzione di ogni singola area viene alimentata dalla rete di trasporto con un solo punto di connessione nel punto di baricentro termico. Nelle rete esistenti si riscontra l’utilizzo di un criterio misto. Determinazione delle potenze di picco Le potenze termiche di picco da considerare nel dimensionamento della rete possono essere desunte in base ai dati ricavati: – dalle potenze rilevate delle caldaie esistenti in caso di analisi diretta, sottraendo la quota per uso sanitario;

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– dalle volumetrie degli edifici, considerando parametri tipici di potenza per metro cubo di edificio, valutati secondo la tipologia di edificio; – dai consumi di combustibile (o energia), considerando parametri tipici di ore equivalenti l’anno, per tipologia di edificio. Nel computo della potenza di picco, la potenza per uso sanitario può essere di norma trascurata, tranne per alcune tipologie di edifici in cui questi consumi possano essere significativi se paragonati ai consumi per riscaldamento (es. piscine, alberghi, ristoranti ecc). Valutazione dei fattori di contemporaneità È opportuno considerare un fattore di contemporaneità dei carichi inferiore ad uno, da scegliere in base alle seguenti considerazioni: – maggiore è l’omogeneità della tipologia di edifici e maggiore è la contemporaneità dei carichi; – maggiore è il numero di edifici allacciati e minore è la contemporaneità dei carichi. Valori di prima approssimazione possono variare da 0,8 a 0,9. La presenza di diverse tipologie di edifici sulla stessa rete diminuisce la contemporaneità dei carichi in quanto raggiungono il proprio massimo fabbisogno in momenti diversi della giornata: per gli edifici residenziali ia richiesta di calore è concentrata nelle prime ore mattutine e nelle ore serali; per gli edifici ad uso terziario, edifici pubblici ecc. la richiesta di calore è maggiore nelle ore centrali della giornata. Determinazione delle temperature di esercizio La scelta delle temperature di esercizio è uno dei punti di maggior rilevanza nella progettazione del sistema teleriscaldamento. Maggiore è la differenza di temperatura considerata e maggiore è la capacità di trasporto della rete a parità di diametro delle tubazioni. La scelta delle temperature (assieme al campo di pressioni) determina successivamente le caratteristiche dei materiali da utilizzare per le tubazioni (polietilene, rame, acciaio ecc.), il tipo di coibentazione, nonché la necessità di compensare le dilatazioni termiche delle tubazioni, con costi maggiori per la realizzazione della rete. Il valore della temperatura di mandata può essere imposto dai parametri di funzionamento della centrale di produzione o, più raramente, dai parametri di funzionamento degli impianti utilizzatori allacciati (es: forni essiccatori, assorbitori ecc.). La temperatura di ritorno della rete può influenzare le prestazioni del sistema di produzione, specialmente se legato ad un sistema cogenerativo (motore, ciclo vapore, turbogas ecc.) e pertanto può essere uno dei parametri controllati presso le centrali termiche degli utenti. Ai fini della progettazione della rete la temperatura è considerata un parametro assegnato. I valori tipici di esercizio della temperatura di mandata per reti ad acqua calda sono di circa 90  95 °C, mentre per reti ad acqua surriscaldata la temperatura è di circa 120  130 °C. La temperatura di ritorno è di circa 55  65 °C. Per piccole reti può essere valutato l’utilizzo di una temperatura di mandata inferiore (75  70 °C) e idonea per l’alimentazione diretta dei corpi scaldanti delle utenze senza l’utilizzo

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di scambiatori, con una maggiore semplicità degli impianti interni delle utenze a scapito di una minore capacità di trasporto della rete. Determinazioni delle pressioni di esercizio II campo di pressioni di esercizio della rete deve garantire: – una sufficiente pressione statica per evitare la vaporizzazione dell’acqua delle tubazioni in tutti i tratti del circuito. – una differenza di pressione tra tubazione di mandata e di ritorno idonea a garantire il funzionamento delle apparecchiature di regolazione e degli scambiatori presso gli utenti nelle condizioni di massimo carico in ogni punto della rete. Per tale analisi è opportuno valutare le quote massima e minima raggiunta dalla rete e la quota della centrale di produzione, cui spetta il compito di garantire la pressurizzazione della rete. Il campo di pressioni risultanti influenzerà la scelta delle caratteristiche dei materiali della rete e degli organi ad esso connessi (valvole, scambiatori, pompe ecc.) Prima definizione dei diametri delle tubazioni Mediante le potenze di picco, le differenze di temperatura tra mandata e ritorno ed i coefficienti di contemporaneità si determinano le portate corrispondenti ad ogni singolo carico e ad ogni singola tratta della rete. In caso di rete ad albero il calcolo complessivo delle portate per ogni singola tratta è effettuato sommando le portate dei carichi di ogni singola tratta, partendo dai tratti terminali e sommando le portate dei tratti che convergono nello stesso tratto. Note le portate, ipotizzando un diametro, con le formule idrauliche si determinano le perdite di carico nella tubazione. Parametri tipici per verificare l’idoneità del diametro di tubazione scelto sono: – velocità del fluido non superiore a 1  1,5 m/s; – perdite di carico non superiori a 100  185 Pa/m. Partendo dal punto di rete in cui è localizzata la centrale di produzione si calcolano le variazioni di pressione ai capi di ogni singola tratta per la tubazione di mandata e di ritorno considerando nel calcolo l’incidenza delle eventuali variazioni delle quote altimetriche; sommando le variazioni di pressione per i tratti ramificati si determinano le variazioni complessive ed il punto più sfavorito della rete. Si stabilisce la differenza di pressione minima tra tubazione di mandata e di ritorno idonea a garantire il funzionamento delle apparecchiature della sottocentrale termica quali valvole di regolazione, scambiatori, valvole limitatrici ecc. presso l’utenza più sfavorita (es: 1  2 bar) o presso il baricentro termico (es: 3  4 bar). Partendo quindi dall’utenza più sfavorita si sommano al salto minimo le variazioni di pressione ai capi di ogni singola tratta sopra calcolate determinando così l’andamento delle differenze di pressione tra mandata e ritorno in ogni punto della rete e pertanto il salto di pressione da garantire in uscita dalla centrale di produzione. I valori assoluti di pressione si determinano fissando il valore minimo della pressione da garantire nei punti in cui la pressione di mandata e la pressione di ritorno sono minimi (in caso di reti con dislivelli di quota i minimi di mandata e ritorno non si veri-

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ficano nello stesso punto). Qualora i risultati siano incompatibili con i valori massimi della pressione di esercizio o maggiori delle capacità di pompaggio della centrale (se già esistente) si devono ripetere i calcoli diminuendo i parametri sopra ipotizzati (es.: aumentando i diametri delle tubazioni). In caso di reti ad anello e/o magliate è necessario ricorrere a sistemi algebrici di calcolo; vi sono in commercio software specializzati per il calcolo idraulico delle reti di teleriscaldamento. In caso di tubazioni di trasporto di notevole lunghezza si possono utilizzare delle stazioni di pompaggio intermedie, limitando così le pressioni da esercitare nel punto di immissione. Definizione dei criteri di valvolatura e di garanzia del servizio In relazione alla configurazione di rete adottata è necessario prevedere l’installazione di valvole, da azionare in caso di manutenzione o di guasto, per isolare il tratto di tubazione dalla rete. ln generale: – ogni tubazione derivata deve essere dotata di valvole di sezionamento: – in caso di tratti di lunghezza elevata è opportuno installare valvole di sezionamento intermedie, la distanza tra una valvola e la successiva dipende dal diametro della tubazione e dalla lunghezza della tratta; – ogni singolo tratto sezionato deve essere dotato di valvole ad uso sfiato-drenaggio posizionate nel punto altimetrico maggiore e minore della rete per consentire lo sfiato della tubazione durante il primo riempimento, nonché l’agevole svuotamento delle tubazioni in caso di manutenzioni, nuovi allacci ecc. In caso di rete magliata o ad anello è opportuno verificare l’andamento delle pressioni (DP) in caso di fuori servizio di tratti di rete di diametro maggiore. Ottimizzazione dei diametri Per semplificare il progetto e la successiva realizzazione della rete è opportuno limitare il numero di tubazioni di diverso diametro utilizzato, eliminando ad esempio i diametri con lunghezza complessiva inferiore ed utilizzando le tubazioni di calibro superiore già previste nel progetto. Si possono utilizzare in alternativa le tubazioni di calibro inferiore, verificando però che l’incremento delle perdite di carico sia compatibile con i vincoli sui valori di pressione. Al termine delle attività precedenti viene individuato lo schema minimo di rete, con il diametro delle tubazioni, le portate nelle singole tratte e le pressioni nei nodi della rete. 23.3.6 Dimensionamento meccanico della rete. Per garantire la massima qualità della rete è opportuno affidare lo sviluppo del progetto meccanico della rete al fornitore dei materiali, che si assumerà pertanto la responsabilità circa il corretto funzionamento. Le note seguenti evidenziano i punti principali da valutare nel rapporto con i fornitori. Tipologia dei materiali Sul mercato sono disponibili varie tipologie di materiali per la realizzazione delle reti di teleriscaldamento.

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La scelta del materiale va effettuata in base alle condizioni di esercizio della rete, temperatura nominale, temperatura di picco, pressione massima, tra i seguenti: – acciaio (st. 37 - st. 52); – acciaio flessibile e Polietilene reticolare; – rame; – acciaio inox. Le tubazioni più utilizzate per la realizzazione della rete di teleriscaldamento sono le tubazioni in acciaio, con isolamento in poliuretanto espanso e tubazione esterna in polietilene ad alta densità. Per queste tipologie di tubazioni vi sono specifiche norme (EN 253, EN 448, EN 488, EN 489) nonché documenti AIRU sull’argomento (v. AIRU - Linea-guida n. 1: “La qualità nelle reti di teleriscaldamento - Linee Guida per l’acquisto dei materiali”). Scelta dello spessore della coibentazione Lo spessore della coibentazione delle tubazioni determina la potenza dissipata nel terreno e le relative perdite di energia termica della rete di teleriscaldamento. La scelta dello spessore è di tipo economico e può essere effettuata secondo i parametri forniti dai produttori delle tubazioni. Tipicamente per ogni diametro di tubazione di acciaio sono disponibili fino a tre spessori d’isolamento diversi. La soluzione più diffusa è l’utilizzo di tubazioni con uguale spessore di isolamento sia per la tubazione di mandata che per la tubazione di ritorno, alternativa possibile è l’utilizzo di tubazioni con spessore di isolamento maggiorato per le tubazioni di mandata in cui vi è il fluido a temperatura maggiore, anche se ciò complica la gestione dei materiali nella fase di realizzazione della rete. Una valutazione completa deve considerare i seguenti aspetti: – l’incidenza dell’energia dissipata nel terreno deve essere contenuta in circa il 5÷10% dell’energia immessa in rete annualmente; – nell’arco della vita attesa delle tubazioni (30 anni) il costo dell’energia dissipata dalle tubazioni è notevolmente superiore ai costi della tubazione (fino a 6 volte). Determinazione della profondità di posa delle tubazioni In base ai risultati delle verifiche effettuate sulla situazione del sottosuolo, e noti i diametri delle tubazioni, è possibile definire le profondità effettive di posa lungo il percorso, l’utilizzo di eventuali fodere per attraversamenti o per tratti di tubazione con posa superficiale. Queste informazioni verranno poi utilizzate nella progettazione meccanica della rete. Scelta del sistema di compensazione delle dilatazioni La differenza tra la temperatura di posa della tubazione (pari alla temperatura del terreno) e la temperatura di esercizio della rete provoca la dilatazione termica delle tubazioni, che è ostacolata dall’attrito del terreno circostante. Si creano pertanto nelle tubazioni delle sollecitazioni di compressione, di entità ben superiori alle sollecitazioni dovute alla sola pressione del fluido, che possono portare al superamento dei

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limiti di resistenza elastica dell’acciaio. Tali dilatazioni devono pertanto essere compensate con idonei sistemi. (Nota: la scelta del metodo di compensazione può essere imposta dal committente sulla base dell’esperienza personale oppure può essere lasciata al fornitore che sceglie tra i vari metodi quello che ritiene più adatto in base a valutazioni tecnico/economiche e ai vincoli progettuali indicati). Compensazione naturale. Si ottiene limitando le tratte rettilinee della rete entro limiti, determinati in base alla profondità di posa, al diametro delle tubazioni, alla differenza di temperatura, che garantiscono il rispetto delle sollecitazioni entro i limiti accettabili dalle tubazioni. In caso di posa in tratte di lunghezza superiore si dovranno inserire dei punti di compensazione a “Z” o “omega”. Il metodo di compensazione naturale è intrinsecamente preferibile agli altri metodi sottodescritti ma per la realizzazione è necessaria una notevole libertà di percorso per l’inserimento degli elementi di compensazione, spesso limitata dalla presenza di altri servizi nel sottosuolo. Può essere agevolmente adottato per tubazioni con DN  200. Pretensionamento termico. Il metodo consiste nel portare le tubazioni a una temperatura intermedia tra la temperatura di posa e la temperatura di esercizio della rete, consentendo la libera dilatazione e mantenendo uno stato nullo di sollecitazione nella tubazione. Da questo punto in poi, per temperature superiori la tubazione tenderà ad allungarsi con sollecitazioni di compressione, per temperature inferiori la tubazione si accorcerà con sollecitazioni di trazione. Si può pertanto sfruttare il campo elastico sia positivo sia negativo del materiale, senza raggiungerne i limiti. Per attuare questo sistema vi sono due tecniche. – Pretensionamento termico a scavo aperto: è il sistema da preferire in tutti i quei casi in cui non esistono vincoli dovuti alla viabilità e sia possibile mantenere aperta la trincea di posa fino al termine dei lavori (es: tratte rurali extraurbane). Per il riscaldamento della tubazione si utilizza direttamente il fluido della rete già esistente (che deve pertanto essere in parte già in esercizio), in alternativa caldaie mobili o attrezzature speciali elettriche. – Pretensionamento mediante compensatori assiali monouso: con questo sistema si effettua la posa con reinterro immediato della tubazione, inserendo dei giunti di dilatazione che permettono di assorbire il movimento del tubo mentre viene portato alla temperatura di pretensionamento. Il numero, la posizione e l’apertura dei compensatori monouso garantiscono una minima sollecitazione di compressione nella tubazione fino all’assorbimento delle lunghezze di pretensionamento di progetto. Successivamente i compensatori vengono saldati in modo che la tubazione finale risulti un pezzo unico. Questa operazione può essere effettuata successivamente alla messa in servizio della rete, purché si siano effettuate protezioni temporanee idonee dei compensatori. Il metodo di compensazione con pretensionamento termico con giunto monouso è adottato preferibilmente per DN  200 in quanto per tali diametri gli spazi richie-

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sti per la compensazione naturale sono difficilmente compatibili con le situazioni del sottosuolo delle realtà urbane. Installazione a freddo. Questa tecnica consiste nel portare la sollecitazione della tubazione oltre il campo elastico, ma entro i limiti di stabilità della tubazione che evitano l’insorgere di fenomeni di bukling (ripiegamento e deformazione della tubazione). Questa tecnica di posa consente un’alta velocità di posa, per l’assenza di elementi come le compensazioni naturali (Z e omega) o dei compensatori monouso; può essere adottata per tubazioni con diametro massimo in funzione alla temperatura di esercizio (max DN  300), con tratti lunghi prevalentemente rettilinei. Nella tubazione rimane uno stato tensionale di compressione da considerare in caso di successivi scavi effettuati in parallelo vicino alla tubazione, onde evitarne deformazioni improvvise. Tubazioni con compensatori. Alcuni produttori propongono un sistema di compensazione in cui le tubazioni sono dotate all’interno di uno speciale compensatore. Il sistema richiede un’accurata progettazione e consente una limitata flessibilità nei cambi di direzione e nella realizzazione successiva di derivazioni. Verifica meccanica delle sollecitazioni Per questa attività è stata approvata nell’ottobre 2002 una specifica norma redatta dal comitato CEN TC107 prEN 13941 “Progettazione e installazione di tubazioni preisolate per teleriscaldamento”. Lo scopo della norma è fornire specifiche regole per il progetto, il calcolo e l’installazione di tubazioni preisolate per reti di distribuzione e trasmissione ad acqua calda interrate, con tubazioni assemblate secondo la EN 253 e con pressione massima 25 bar; di seguito sono illustrati i criteri di approccio alla progettazione e si rimanda alla norma stessa per l’approfondimento dell’argomento. Determinazione della classe di progetto. In relazione al grado di sicurezza e di complessità di un sistema di distribuzione del calore vengono individuate tre classi di progetto (A, B, C) dipendenti da elementi quali: il diametro delle tubazioni, le sollecitazioni assiali, la valutazione del livello di rischio in caso di guasti. In funzione della classe di progetto vengono definiti differenti fattori di sicurezza nella progettazione e vengono prescritte differenti percentuali nel controllo delle saldature. Caratteristiche dei materiali. I materiali ritenuti idonei alla realizzazione di reti di teleriscaldamento sono realizzati in accordo alle norme EN 253, EN 448, EN 488, EN 489; i test sui materiali e i controlli in fase di produzione sono quelli richiesti nelle citate norme, in accordo con il manuale di qualità del produttore certificato ISO 9001. Le tubazioni e i componenti in acciaio impiegati per la produzione di materiali preisolati devono essere dotati di certificato 3.1.B secondo le norme EN 10204. Individuazione e definizione delle sollecitazioni. La norma classifica una serie di fenomeni, di tipo variabile e di tipo permanente, che provocano sollecitazioni sulle tubazioni; nel documento vengono riportati gli algoritmi per il calcolo delle solleci-

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tazioni limite ed i fattori di sicurezza da adottare nei diversi casi. Gli allegati alla bozza di norma riportano in modo dettagliato esempi di calcolo per la determinazione delle sollecitazioni semplici e composte che insistono sulle tubazioni. 23.3.7 Progettazione del sistema di monitoraggio. II principale fattore che può comportare il deperimento delle tubazioni preisolate durante l’esercizio è la presenza di umidità nella schiuma poliuretanica d’isolamento. L’azione congiunta dell’umidità e del calore accelerano la corrosione dell’acciaio (nelle prime tubazioni con isolamento realizzato utilizzando come agente espandente CFC vi era inoltre innesco di reazioni chimiche aggressive per l’acciaio). L’umidità può essere causata da perdite nelle tubazioni (es. saldature difettose) o da infiltrazioni esterne (es. giunto non correttamente eseguito, casing esterno della tubazione danneggiato ecc.). Definizione del sistema d’impianto Per rilevare tempestivamente la presenza di umidità nell’isolamento sono disponibili sul mercato diversi sistemi; tutti utilizzano dei conduttori elettrici inseriti lungo la tubazione nella schiuma poliuretanica e il principio di misura è riconducibile alla verifica di isolamento tra il conduttore e la tubazione. Questi sistemi consentono poi di effettuare oltre alla rilevazione del guasto anche la localizzazione, con precisione di qualche metro, nonché verificare l’integrità del conduttore elettrico. I vari sistemi si differenziano tra loro per il tipo di conduttore utilizzato, per le modalità di misura dell’isolamento (resistenza, impedenza ecc.) e le modalità di localizzazione del guasto. Si evidenzia che presso il CEN (comitato tecnico TC107) è allo studio una specifica norma prEN 14419 “Tubazioni per teleriscaldamento - Tubazioni preisolate per reti di distribuzione ad acqua calda interrate - Sistemi di monitoraggio”. Di seguito si riportano indicativamente alcune diverse proposte sul mercato. Sistema Nordico Tipo di conduttore: filo di rame nudo /stagnato. Modalità di misura dell’isolamento: resistenza, impedenza. Modalità di localizzazione: misura del tempo di transito degli impulsi. Sistema “Brandes” Tipo di conduttore: filo al nichel-cromo. Modalità di misura dell’isolamento: misura di resistenza. Modalità di localizzazione del guasto: misura comparativa della resistenza. Definizione dello schema d’impianto Attuando opportune modalità di collegamento dei fili in corrispondenza delle derivazioni dei tratti terminali delle tubazioni (es. stacchi d’utenza) è possibile monitorare tutti i tratti di tubazione della rete. Le apparecchiature di rilevazione dei guasti hanno comunque un limite di lunghezza di rete monitorata e, in caso la rete abbia estensione superiore, è necessario suddividerla in più zone di monitoraggio.

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Per consentire, comunque, la verifica di efficienza dei sistema di monitoraggio e una maggior precisione in caso di localizzazione dei guasti, è opportuno installare dei punti di sezionamento in posizione ben accessibile e protetti da infiltrazioni d’acqua (es: armadietti stradali e pozzetti stradali). Di norma le centraline di monitoraggio e controllo hanno bisogno di una fonte di alimentazione e, per il corretto utilizzo devono poter essere installate in posti facilmente accessibili e dove è possibile effettuare il collegamento a una rete di trasmissione per la comunicazione degli allarmi. Affinché il sistema di monitoraggio sia efficace è opportuno che il progetto venga effettuato direttamente dal fornitore, l’installazione venga fatta con molta cura (verifica durante la posa dell’isolamento e della continuità dei conduttori), venga fatto rilievo preciso as-built, da aggiornare accuratamente in caso di manutenzione e ampliamenti della rete. I vari sistemi di monitoraggio sono tra loro poco compatibili, per cui è opportuno mantenere omogeneità di tipologia per ogni zona monitorata. 23.3.8 Stesura degli elaborati progettuali. Al termine delle fasi progettuali precedenti sono disponibili tutte le informazioni per la realizzazione della rete. Per procedere all’appalto queste informazioni devono essere rappresentate negli elaborati grafici di progetto, nelle relazioni, nei computi metrici, nei capitolati che definiscono esattamente l’opera da realizzare. I documenti possono essere differenti a seconda che si effettui l’appalto separato di fornitura e posa delle tubazioni, o che si richieda all’appaltatore lo sviluppo di alcuni aspetti progettuali (progettazione civile esecutiva, progettazione meccanica ecc.). Si riporta di seguito un elenco indicativo ma non esaustivo dei principali elaborati progettuali. 1. Capitolato speciale d’appalto - Parte 1: Norme tecnico-economiche generali e regolamento dell’appalto 2. Capitolato speciale d’appalto - parte 2: Norme e prescrizioni tecniche per la posa teleriscaldamento, misure e valutazione dei lavori 3. Elenco prezzi unitari 4. Piano di sicurezza e coordinamento 5. Sezioni tipo, schemi e schede tipo materiale preisolato e relativi accessori (secondo fornitore materiali) 6. Specifiche per la stesura dei rilievi 7. Computo metrico estimativo 8. Cronoprogramma dei lavori 9. Elaborati grafici: 9.1 Planimetria generale delle condotte preisolate in progetto (scala 1:500) 9.2 Schema elettrico collegamenti sistemi di monitoraggio 9.3 Planimetria generale rilievo celerimetrico dell’area su cui si sviluppa il percorso in progetto (scala 1:500 o 1:1000) 9.4 Planimetria generale riassuntiva dell’indagine dei sottoservizi ed individuazione dei scavi di saggio effettuati (scala 1:500). 9.5 Sezione degli scavi di saggio rilevati (scala 1:100) 9.6 Profilo longitudinale di posa della tubazione con posizione dei sottoservizi (scala 1:500 o 1:1000)

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9.7 Particolari costruttivi tipici di realizzazione: sezione di scavo, derivazioni, pozzetti, sfiati, drenaggi, uscita cavi sistema d’allarme ecc. (scala 1:100 o 1:50) 9.8 Particolari costruttivi di tratti con specifiche caratteristiche di lavorazione: spingitubo per attraversamenti (rogge, ferrovie ecc.), uso di macchine speciali (spingitubo, palancolature ecc.), posa di pezzi speciali per spostamenti in corrispondenza di servizi interferenti, camerette per l’alloggiamento di valvole motorizzate ecc. (scala 1:100 o 1:50). – – – – –

Nella stesura dei capitolati tecnici è opportuno che siano definiti: i livelli di controlli non distruttivi sulle saldature, in base ai diametri della tubazione ed alla funzione (trasporto, distribuzione ecc.); le lavorazioni con macchine speciali (spingitubo, palancolature ecc.); le modalità di collaudo (prove in pressione, collaudo sistema d’allarme); la documentazione in corso d’opera e a fine lavoro (schede di saldatura, schede installazione giunti, rilievi del tracciato, posizione giunti, posizione pezzi speciali, circuiti del sistema d’allarme ecc.); le modalità di movimentazione, preparazione installazione dei materiali, con riferimento alle prescrizioni del fornitore dei materiali.

Nella stesura dei computi è opportuno che vengano considerati gli oneri relativi a: – verifiche sulla posizione effettiva dei sottoservizi mediante scavi di saggio in relazione alla precisione delle informazioni cartografiche disponibili; – lavorazioni in condizioni disagevoli (scavi a mano, spazi ristretti, traffico intenso ecc.); – lavorazioni con macchine speciali (spingitubo, palancolature ecc.). Negli elaborati grafici è opportuno che vengano sviluppati con il necessario dettaglio i particolari civili (sezioni di scavo, pozzetti, camerette ecc.). Le linee-guida si completano con cenni sulla posa delle reti, sulle lavorazioni di tipo civile, di tipo meccanico, sull’accettabilità dei materiali ecc.

23.4

TIPOLOGIA DELLE CENTRALI

Una volta definita la potenzialità totale occorrente, si sceglie la taglia dei generatori di calore, sulla base di considerazioni tecniche, economiche e gestionali, spesso predisponendo la possibilità di installare altri generatori, qualora si possa già prevedere un ampliamento della centrale. Nel caso di impianti di cogenerazione, dall’andamento del diagramma di carico si può ricavare quale debba essere la quota di potenza termica da assegnare ai gruppi a energia totale e quale quella a carico dei generatori convenzionali. Da realizzazioni pratiche molto significative sembra che solamente il 50% del massimo carico invernale venga coperto dalla centrale di cogenerazione mentre la centrale convenzionale copre l’altro 50%. Così facendo, però, l’85% dell’energia totale occorrente viene fornita dalla centrale di cogenerazione e l’altro 15% dalla centrale convenzionale.

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La tipologia delle centrali per il teleriscaldamento è determinata dalla potenza termica da produrre in cogenerazione: per Pcog  5 MW per 5  Pcog  25 MW per Pcog  25 MW

23.5

motori alternativi a gas (MAG) turbine a gas in ciclo semplice (TG) cicli combinati gas-vapore (CC)

FLUIDI TERMOVETTORI

Una volta definite le caratteristiche della centrale di produzione del calore, occorre studiare e determinare quali debbano essere quelle del fluido termovettore: tipologia, temperatura, salto termico, pressione di lavoro ecc. I parametri più interessanti da tener presenti sono: – il costo; – la possibile tossicità; – i probabili effetti sull’ambiente; – il costo del pompaggio; – la semplicità di gestione e manutenzione. 23.5.1 Scelta del fluido. I possibili fluidi termovettori sono: – l’acqua; – il vapor d’acqua; – i fluidi diatermici (oli diatermici, miscele di sali inorganici ecc.). L’acqua può essere impiegata tal quale, come acqua calda o acqua surriscaldata o, anche, sotto forma di vapore. Le principali considerazioni che oggi spingono a preferire l’acqua calda o, meglio, l’acqua surriscaldata a media temperatura (max 130 °C) al vapore, possono essere così sintetizzate: – il vapore, pur presentando un’elevata capacità specifica di trasporto del calore, dovuta al favorevole rapporto fra il calore di condensazione e la sua entalpia, impone un valore molto alto della temperatura di mandata (ciò fra l’altro limita fortemente la gamma dei motori che possono funzionare in cogenerazione in queste condizioni) che non consente l’impiego dei tubi preisolati (la loro temperatura max di esercizio non va oltre i 130 °C); – la rete di distribuzione del vapore e gli apparecchi utilizzatori devono essere dotati di scaricatori di condensa, costosi e che comportano una manutenzione molto onerosa; – la rete di ritorno delle condense (aggressive) è sottoposta a corrosioni per cui dovrebbe essere realizzata con acciai speciali (essa, comunque, è di costosa gestione); – la semplicità di regolazione della temperatura dell’acqua è un vantaggio notevole che consente di contenere le spese di esercizio; – una rete di distribuzione di vapore, a parità di potenza termica erogata, ha diametri sensibilmente più grandi di una rete di acqua surriscaldata;

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– la capacità di accumulo di calore di una rete di acqua surriscaldata è molto grande e, se da un lato comporta maggiori dispersioni di calore in un funzionamento intermittente, dall’altro consente una grande elasticità nel seguire le variazioni di carico; – gli impianti ad acqua surriscaldata sono più semplici nella realizzazione e nella gestione. I fluidi diatermici, specie gli oli diatermici, sono caratterizzati dall’avere bassa tensione di vapore anche ad alte temperature; ciò consente di impiegare il fluido, in fase liquida, con elevata differenza di temperature fra la mandata e il ritorno (100  150 °C), così da avere diametri delle tubazioni di servizio più piccoli che con l’acqua, a parità di energia distribuita. L’elevato costo, la tossicità e il pericolo di inquinamento annullano i vantaggi citati e, quindi, tali fluidi non vengono praticamente impiegati negli impianti di riscaldamento urbano. 23.5.2 Temperature di progetto. La capacità di trasporto di energia termica, quando si utilizza acqua, è proporzionale alla differenza di temperatura tra mandata e ritorno. La temperatura di ritorno, peraltro, non può scendere sotto i 50  60 °C, in quanto non può essere inferiore alla temperatura minima del circuito di utilizzazione dell’utenza; ne discende che occorrerà cercare di aumentare la temperatura di mandata al valore più alto compatibilmente con: – i problemi di resistenza dei materiali impiegati; si è già detto che le tubazioni preisolate reperibili sul mercato, le quali hanno risolto tanti problemi di corrosione e di coibentazione, non possono essere usate con temperature superiori a 130 °C; – le maggiori dispersioni di calore e, quindi, le maggiori perdite energetiche da correlare allo sviluppo della rete; – il valore di pressione da garantire in rete allo scopo di assicurare che in ogni punto essa sia superiore a quella di saturazione alla stessa temperatura, per impedire fenomeni di flashing: si è oggi orientati nel contenere la pressione massima in rete entro valori compatibili con l’impiego di componenti in esecuzione PN 16. L’incremento della temperatura di mandata, a parità di temperatura di ritorno, aumenta la gamma delle utenze allacciabili, riduce la portata in circolazione e, quindi, le dimensioni dei tubi, delle valvole e, in genere, di tutti i componenti e gli accessori della rete. 23.6

CONFIGURAZIONE DELLA RETE

Il tracciato della rete deve essere risolto caso per caso in funzione della posizione della centrale e della dislocazione delle utenze nel contesto urbano e/o di quartiere. La centrale dovrebbe essere collocata nel baricentro dei carichi termici e la rete dovrebbe alimentare le sottocentrali secondo la logica della densità dei carichi termici (kW/km) decrescenti. In realtà accade che la centrale è posta alla periferia della zona da servire e l’andamento della rete viene fortemente condizionato dalla situazione dei servizi presenti nel sottosuolo, principalmente: rete gas, fognatura, reti telefoniche e di energia elettrica.

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Le configurazioni più diffuse della rete sono tre (fig. 23.1): – ramificate; – ad anello; – a maglie. La più comune è la prima, quella ramificata, nella quale il tracciato è determinato dalle grandi utenze e dai baricentri parziali dei gruppi di utenze a medio-bassa densità di carico. Le grandi distanze fra la centrale di produzione e le utenze più lontane comportano forti cadute di pressione, per cui devono essere previste condotte di diametri elevati; un altro aspetto da tener presente è che, visto il tipo di rete, anche se lo sviluppo della rete nel tempo sarà lento, occorrerà fin dall’inizio installare le tubazioni per la portata futura, con aggravio economico non indifferente che, in alcuni casi, può anche compromettere la redditività dell’operazione, sì da scoraggiarne la realizzazione. La rete ad anello permette di alimentare le utenze da due linee indipendenti il che può essere utile nel caso di utenze di maggiore dimensione e importanza (per esempio ospedali); il vantaggio di questa soluzione è anche dovuto alla possibilità di estensione del servizio. La rete a maglie è un’estensione della rete ad anello ed è tipica di quartieri fortemente caricati; questa disposizione richiede la coesistenza di più centrali posizionate ai bordi della rete. Passando da una configurazione a un’altra l’affidabilità aumenta. La rete ramificata, che rappresenta la soluzione più semplice per raggiungere i singoli utenti con il minor percorso e, quindi, con i minimi costi non garantisce l’affidabilità poiché un disservizio lungo un ramo principale pone in crisi tutta l’utenza a valle. La rete ad anello migliora sensibilmente l’affidabilità per tutta la rete principale, limitando l’interruzione ai rami secondari. La struttura a maglia favorisce al massimo grado l’affidabilità con evidente aumento di costo. Una soluzione interessante, da esaminare in fase di progettazione, è quella di cominciare la costruzione della rete come ramificata per poi chiuderla ad anello con lo sviluppo dell’area servita. 23.7

SOTTOCENTRALI DI UTENZA

Le sottocentrali d’utenza costituiscono l’elemento di collegamento tra la rete di distribuzione (del caldo e/o del freddo) e l’utenza e consentono il trasferimento dell’energia termica all’utenza stessa in funzione delle esigenze. I possibili sistemi di allacciamento fra il circuito primario (rete) e il circuito secondario (utilizzatore) sono due: – sistema diretto; – sistema indiretto. Nel sistema diretto non vi è alcuna separazione idraulica fra circuito primario e circuito secondario, per cui esso è adatto, principalmente, per impianti di riscaldamento nei quali il fluido primario sia acqua calda (anche a bassa temperatura) e per

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Possibili configurazioni di reti di teleriscaldamento.

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circuiti di raffreddamento nei quali il collegamento diretto è vantaggioso perché, non esistendo lo scambiatore, non si hanno riduzioni di efficienza energetica. Gli svantaggi di questo sistema sono essenzialmente: – necessità di compatibilità dei due circuiti primario e secondario; – miscelazione fra l’acqua del circuito primario (trattata e controllata nella centrale di produzione del calore) e l’acqua del circuito secondario, spesso immessa nel circuito senza alcun trattamento; – difficoltà di delimitare e definire le responsabilità del gestore dell’impianto e quelle dell’utente. Il sistema indiretto che prevede l’allacciamento fra primario e secondario attraverso uno o più scambiatori di calore a superficie, consente: – di separare idraulicamente il primario e il secondario così che non sussistano più problemi di pressioni, di qualità dell’acqua ecc.; – di svincolare i valori di temperatura nei due circuiti; – definire esattamente i limiti di proprietà e di responsabilità; – di utilizzare elevati valori della differenza di temperatura fra mandata e ritorno al primario, riducendo i costi della rete; – di contabilizzare con facilità il calore erogato. Per maggiore chiarezza in una sottocentrale d’utenza è bene distinguere due zone (norma UNI 8855-1986): – sottostazione di alimentazione; – sottostazione di servizio. 23.7.1 Sottostazioni di alimentazione. Esse contengono le apparecchiature necessarie al collegamento fra circuito primario e circuito secondario. Indipendentemente dal sistema adottato (diretto o indiretto) le apparecchiature occorrenti sono (fig. 23.2): – valvole di intercettazione (che è bene siano sigillate per evitare manomissioni) del tipo a flusso avviato (6); – giunti dielettrici; – valvole di scarico (9) e di sfogo aria (1); – filtro raccoglitore di impurità (4); – manometri (7); – termometri (10); – riduttori di pressione (8) (nel sistema diretto); – valvole di sicurezza a scarico libero (k) (nel sistema diretto); – limitatori di portata (3), necessari per limitare la portata d’acqua, derivata dalla rete, a quella corrispondente alla potenza termica contrattuale; può anche prevedersi una valvola autoazionata di regolazione della pressione differenziale fra mandata e ritorno; – contatore di calore (2) per la contabilizzazione del calore erogato; – valvola di ritegno (5). I sistemi di distribuzione possono essere a due o tre condotti. Nel primo si ha una tubazione di arrivo e una di ritorno; la regolazione della temperatura dell’acqua è in

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Fig. 23.2 Sottostazione di alimentazione. A mandata; R ritorno; k dispositivo di sicurezza; 1 valvola di sfiato; 2 contatore di calore; 3 limitatore di portata; 4 raccoglitore di impurità; 5 valvola di ritegno; 6 valvola di intercettazione; 7 manometro; 8 riduttore di pressione azionato dalla pressione a valle; 9 valvola di scarico; 10 termometro.

genere fatta in funzione della temperatura esterna ma, comunque, essa non viene fatta scendere d’estate sotto un valore minimo in modo da garantire (se presente) la produzione di acqua calda sanitaria, anche con impianto di riscaldamento fuori servizio. Nel sistema a tre tubi, di cui due di mandata e uno di ritorno, la temperatura dell’acqua può essere variabile per il riscaldamento e fissa per la produzione di acqua calda sanitaria. 23.7.2 Sottostazioni di servizio. Esse contengono tutti i componenti e gli accessori necessari per il buon funzionamento degli impianti collegati. Come si è già detto il collegamento fra primario e secondario può essere diretto o indiretto. Collegamento diretto. Il collegamento viene realizzato inviando direttamente l’acqua proveniente dalla sottostazione di alimentazione alle diverse utenze. La regolazione delle temperatura dell’acqua inviata nei diversi circuiti utilizzatori (radiatori, ventilconvettori, bollitore per la produzione di acqua calda sanitaria ecc.) viene ottenuta con sistemi a miscelazione o con sistemi a spillamento con valvole a 2 o 3 vie (fig. 23.3), generalmente, in funzione della temperatura esterna. Collegamento indiretto. Il collegamento indiretto avviene con uno scambiatore di calore (fig. 23.4) a superficie del tipo a piastre o a fascio tubiero; il primo tipo è preferito negli impianti con temperature e pressioni non elevate mentre quello a fascio tubiero (a U o a testa flottante) è più adatto per elevate pressioni e temperature. Sul secondario la circolazione, l’espansione e la sicurezza sono garantite dall’utente. Il controllo della temperatura dell’acqua calda nel circuito secondario è ottenuto con sonda di temperatura compensata e regolatore che agisce su una valvola a 2 o 3 vie sul primario dello scambiatore.

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Fig. 23.3

Sottostazione di servizio per collegamento diretto.

Produzione di acqua calda sanitaria. Lo scambiatore per la produzione dell’acqua calda sanitaria può essere in parallelo a quello del riscaldamento o in serie. I sistemi possono essere a riscaldamento istantaneo o ad accumulo. Nelle figg. 23.5, 23.6, 23.7 e 23.8 si riportano possibili schemi di allacciamento per la produzione di acqua calda sanitaria. Nella progettazione di questi impianti è bene tener presente che: – l’allacciamento deve, comunque, essere fatto in modo tale da rendere la differenza di temperatura tra mandata e ritorno sul primario la più grande possibile, garantendo peraltro una temperatura sul primario sufficiente nel periodo estivo; – la temperatura dell’acqua sanitaria prodotta non deve oltrepassare 48 °C (5 °C) per evitare fenomeni di incrostazione e corrosione.

23.8

REGOLAZIONE DELLA RETE DI DISTRIBUZIONE

Nelle reti di teleriscaldamento il circuito primario di solito è a portata variabile e la regolazione delle sottostazioni di servizio è ottenuta con valvole a 2 vie; ciò permette di rispondere con immediatezza alle richieste dell’utenza, consente di risparmiare energia di pompaggio della rete primaria e massimizza l’utilizzo del calore trasportato, considerato che si abbassa al minimo la temperatura di ritorno in centrale. È necessario, pertanto, disporre sulla rete di distribuzione primaria dei sensori di pressione (o meglio di pressione differenziale) che possano agire o sul numero di pompe in funzione o sulla loro velocità (tramite inverter). Nelle reti molto estese basta tener sotto controllo soltanto le utenze più sfavorite e regolare, in base ai segnali provenienti da queste sonde, le pompe in funzione.

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Fig. 23.4 Sottostazione di servizio per allacciamento indiretto.

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Fig. 23.5

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Produzione di acqua calda sanitaria a riscaldamento istantaneo con limite della temperatura di ritorno.

23.9

PROTEZIONI E SICUREZZE

Le sottostazioni di servizio devono essere corredate di tutte le apparecchiature di protezione e sicurezza previste dalla normativa (ISPESL, ex ANCC) in modo da proteggere il circuito secondario da sovratemperature e sovrappressioni: valvola di sicurezza, vaso di espansione, flussostati, termostati limite di sicurezza ecc. 23.10 SISTEMI DI TELERISCALDAMENTO E TELERAFFREDDAMENTO DI GRANDE POTENZA Durante il convegno: “Le pompe di calore geotermiche nel contesto dei sistemi energetici integrati sul territorio urbano” tenutosi a Milano il 9 novembre 2007, sono stati illustrati aspetti tecnologici e realizzativi, con esempi di alcune realizzazioni all’estero. In particolare è stato descritto l’utilizzo di gruppi frigoriferi centrifughi – pompe di calore sia per il recupero di calore che per la produzione combinata di energia termica e di energia frigorifera, al servizio di sistemi di teleriscaldamento e teleraffreddamento di grande potenza. Gli impianti citati sono quattro: – SYSAV Malmö, recupero di calore dai fumi di scarico, con potenza termica di 19 MW; – Fortum per Nimrod Stoccolma, produzione combinata di energia frigorifera e di energia termica, con potenza frigorifera di 48 MW; – Viken Fjernvarme Oslo per Skoyen Vest, recupero di calore dalle acque di scarico della fognatura non pulite e non trattate, con potenza termica di 20 MW e produzione di acqua calda a 90 °C;

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Fig. 23.6 Produzione di acqua calda sanitaria con riscaldamento istantaneo a due circuiti.

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Fig. 23.7

Fig. 23.8

Produzione di acqua calda sanitaria con accumulo.

Produzione di acqua calda sanitaria con accumulo a due circuiti.

– Helsinki Energy per Katri Vala, produzione combinata di energia frigorifera e di energia termica, con potenza frigorifera di 60 MW, potenza termica di 90 MW e produzione di acqua calda a 88 °C. SYSAV Malmö. SYSAV Malmö in Svezia ha realizzato un nuovo impianto per la produzione di energia dai rifiuti. Una parte importante dell’impianto è costituito dal-

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l’installazione di due pompe di calore da 19 MW che sfruttano il lavaggio dei gas di scarico del termovalorizzatore come sorgente termica. Le pompe di calore producono acqua calda fino alla temperatura di 70 °C per alimentare il teleriscaldamento della città di Malmö. Le due pompe di calore sono disposte in serie sul lato della sorgente calda e sul lato della sorgente fredda; ciò incrementa considerevolmente il COP complessivo (COP = coefficiente di effetto utile, si veda, più avanti, inizio capitolo 24). Ci sono condizioni di funzionamento con temperature di mandata del teleriscaldamento più basse per le quali il COP può salire anche fino a 6,5. Dati tecnici: numero di unità 2 refrigerante R134a potenza frigorifera 15.500 kW temperatura acqua sorgente fredda ingresso/uscita evap. 34,2 °C / 24,3 °C portata acqua sorgente fredda 1.350 m3/h temperatura acqua teleriscaldamento ingresso/uscita cond. 50 / 59,2  70 °C portata acqua di teleriscaldamento 1.800 m3/h potenza elettrica consumata 3.500 kW potenza termica 19.000 kW Fortum per Nimrod Stoccolma II sistema di teleriscaldamento di Stoccolma funziona da diversi decenni e copre l’intera città e i sobborghi limitrofi. Inizialmente il sistema di teleriscaldamento era alimentato da calore prodotto bruciando olio combustibile e carbone, insieme con la produzione di energia elettrica, CHP (produzione combinata di energia termica ed energia elettrica con turbina a vapore con condensatore caldo al servizio della rete di teleriscaldamento). All’inizio del 1980, a causa della costante crescita del prezzo dell’olio combustibile, sono state installate a Stoccolma pompe di calore con potenzialità termica complessiva superiore a 600 MW. Queste pompe di calore producono oggi circa la metà del fabbisogno termico della città. Inoltre grazie alla disponibilità di centrali nucleari, il costo dell’energia elettrica è relativamente basso e ha reso competitivo il funzionamento delle pompe di calore. Durante il periodo estivo, per la produzione dell’acqua calda sanitaria, si esegue una ulteriore ottimizzazione facendo funzionare le pompe di calore solo nelle ore notturne, riversando l’energia termica prodotta in serbatoi di accumulo calore, con conseguenti costi di energia elettrica molto bassi. L’acqua di mare e l’acqua in uscita dagli impianti di depurazione sono le sorgenti fredde più usate per le pompe di calore. Teleraffreddamento come nuova applicazione Negli ultimi anni il fabbisogno di acqua refrigerata è aumentato a causa della crescita della tecnologia informatica. Produzione combinata di energia termica e di energia frigorifera Poiché ad ogni processo di produzione di energia frigorifera si ha una quota di energia termica generata che può essere resa disponibile, la società che gestisce gli

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impianti ha sviluppato una soluzione che consente di avere differenti condizioni di funzionamento in modo da far funzionare il gruppo frigorifero / pompa di calore per un periodo di esercizio più lungo durante l’anno, con maggiore efficienza per l’unità di produzione e rendendo quindi più attrattivo l’investimento. Ci sono quattro gruppi frigoriferi / pompe di calore, che producono in estate una potenza frigorifera complessiva di 48 MW. Peraltro, durante la stagione estiva non è richiesto recupero di calore poiché è già sufficiente quello reso disponibile dalle pompe di calore installate. Le stesse unità producono in primavera, autunno e inverno una potenza frigorifera di 24 MW con una potenza termica completamente di recupero di 35,6 MW alla temperatura di 78 °C. Ciascun gruppo frigorifero/pompa di calore è costituito da due compressori centrifughi e può funzionare secondo le due modalità. – Per la produzione di sola energia frigorifera: in estate, quando è elevato il fabbisogno frigorifero, il calore di scarico al condensatore è asportato con l’acqua di mare alla temperatura massima di 22 °C; il condensatore è dotato di tubazioni in titanio. – Per la produzione combinata di energia termica e di energia frigorifera: in primavera, autunno e inverno, con un fabbisogno moderato di energia frigorifera che arriva fino a 24 MW, ma con la presenza simultanea di un fabbisogno di energia termica, il calore reso disponibile dal condensatore è utilizzato per alimentare la rete del sistema di teleriscaldamento alla temperatura di mandata di 78 °C con una potenza termica massima di 35,6 MW. Conclusione La possibilità di usare le unità con varie modalità consente al gruppo frigorifero / pompa di calore di funzionare 8.000 ore all’anno, rendendo quindi l’investimento più redditizio rispetto all’utilizzo di unità di produzione con singola modalità di funzionamento, come la sola produzione di energia frigorifera o la sola produzione di energia termica. Tutte le modalità di funzionamento possono essere modificate elettronicamente tramite il PLC del sistema di controllo, che chiuderà e aprirà le corrispondenti valvole di intercettazione, modificando i parametri di controllo. Potenze prodotte: – Potenza frigorifera in estate 48.0 MW – Potenza frigorifera in inverno 23.6 MW – Potenza termica 35.6 MW Viken Fjernvarme Oslo per Skoyen Vest Oslo recupera energia termica a bassa temperatura dall’acqua della fognatura fino a 90 °C con una pompa di calore. Le verifiche funzionali e il collaudo sono stati effettuati sulla più grande pompa di calore della Norvegia nel dicembre 2005. La pompa di calore installata ha una potenza termica di 18.400 kW con una singola unità. Questa è la pompa di calore con taglia più grande al mondo che sfrutta come sorgente di calore acque reflue non trattate. Con la potenza termica di 18.400 kW, l’im-

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pianto produce energia termica per un valore di 90 milioni di kWh all’anno, attraverso il recupero di calore reso disponibile da uno dei più grandi canali di acque reflue di Oslo. L’ulteriore sviluppo del sistema di teleriscaldamento è uno degli obbiettivi più importanti della città di Oslo per ridurre l’impatto locale sull’ambiente. L’energia termica viene preferibilmente prodotta dal recupero di calore reso disponibile bruciando rifiuti o da tecnologie a basso impatto ambientale, come gli impianti a biomassa e le pompe di calore che possono utilizzare come sorgente calda le risorse idriche costiere. Dati tecnici: numero di unità 1 refrigerante R134a sorgente fredda: acque reflue potenza frigorifera 12.134 kW temp. acqua sorgente fredda ingresso / uscita evap. 10,0 / 5,8 °C portata acqua sorgente fredda 2.400 m3/h temp. acqua sorgente calda ingresso / uscita cond. 67,2 / 90 °C portata acqua sorgente calda 541 m3/h potenza elettrica compressore 6.620 kW potenza termica 18.754 kW COP 2,83 Helsinki Energy per Katri Vala L’impianto a pompe di calore di Helsinki è il più grande al mondo, in grado di produrre simultaneamente la potenza frigorifera di 60 MW e la potenza termica di 90 MW con una potenzialità complessiva di 150 MW. La potenza elettrica consumata è di 30 MW con un eccellente COP di 150 MW / 30 MW  5. In inverno, la potenza frigorifera richiesta è fornita dall’acqua di mare, il calore è prodotto usando acqua di scarico pulita come sorgente di calore. Quest’installazione è progettata per funzionare più di 8.000 ore all’anno. Dati tecnici

Estate

Inverno

Numero di unità Refrigerante Sorgente fredda Potenza frigorifera Temp. sorgente fredda ingresso/uscita evap. Portata sorgente fredda Temp. sorgente calda ingresso/uscita cond. Portata sorgente calda Potenza elettrica compressore

5 R134a acqua teleraffred. 60.000 kW 20,0 / 4,0 °C

acqua di mare (indiretta) 60.000 kW 10,0 / 4,0 °C

3.225 m3/h 45,0 / 88,0 °C

86.600 m3/h 50,0 / 62,0 °C

1.850 m3/h 30.656 kW

6.105 m3/h 23.850 kW

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La pompa di calore costituisce una delle applicazioni più efficaci per conseguire dei reali risparmi energetici, limitare l’inquinamento atmosferico e l’effetto serra, nonché per contenere i costi dell’energia necessaria per la climatizzazione degli ambienti. Oggi, il 65%-70% di tutta l’energia elettrica prodotta è di origine termoelettrica e la produzione avviene bruciando soprattutto petrolio, carbone e gas naturale. Una conseguenza da non trascurare sta nel fatto che per ogni kilowattora prodotto per via termoelettrica vengono immessi in atmosfera circa 600 grammi di CO2, gas che contribuisce all’effetto serra. L’aumento di efficienza delle macchine e degli impianti che fanno uso di energia elettrica comporta, oltre a un minor consumo di energia primaria, anche minori emissioni in ambiente di gas serra. Le pompe di calore di oggi sono dei prodotti di elevata affidabilità e alta efficienza, che hanno a loro vantaggio una lunga esperienza di funzionamento in condizioni anche molto differenziate e in molti casi estreme. Da un’indagine eseguita dall’ASHRAE, è emerso che la vita media attesa delle pompe di calore, secondo i tipi, è la seguente: – pompe di calore residenziali aria-aria, 15 anni; – pompe di calore commerciali aria-aria, 15 anni; – pompe di calore commerciali acqua-aria, 19 anni. Si tratta di valori apprezzabili, che confermano la qualità raggiunta da queste macchine. Questa indagine è stata effettuata anni fa, su macchine equipaggiate in gran parte con compressori alternativi ermetici. Se fosse ripetuta oggi darebbe probabilmente risultati ancora migliori, poiché è ormai prevalente l’uso dei compressori scroll, più affidabili e meglio rispondenti al funzionamento nei due regimi di riscaldamento e raffreddamento. L’aumento di efficienza e i perfezionamenti della tecnologia intervenuti negli ultimi anni costituiscono ulteriori ragioni per preferire le pompe di calore alle caldaie a gas negli impianti di riscaldamento e condizionamento. E non vi sono limitazioni di esercizio, poiché le pompe di calore ad aria possono funzionare anche con temperature esterne molto basse, fino a 15 °C, seppure con un proporzionale calo di resa. Un ciclo termodinamico è un insieme di trasformazioni fatte subire a un fluido; le trasformazioni comportano scambi di calore e lavoro tra il fluido e l’ambiente esterno. Se il ciclo ha la funzione di trasformare calore in lavoro si dice diretto; viceversa, se trasferisce calore da un ambiente a temperatura più bassa a un altro a temperatura più alta si chiama ciclo inverso e, per il secondo principio della termodinamica, questo ciclo è realizzabile solo somministrando energia meccanica. Se questo

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ciclo inverso viene utilizzato per sottrarre calore a un ambiente che deve essere mantenuto a temperatura inferiore all’ambiente circostante si parla comunemente di ciclo frigorifero; se, viceversa, il ciclo viene utilizzato per mantenere un ambiente a temperatura più alta di quella circostante, si parla di ciclo a pompa di calore. In entrambi i casi il funzionamento è sempre lo stesso: fornendo lavoro si sottrae calore a un ambiente a più bassa temperatura e lo si riversa, incrementato dell’equivalente termico del lavoro compiuto, all’ambiente a temperatura più elevata (fig. 24.1). Esistono essenzialmente due tipi di pompa di calore: quella a compressione e quella ad assorbimento. Schematicamente, una pompa di calore a compressione di vapore saturo è costituita da un compressore, da un evaporatore, da un condensatore e da un organo di espansione. Nella fig. 24.2 è riportato il ciclo di funzionamento nel piano temperatura-entropia: il fluido frigorigeno evapora lungo AB a temperatura e pressione costante. Entra, quindi, nel compressore e la trasformazione BC non è isoentropica; all’uscita dal compressore il fluido è surriscaldato e passa al condensatore dove prima si desurriscalda (CD) e, quindi, condensa a pressione e temperatura costante (DE). Nel tratto EA, il fluido passa attraverso l’organo di laminazione si raffredda e il ciclo riprende. La temperatura di condensazione Tc è più alta di quella del pozzo caldo, così come la temperatura di evaporazione Te è inferiore a quella del pozzo freddo perché solo in tal modo si possono realizzare gli scambi termici. Si dice coefficiente di effetto utile di una pompa di calore (quasi universalmente indicato con COP, coefficient of performance) il rapporto tra il calore utilizzato al pozzo “caldo” e il lavoro speso. Dal punto di vista energetico l’impiego della pompa di calore è certamente conveniente rispetto al riscaldamento elettrico, poiché il COP è, per definizione, maggiore di uno.

Fig. 24.1

Schema di una pompa di calore.

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Fig. 24.2

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Ciclo di una pompa di calore (ciclo Rankine a vapore surriscaldato).

Il COP si esprime semplicemente quale rapporto fra l’energia termica resa (effetto riscaldante) e l’energia elettrica utilizzata. Q COP  ––– E

(24.1)

Il COP è molto sensibile alle temperature minime e massime del ciclo. Il valore teorico di COP ottimale, cioè quello del ciclo di Carnot inverno, è dato da: T1 COP  ––––––– T1  T2

(24.2)

Dove T1 è la temperatura dell’energia termica resa e T2 è la temperatura della sorgente fredda. Teoricamente, quindi, avendo acqua di pozzo a 15 °C (288,5 K) (sorgente fredda) e producendo acqua calda a 45 °C (318,5 K) (per impianti a pannelli radianti) il COP teorico sarebbe 10,6; invece il COP reale è molto più piccolo. Nei riguardi di un impianto tradizionale il confronto può essere fatto considerando: ηc: rendimento dell’impianto di combustione  0,85 (con gasolio in centrali termiche ben accudite) ηe: rendimento globale di fornitura dell’energia elettrica  0,3  0,35 COP : effetto utile della pompa di calore Le pompe di calore sono energeticamente convenienti quando:

ηc COP  ––––  2,8  2,4 ηe

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Nel caso si faccia il confronto per un piccolo impianto domestico con caldaietta autonoma a gas (ηc  0,7) perché ci sia convenienza energetica, occorre che: 0,7 COP  –––––––––  2,33  2 0,3  0,35 Dal punto di vista economico come vanno le cose? Si considerino i casi del riscaldamento con gasolio, olio combustibile 3,5 °E e gas metano. Il costo per 1 kWh si può desumere considerando: a) i rendimenti di combustione: – ηc gasolio  0,85 – ηc gas  0,82 b) i costi dei combustibili (dati noti al marzo 2008): – gasolio: 1,0 €/L + IVA 20% (equivale a 1,5 €/kg) – gas metano: 0,65 €/Nm3 + IVA 20% (considerando l’utenza privata - equivale a 0,78 €/Nm3) c) i poteri calorifici: – gasolio: 11,872 kWh/kg – gas metano: 9,6 kWh/m3 d) per l’energia elettrica si è tenuto conto di un costo medio di 0,18 €/kWh. Da semplici calcoli si ricava che il costo per 1 kWh è: – con il gasolio: circa 0,149 €/kWh – con il gas metano: circa 0,1 €/kWh – con l’energia elettrica: circa 0,18 €/kWh Il COP deve avere, quindi, questi valori limite: – nei confronti del gasolio:  1,2 – nei confronti del gas:  1,8 I valori numerici a cui si perviene sono validi per un brevissimo tempo, visto che i costi dell’energia sono fissati per motivi politici e contingenti. È bene fare, però, alcune osservazioni: – nel caso di piccoli impianti domestici esiste una discreta differenza tra valori minimi di COP ricavati facendo il calcolo economico e quelli desunti da considerazioni puramente energetiche, per l’elevato costo dell’energia elettrica alle utenze minori; – un effettivo calcolo di convenienza economica non può prescindere dai costi di investimento e dalle ipotizzabili variazioni (in aumento) dei costi dell’energia elettrica e dei diversi combustibili; – i valori di COP minimi su indicati devono intendersi quelli medi stagionali, che sono per lo più ben lontani (in difetto) dai valori riportati sul catalogo delle case costruttrici, e ciò non perché queste sostengano il falso, ma perché essi sono correlati a prefissate condizioni di riferimento.

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In realtà, come si accennerà più avanti, al variare di tali condizioni e principalmente della temperatura del pozzo freddo, delle condizioni di funzionamento delle macchine, dell’incidenza più o meno alta delle apparecchiature ausiliarie ecc., il COP, nell’arco della stagione del riscaldamento, raggiunge valori sensibilmente più bassi di quelli teorici di riferimento. Nello studio di convenienza economica occorre, quindi, indagare a fondo su questo aspetto fondamentale.

24.1

LE SORGENTI FREDDE

I principali e più comuni tipi di pompe di calore sono: – aria-aria; – aria-acqua; – acqua-aria; – acqua-acqua. Oltre a queste, per dovere d’informazione, vanno citate quelle suolo-aria e suolo-acqua. Allo stato attuale si può affermare che: – i tipi aria/aria e aria/acqua hanno il loro maggior campo di applicazione nel condizionamento e riscaldamento civile e residenziale; – i tipi acqua/aria e acqua/acqua sembrano i più adatti per impianti industriali e civili e per l’applicazione dei principi del “recupero di energia”; – i tipi suolo/aria e suolo/acqua, cosiddette pompe di calore geotermiche, trovano oggi impiego in America e nel nord Europa (Germania, Austria, Svizzera, Svezia). Quando si parla di energie rinnovabili, si trascura spessissimo la disponibilità di risorse idriche superficiali: si tratta di risorse che risultano reperibili con facilità sul territorio e a cui è generalmente possibile sottrarre una potenza termica significativa gratuita mediante l’impiego di un sistema a pompa di calore. Tali risorse possono essere rappresentate anzitutto da acqua di fiume, di roggia, di lago e di mare. Esistono tuttavia in molte zone anche disponibilità di acqua di falda oppure di acqua geotermica a bassa temperatura. Addirittura vi sono zone in cui l’acqua di falda già oggi viene captata e deve essere sistematicamente pompata dal sottosuolo ed evacuata per impedire fenomeni di allagamento dei piani sotterranei degli edifici. Le sorgenti fredde da cui è possibile attingere calore sono diversissime e dal prospetto schematico riportato (fig. 24.3), si possono avere indicazioni che non hanno affatto la pretesa di esaurire tutti i possibili casi che si possono presentare in pratica e che devono essere tutti attentamente esaminati perché spesso è possibile raggiungere risultati interessanti anche da situazioni meno appariscenti. È evidente, altresì, che si dovranno sempre eseguire calcoli accurati di convenienza energetica ed economica, per evitare il rischio di affrontare spese ingenti (sia di costruzione sia, poi, di gestione) senza alcun ritorno dell’investimento.

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Possibili sorgenti fredde per impianti a pompa di calore.

24.2

LE POMPE DI CALORE

Le pompe di calore, essendo delle macchine frigorigene, possono essere utilizzate sia in inverno, in tal caso il calore a bassa temperatura attinto (acqua di falda, aria esterna ecc.) alla sorgente fredda viene riversato nel circuito di riscaldamento (acqua calda che circola nell’impianto utilizzatore, fig. 24.4), sia in estate; in tal caso il calore attinto, sempre dalla sorgente a più bassa temperatura, e cioè l’acqua refrigerata, viene riversato alla sorgente a più alta temperatura: acqua di pozzo, di torre, aria esterna ecc. Per poterle utilizzare in tutte e due le modalità è necessario provvedere a un’inversione: che può essere attuata sul ciclo o sull’impianto. Nelle pompe di calore a inversione sul ciclo si utilizza una particolare valvola a quattro vie che serve a commutare il funzionamento dal regime estivo a quello invernale, invertendo il funzionamento degli scambiatori (evaporatore e condensatore). Si veda la fig. 24.5. Questa tipologia si ritrova normalmente nelle pompe di calore ariaaria e aria-acqua. Nelle pompe di calore a inversione sull’impianto, il circuito frigorifero non si modifica, l’evaporatore e il condensatore svolgono sempre la loro funzione, mentre si modificano (all’esterno della macchina) i collegamenti fra le sorgenti termiche e gli scambiatori. Tipiche sono le pompe di calore acqua-acqua.

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Fig. 24.4 Integrazione di una pompa di calore con una caldaia. GF gruppo frigorifero; 1 serbatoio di accumulo; 2 terminali di impianto; 3 caldaia; P1 pompa circuito primario; P2 pompe circuito secondario; P3 pompa circuito caldaia; C1 collettore principale (circuito secondario); C2 collettore circuito gruppi; V1 valvola di regolazione; V2 valvola di taratura.

Fig. 24.5 Pompa di calore acqua-acqua a inversione di ciclo integrata con una caldaia. PdC pompa di calore acqua-acqua; 1 serbatoio d’accumulo; 2 terminali d’impianto; 3 caldaia; P1 pompa circuito primario; P2 pompe circuito secondario; P3 pompa circuito caldaia; PC pompa circuito condensatore/evaporatore; PS pompa sorgente termica; V1 valvola di regolazione; V2 valvola di taratura; C1 collettore impianto (collettore secondario); C2 collettore circuito gruppi frigoriferi.

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Con queste macchine è sempre opportuno inserire nel circuito aperto uno scambiatore di calore, onde evitare l’inquinamento sia del circuito chiuso dell’utenza, che della sorgente (acqua di falda, di lago ecc.) (fig. 24.6). Le possibilità di applicazione delle pompe di calore spaziano dal settore “primario” (agricoltura, allevamento e macellazione bestiame) a quello “secondario” (processi di trasformazione produttivi), fino al settore “terziario”. Interessantissimi sono, tra l’altro, gli impianti cosiddetti “bivalenti”, nei quali vengono utilizzati tutti e due gli effetti del ciclo frigorifero, vale a dire la sottrazione di calore alla sorgente fredda e la cessione alla sorgente a più alta temperatura. Tipici esempi si hanno nell’industria alimentare (raffreddamenti delle derrate e contemporaneo utilizzo del calore così ottenuto sia per i servizi tecnologici sia per la climatizzazione; nella macellazione dove il calore reso disponibile ai condensatori può essere utilizzato per la produzione di acqua calda per i lavaggi, per i servizi sanitari ecc.) e, comunque, in quasi tutte le fabbriche (automobilistiche, chimiche, tessili, cartarie, petrolchimiche ecc.) si hanno fonti di calore (sia sensibile sia latente) che possono essere sfruttate. Anche nel campo “civile” si vanno diffondendo applicazioni interessanti e che un tempo erano di esclusiva pertinenza del settore industriale. 24.2.1 Gruppi termofrigoriferi polivalenti a recupero totale. Per gli edifici, caratterizzati da elevata richiesta contemporanea di “freddo” e di “caldo”, in particolare in estate e durante le mezze stagioni è ragionevole l’idea di recuperare il calo-

Fig. 24.6 Pompa di calore acqua-acqua con inversione sull’impianto. 1 pompa di calore acqua-acqua; 2 serbatoio d’accumulo; PE pompa circuito evaporatore; PC pompa circuito condensatore; P2 pompe circuito secondario; PS pompa sorgente; SC scambiatore di calore; C1 collettore principale (circuito secondario); C2 collettore circuito gruppi frigoriferi; V1 valvola di regolazione; V2 valvola di taratura; V3 valvola di taratura; VC valvola di commutazione.

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re di condensazione della macchina frigorifera, permettendo di non spendere ulteriore energia e, quindi, di spendere meno e liberare meno CO2 nell’atmosfera. Le unità termofrigorifere polivalenti sono, pertanto, utili per soddisfare appieno le esigenze degli impianti a quattro tubi. Possono funzionare utilizzando aria esterna (condensazione ed evaporazione con aria) oppure acqua di falda (condensazione ed evaporazione con acqua). Nelle figure 24.7, 24.8 e 24.9 sono riportati gli schemi che si riferiscono ad unità con condensazione-evaporazione ad aria. Dato il loro funzionamento “tutto l’anno” le unità che utilizzano aria esterna devono poter lavorare fino a condizioni estreme (estate 48 °C e inverno 10 °C). Attualmente sono in produzione unità polivalenti miste aria-acqua, cioè con la possibilità di poter funzionare utilizzando il calore dell’aria o dell’acqua di falda. In questo modo si possono scegliere delle fasce stagionali di funzionamento, con aria piuttosto che con acqua, al fine di ottenere i massimi rendimenti energetici. Tali gruppi, infatti, consentono la produzione di acqua calda e acqua refrigerata simultaneamente e in modo del tutto indipendente, adattandosi alle differenti richieste di carico termico interno dell’edificio. Si possono identificare tre configurazioni di funzionamento: – produzione di sola acqua refrigerata, in cui l’unità funziona come un semplice refrigeratore acqua-aria (fig. 24.7); – produzione di sola acqua calda, in cui l‘unita funziona come una pompa di calore aria-acqua (fig. 24.8); – produzione combinata di acqua calda e refrigerata, in cui l’unità funziona come un refrigeratore dotato di recupero totale del calore di condensazione (fig. 24.9). Il passaggio tra una configurazione di funzionamento e l’altra avviene in modo del tutto automatico grazie a un microprocessore a bordo unità. Produzione di sola acqua refrigerata. Quando il fabbisogno di acqua calda è nullo, l’unità si comporta come un normale refrigeratore e smaltisce il calore prelevato dall’ambiente interno direttamente all’aria esterna tramite la batteria alettata, che in questo caso funge da condensatore. L’effetto utile frigorifero viene prodotto in uno scambiatore a fascio tubiero (evaporatore). Produzione di sola acqua calda. La macchina in questo caso si comporta esattamente come una pompa di calore che preleva il calore dell’ambiente esterno attraverso lo scambiatore a batteria alettata e lo utilizza per innalzare il livello di temperatura dell’acqua da inviare all’ambiente interno a mezzo di uno scambiatore a fascio tubiero. In questo caso, quindi, la batteria alettata funziona da evaporatore, mentre lo scambiatore a fascio tubiero funge da condensatore. La differenza principale rispetto alle tradizionali pompe di calore ad inversione di ciclo sta nel fatto che la produzione di acqua calda avviene in uno scambiatore di recupero distinto dall’evaporatore a fascio tubiero a cui viene assegnato, pertanto, il compito di produrre l’effetto utile frigorifero. Ciò è indispensabile ai fini di mantenere distinte le due sezioni calda e fredda, aspetto necessario per gli impianti a quattro tubi.

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Fig. 24.7 Schema di funzionamento con modalità “solo freddo”.

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Fig. 24.8 Schema di funzionamento con modalità “solo caldo”.

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Produzione combinata di acqua calda e refrigerata. Nel caso in cui l’utenza richieda contemporaneamente la produzione di acqua calda e refrigerata, l’unità si comporta esattamente come un refrigeratore con recupero totale del calore di condensazione. Il calore di condensazione viene recuperato nello scambiatore di recupero a fascio tubiero per innalzare il livello della temperatura dell’acqua da destinare all’utenza calda, mentre il processo di evaporazione del refrigerante avviene nell’altro scambiatore di calore a fascio tubiero e permette di sottrarre calore all’acqua riducendone il livello di temperatura in modo da soddisfare le esigenze dell’utenza fredda. La potenza totale viene divisa su due circuiti frigoriferi indipendenti, permettendo una regolazione continua della potenza resa, mantenendo sia la potenza termica che quella frigorifera modulabili da 0 a 100% indipendentemente una dall’altra. Si può anche verificare che un circuito si posizioni in un modo di lavoro mentre l’altro viene selezionato e fatto lavorare in modalità tale che la somma termica e frigorifera dei due circuiti soddisfi le richieste istantanee dell’impianto. Tali combinazioni di lavoro sono rese possibile solo grazie a un controllo a microprocessore a bordo delle unità. Per ottimizzare ulteriormente il sistema, poi, è possibile affiancare l’unità a dei termoaccumulatori, rendendo così il sistema in grado di sfruttare al meglio le caratteristiche della macchina. Sul mercato sono reperibili unità funzionanti con fluidi frigorigeni ecologici HFC R-410c e con HFC R-134a; le macchine con R-410c sono solitamente di potenzialità non molto elevata, con range tra 35 e 200 kW, sia in riscaldamento che in refrigerazione. Vengono equipaggiate con due o quattro compressori scroll, a cui vengono accoppiati degli scambiatori a piastre. Le macchine con R-134a, invece, sono equipaggiate con compressori a vite, minimo due, e scambiatori a fascio tubiero, e possono raggiungere potenzialità fino a 700 kW. 24.2.2 Pompe di calore a recupero totale. Oltre all’esigenza di disporre contemporaneamente di energia di segno opposto, soddisfatta attraverso l’utilizzo di gruppi polivalenti, esistono destinazioni d’uso (alberghi, residence ecc.) per le quali, parallelamente alla necessità di riscaldamento in inverno e raffrescamento in estate, risulta presente una costante richiesta di acqua calda, a esempio per usi sanitari: è proprio per rispondere a questi fabbisogni che si realizzano pompe di calore a recupero totale. Queste unità sono delle pompe di calore acqua/aria a inversione di ciclo e come tali consentono la produzione di acqua calda o refrigerata a seconda della commutazione stagionale selezionata, nel circuito primario. Essendo dotate, peraltro, di uno scambiatore ad acqua supplementare per il recupero del calore in condensazione, posto in parallelo al condensatore principale, consentono anche la produzione di acqua calda nel circuito secondario. Per quanto appena detto, queste macchine risultano particolarmente idonee per impianti a due tubi con commutazione estate/inverno sul circuito principale e collegamento a un circuito secondario di recupero per la produzione di acqua calda sanitaria.

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Fig. 24.9 Schema di funzionamento con modalità “freddo + recupero”.

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24.2.3 Pompe di calore elioassistite. Non va, inoltre, taciuta una possibilità già ampiamente studiata a livello sia teorico sia sperimentale e cioè l’impiego dell’energia solare negli impianti a pompa di calore detti “elioassistiti”. L’interesse di tale soluzione sta nel poter utilizzare calore a bassa temperatura captato (con buona efficienza anche alle basse temperature esterne invernali) con collettori solari piani anche non particolarmente sofisticati e, quindi, meno costosi. L’acqua calda ottenuta con tale principio diventa la sorgente di una pompa di calore che viene, perciò, chiamata elioassistita. Si rimanda a studi particolareggiati da eseguire, anche per orientare le progettazioni verso diverse possibili configurazioni: serie, parallelo ecc. 24.2.4 Pompe di calore ad assorbimento. Sono state anche studiate applicazioni con pompe di calore ad assorbimento a bromuro di litio (LiBr) le quali, rispetto a quelle a compressione, presentano il vantaggio di poter essere impiegate per la produzione estiva di freddo utilizzando l’energia solare. Per le macchine attualmente sul mercato la sorgente fredda non deve essere a temperatura inferiore ai 15 °C e la più alta temperatura dell’acqua ottenibile al condensatore è bene che non sia superiore ai 40 °C, pena la cristallizzazione. 24.3

FUNZIONAMENTO A CARICO PARZIALE

La convenienza di un sistema a pompa di calore non deve essere valutata sulla base del valore teorico del COP, definito per prefissate condizioni di riferimento, ma essa deve essere verificata assumendo nei calcoli il valore che l’efficienza assume in realtà durante il periodo del riscaldamento. Il COP varia, come già si è avuto modo di accennare, in funzione delle temperature di evaporazione e di condensazione o, se ci si riferisce all’impianto, delle temperature della sorgente fredda e dell’utenza (pozzo caldo, fig. 24.10). In realtà, come è stato posto più volte in evidenza, il COP dipende molto anche dalle caratteristiche costruttive delle macchine, dalla corretta taratura, dal sistema di regolazione della potenza resa e dal sistema impiantistico in cui la pompa è inserita. Il funzionamento a carico parziale, per esempio, ha un’influenza molto grande, per cui i risultati che si riscontrano in pratica possono essere veramente molto lontani dalle attese. I principali componenti delle pompe di calore influenzano, più o meno pesantemente, il COP e le sue variazioni ai carichi parziali: è necessario, perciò, un’accurata progettazione del compressore, degli scambiatori, del circuito frigorifero e dei componenti ausiliari che assorbono energia. Al ridursi del carico termico si deve poter intervenire variando la resa termica del gruppo per cercare di adeguarla alle necessità. Nei compressori alternativi il controllo di “capacità” può essere ottenuto o scaricando i cilindri o riducendo la velocità di rotazione. Gli attriti meccanici (pistoni che viaggiano a vuoto nei cilindri), le perdite di carico incontrate dal gas nel passaggio attraverso le valvole ecc., sono tali da portare a una riduzione del COP anche del 50%. La riduzione di velocità sembra, invece, dare risultati molto buoni e, in alcuni

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Temperatura sorgente fredda

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Andamento del COP per una pompa di calore acqua-acqua.

casi, addirittura si ha un miglioramento del COP, che è dovuto a un aumento del rendimento di compressione e a un aumento del rendimento volumetrico totale, senza avere attriti passivi e filaggio di gas. Quanto si è detto per gli alternativi vale anche per i compressori a vite: una riduzione della capacità ottenuta ricorrendo alle valvole a cassetto per by-passare parte del gas comporta generalmente un peggioramento del COP. Quando si prevede, quindi, di dover lavorare per lungo tempo con carichi ridotti, prossimi o al di sotto del 50%, è molto meglio pensare di installare due macchine ottenendo un miglioramento dell’efficienza totale. È evidente che occorrerà valutare globalmente la convenienza economica della soluzione, dopo aver attentamente verificato l’esattezza della scelta progettuale; di ciò si parlerà a proposito del corretto dimensionamento dell’impianto. Alcune considerazioni meritano anche gli scambiatori di calore. L’efficienza di una pompa è strettamente legata alla temperatura delle isoterme di evaporazione e condensazione, a loro volta correlate alle temperature della sorgente fredda e del ricevitore. È necessario, d’altra parte, che esista una certa differenza di temperatura tra la sorgente fredda e il fluido refrigerante (evaporatore) e tra refrigerante e ricevitore (condensatore), perché abbia luogo il passaggio di calore. Queste differenze di temperatura devono però essere le più piccole possibili. Ciò si può otte-

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nere unicamente ricorrendo ad ampie superfici di scambio e, perciò, con costi più elevati; anche in questo caso, pertanto, interverranno considerazioni di ordine economico e i valori di Δt saranno fissati secondo un attento compromesso. Un aspetto importante da considerare è la possibilità di mantenere sempre pulite le superfici di scambio. Nelle pompe di calore acqua-acqua, è normale che il condensatore sia a fascio tubiero scovolabile, con l’acqua che circola nei tubi; è raccomandabile che anche l’evaporatore sia dello stesso tipo, vale a dire con il refrigerante all’esterno dei tubi entro i quali, invece, passa l’acqua. Questa esigenza è dettata dal fatto che in questo tipo di macchine non viene invertito il ciclo di funzionamento (come nelle piccole macchine aria-aria, aria-acqua e acqua-aria) ma vengono deviati i flussi d’acqua nei due scambiatori. Così in estate, se la macchina funziona da gruppo refrigeratore, l’acqua di raffreddamento (di pozzo, fiume, lago, da torre evaporativa) passa nel condensatore, mentre in inverno, nel funzionamento come pompa di calore, l’acqua che costituisce la sorgente fredda (e che viene scaricata dopo il suo sfruttamento) percorre l’evaporatore. È chiaro, perciò, che occorre pulire periodicamente i tubi per non ridurre drasticamente il COP Per effetto dei depositi (dovuti a incrostazioni, fanghiglie, depositi biologici, depositi da corrosione ecc.) la resistenza offerta dalle pareti dei tubi al passaggio del calore può progressivamente aumentare (con velocità funzione del tipo di acqua impiegata). Ciò fa sì che aumenti anche il Δt fra acqua e fluido refrigerante: significa, quindi, che nell’evaporatore la temperatura lato gas si può abbassare fino a valori anche pericolosi per gelo (in punti singolari in cui la velocità dell’acqua è bassa) e, comunque, sempre tali da ridurre l’efficienza. L’impiego di scambiatori intermedi, se serve a mantenere puliti i circuiti dell’evaporatore, provoca però una riduzione del COP per effetto del doppio scambio termico tra acqua, fluido intermedio e refrigerante. Ogni pompa di calore è dotata di apparecchiature ausiliarie necessarie al suo funzionamento: ventilatori, pompe, riscaldatori dell’olio ecc. L’energia utilizzata da queste apparecchiature non è, in genere, inferiore al 10% di quella massima assorbita dalla macchina. Si comprende, quindi, che quando la potenza assorbita dal compressore diminuisce per intervento della regolazione ai carichi parziali, l’incidenza percentuale di quella assorbita dagli ausiliari aumenta e il COP si abbassa. Anche questo aspetto dovrebbe perciò esser meglio approfondito e, comunque, di ciò si deve tener conto quando si tenti di valutare il COP medio stagionale. I motori di azionamento sono anch’essi componenti di grande rilievo: basti pensare alle variazioni significative (in diminuzione) del rendimento passando dal pieno carico ai carichi parziali. Un motore elettrico che può avere un rendimento del 90  92% a pieno regime, vede abbassarsi tale valore finanche al 60% per carichi molto ridotti. Il rendimento di un motore a combustione interna, a pieno carico, è del 30  35%, ma può ridursi ai bassi carichi fino al 20  25%. Anche questa è un’altra buona ragione per studiare soluzioni che consentano, per il maggior tempo possibile, un funzionamento a pieno carico: ciò può ottenersi frazionando la potenza occorrente (correttamente valutata) su più macchine e/o prevedendo sistemi di accumulo del calore. Tutte queste considerazioni devono guidare nella scelta sia delle macchine più adatte, sia dei sistemi nei quali si dovranno inserire.

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Attenti studi dovranno essere fatti per cercare di valutare con buona attendibilità i valori dei COP medi stagionali secondo la sorgente fredda da sfruttare. Nelle pompe di calore aria-aria e aria-acqua, in particolare, si dovrà prestare molta attenzione all’andamento delle temperature dell’aria esterna e, in funzione di queste, valutare il COP medio stagionale e, di conseguenza, la convenienza economica dell’operazione. Non può essere trascurata, per queste macchine, anche l’ulteriore riduzione del COP dovuta allo sbrinamento dell’evaporatore alle basse temperature dell’aria. Non devono, in questa analisi, essere sottovalutati anche altri aspetti, oltre quelli puramente economici (costo delle energie, tasso di interesse, variazioni dei costi ecc.) e cioè: la possibilità di approvvigionamento del combustibile, l’andamento della bilancia dei pagamenti ecc. 24.4

DIMENSIONAMENTO DI UN IMPIANTO DI RISCALDAMENTO CON POMPE DI CALORE

La potenza massima richiesta da un impianto di riscaldamento si calcola in funzione della temperatura minima esterna di riferimento; tale potenza si riduce poi proporzionalmente all’aumentare di essa. Il numero di giorni nei quali è dato registrare una temperatura esterna pari a quella minima di progetto è però molto limitato. Un impianto di riscaldamento, in grado di erogare tutta la potenza massima richiesta nelle peggiori condizioni, funziona perciò, per la maggior parte del tempo, a carico parziale. È possibile costruire per ogni località, note le temperature esterne nel periodo del riscaldamento e la loro frequenza, la curva della potenza richiesta nei diversi giorni dell’anno; essa si può disegnare riportando sulle ascisse il numero di giorni durante i quali è richiesta una certa potenza termica che viene riportata in ordinata (fig. 24.11). La curva è rapidamente decrescente: vi sono, cioè, pochi giorni molto freddi.

Fig. 24.11

Potenza termica richiesta nei diversi giorni di una stagione di riscaldamento.

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Nel proporzionare un impianto con pompa di calore occorrerà, pertanto, scegliere la potenzialità della macchina in maniera tale che essa possa fornire, con il miglior rendimento (il che vale particolarmente per le pompe aria-aria e aria-acqua) la potenza occorrente per il maggior numero di giorni. È ovvio che per pochi giorni, quando cioè le temperature esterne sono inferiori a quella di equilibrio (temperatura alla quale la potenza richiesta dall’impianto è eguale a quella resa dalla pompa), bisognerà ricorrere a un impianto di integrazione. Tale impianto è bene che sia di minimo costo, di semplice installazione e gestione, anche se di basso rendimento, visto il numero veramente piccolo di giorni nel quale verrà chiamato a funzionare. È evidente che la temperatura di equilibrio deve essere scelta con criteri di economicità. Un basso valore di tale temperatura comporta una potenza elevata della pompa (se la sorgente fredda è aria il funzionamento si fa oltre tutto con COP bassi) e un apporto trascurabile del sistema di integrazione. Viceversa, un valore elevato della temperatura di equilibrio comporta una pompa di calore più piccola e un impianto integrativo di maggior potenza, che deve funzionare per un periodo più lungo, il che può rendere non più interessante il sistema impiantistico scelto. Molto spesso con una potenzialità della pompa pari al 50% della massima richiesta si può coprire il 70  80% del fabbisogno totale di riscaldamento. Il sistema integrativo può essere proporzionato per la potenza massima richiesta e ciò si ha quando al di sotto della temperatura di equilibrio la pompa di calore viene esclusa; caso di pompa di calore aria-aria, aria-acqua e temperature esterne minime bassissime. 24.5

POMPE DI CALORE AD ALTA TEMPERATURA PER IMPIANTI DI TELERISCALDAMENTO

In molti paesi (soprattutto in Scandinavia), l’applicazione di pompe di calore per sistemi di teleriscaldamento è una tecnologia diffusa e presente da alcuni anni. In Italia non ha avuto analoga diffusione, ma esistono oggi le condizioni che consentono di proporre tale tipo di applicazione con successo. I fatti oggettivi, che hanno determinato recentemente il ritorno di una situazione di interesse, sono principalmente i seguenti: – disponibilità di unità a pompa di calore che possono erogare acqua calda sino alla temperatura di 90 °C e, quindi, alimentare in presa diretta una rete di teleriscaldamento ad acqua calda anche con modalità di funzionamento standing alone, senza la necessità di altre unità dì generazione termica integrative da porre in serie alla pompa di calore per raggiungere soddisfacenti temperature di mandata per la rete di teleriscaldamento; – trend di crescita del prezzo dell’energia elettrica inferiore a quello dei combustibili fossili a motivo dell’entrata in funzione di centrali a ciclo combinato caratterizzate da rendimenti molto più elevati dei tradizionali cicli termici a vapore; – tendenza a un consistente sviluppo del teleriscaldamento nell’immediato futuro conseguentemente alla liberalizzazione del mercato dell’energia.

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Tutte le risorse prima citate possono dare un contributo significativo al risparmio energetico e alla riduzione delle emissioni inquinanti o che contribuiscono all’effetto serra. L’utilizzo di tali risorse per alimentazione di impianti di teleriscaldamento è possibile mediante l’impiego di pompe di calore di grande potenza, in grado di produrre acqua calda ad alta temperatura. Negli anni passati, la tendenza prevalente in Italia associava l’impiego della pompa di calore per sistemi di teleriscaldamento al recupero di energia termica derivante da risorse geotermiche, trascurando viceversa l’utilizzo di risorse idriche superficiali. L’utilizzo di queste ultime presenta invece indubbi vantaggi: – le risorse superficiali sono facilmente accettabili come esistenza, mentre il reperimento delle risorse geotermiche è assoggettato ad un rischio minerario; quindi nel caso di risorse idriche superficiali l’accertamento della risorsa non comporta sostanzialmente costi di ricerca, come invece avviene per le risorse endogene; – l’utilizzo di risorse idriche superficiali non comporta il rischio, come invece avviene in talune zone per le risorse geotermiche, di deprimere con l’emungimento altre attività, ad esempio di carattere termale, legate alla risorsa stessa; – le risorse idriche superficiali sono caratterizzate da un chimismo assai meno problematico ai fini dell’utilizzo rispetto a quello che caratterizza le risorse geotermiche profonde; – le procedure autorizzative per l’utilizzo delle risorse superficiali sono in genere molto più semplici di quelle occorrenti per l’utilizzo delle risorse geotermiche ai sensi della legge n. 896/86; – il fatto che le risorse idriche superficiali si trovino a una temperatura inferiore rispetto a quella che caratterizza le risorse geotermiche non è in genere determinante, a condizione che il minor salto termico recuperabile sia compensato da una maggiore disponibilità di portata (come molto spesso si verifica). 24.6

CONSIDERAZIONI IMPIANTISTICHE DI CARATTERE GENERALE

Le pompe di calore utilizzate per il recupero di energia termica dalle risorse idriche a bassa temperatura e destinate ad alimentare reti di teleriscaldamento risultano oggi commercialmente disponibili con taglie comprese nel campo da 1 a oltre 20 MWt per unità e operano utilizzando generalmente come fluido refrigerante R134a. Nel caso di unità di potenza compresa tra 2 e 9 MWt, la temperatura massima ottenibile dell’acqua calda è di 78 °C. Nel caso di unità di potenza singola superiore a 9 MWt, la temperatura massima ottenibile per l’acqua calda raggiunge addirittura il valore di 90 °C. Le temperature ottenibili, per il circuito di utilizzo del calore, fanno sì che l’impiego di tali pompe di calore risulti ottimale in impianti di teleriscaldamento ad acqua calda, ma non ne escludono l’utilizzo anche in impianti di teleriscaldamento ad acqua surriscaldata. In tale ultimo caso, in genere la pompa di calore opera con una funzione di preriscaldamento dell’acqua di rete di ritorno alla centrale di produzione, mentre altre unità, cogenerative o termiche semplici, poste in serie, con-

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sentono il raggiungimento delle temperature di mandata più alte desiderate. Le unità sono in genere bistadio quando la temperatura della sorgente fredda utilizzata comporti temperature di evaporazione comprese tra 0 e 15 °C. Quando la sorgente fredda è costituita di circuiti che permettono una temperatura di evaporazione dell’ordine di 35 °C o più, la soluzione adottata per il ciclo a pompa di calore è in genere monostadio. Le prestazioni, in termini di COP, sono influenzate anche dalla temperatura di ingresso della sorgente calda nel gruppo a pompa di calore. Per tale motivo, nel caso di impianti di teleriscaldamento, deve essere curata l’impiantistica del sistema, che deve essere tale da consentire temperature di ritorno dell’acqua di rete quanto più basse possibili. Ciò si ottiene adottando particolare cura nelle modalità di collegamento e di gestione delle sottocentrali di utenza con l’adozione di particolari accorgimenti (ad esempio, alimentazione in cascata degli usi igienico-sanitari rispetto agli usi termici per riscaldamento ambienti). Una ulteriore considerazione è legata alle modalità di regolazione della rete di teleriscaldamento. In presenza di una pompa di calore, deve essere privilegiata la possibilità di esercizio della rete a portata costante con modulazione delle temperature di esercizio della rete, al fine di consentire una riduzione della temperatura di mandata a carico parziale e quindi di massimizzare il COP della pompa di calore. Appare particolarmente interessante, sia dal punto di vista tecnico sia dal punto di vista economico, affiancare la pompa di calore con un gruppo di cogenerazione, molto spesso costituito da un motore a gas, che non solo produca l’energia elettrica necessaria per alimentare la pompa di calore, ma produca anche una potenza termica integrativa e, con una disposizione in serie rispetto alla pompa di calore, possa consentire di innalzare, se necessario, il livello termico dell’acqua calda prodotta. 24.7

POMPE DI CALORE PER PRODUZIONE CONTEMPORANEA DI ENERGIA TERMICA E FRIGORIFERA

Una delle applicazioni più interessanti di pompe di calore ad impianti di teleriscaldamento è quando la stessa unità può essere utilizzata, oltre che per la produzione di energia termica, anche come gruppo frigorifero per la produzione di acqua gelida destinata ad alimentare una rete di teleraffreddamento. I due utilizzi, a seconda dei casi, possono essere concomitanti o meno. Le soluzioni impiantistiche principali nel caso di usi non concomitanti sono due: – i compressori dei due stadi della pompa di calore sono indipendenti ed è possibile esercirli, oltre che in serie nell’uso per la produzione di energia termica come pompa di calore, anche in parallelo: in tal caso la pompa di calore si trasforma in un gruppo frigorifero convenzionale con ottimi coefficienti di effetto frigorifero; – nei casi in cui non fosse possibile esercire in parallelo i due stadi del compressore, si può risolvere il problema continuando ad esercire la pompa di calore come tale con produzione di acqua calda a 90 °C (quindi tale seconda soluzione è limitata ai casi di unità di taglia singola di almeno 9 MWt) e utilizzando l’energia termica prodotta per alimentare, oltre che le normali utenze termiche ad acqua calda,

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anche uno o più assorbitori monostadio, che vanno ad integrare la produzione frigorifera all’evaporatore della pompa di calore. Tale soluzione risulta particolarmente interessante nei casi in cui la presenza di un fabbisogno frigorifero può risultare contemporaneo alla presenza di un fabbisogno termico. 24.8

POMPE DI CALORE PER PRODUZIONE DI VAPORE SATURO A BASSA PRESSIONE

Con la moderna tecnologia delle pompe di calore è possibile anche produrre vapore saturo a bassa pressione (max 4 bar rel.) o acqua surriscaldata alla temperatura massima di 140°C. In questo caso, la fonte di energia termica deve però essere tale da consentire una temperatura di evaporazione per il ciclo a pompa di calore non inferiore a 50 °C. Tale vincolo non è dovuto tanto a problemi tecnologici, quanto al fatto che con salti di temperatura tra condensatore ed evaporatore superiori a 90 °C il COP del ciclo scende a valori privi di interesse dal punto di vista economico. Tale applicazione, che riveste certamente una possibile importanza in ambito industriale laddove siano presenti usi di energia termica sotto forma di vapore a bassa pressione con contestuali scarichi termici sotto forma di acqua calda, può tuttavia prestarsi anche per il settore del teleriscaldamento. Infatti, tale soluzione consente di ampliare il parco di utenza servita dal teleriscaldamento allacciando anche utenze di vapore sino a 4 bar o acqua surriscaldata. In tal caso, la pompa di calore è decentrata presso l’utenza e la rete di teleriscaldamento funge da sorgente fredda e alimenta l’evaporatore della pompa di calore. Un esempio di possibile applicazione è per il settore ospedaliero, che in genere necessita di vapore a bassa pressione per l’umidificazione sterile nelle unità di trattamento aria ed altri usi (cucina, sterilizzazione). L’installazione della pompa di calore presso l’ospedale permette di evitare di dover installare caldaie a vapore o a olio diatermico e, se il sistema di riscaldamento degli ambienti è ad acqua calda, si può soddisfare il fabbisogno termico dell’ospedale con una sola rete di riscaldamento senza necessità di caldaie. 24.9 POMPE DI CALORE PER IL RECUPERO DI ENERGIA TERMICA DAL CIRCUITO DI RAFFREDDAMENTO A BASSA TEMPERATURA DI MOTORI PRIMI E UNITÀ DI GENERAZIONE ELETTRICA Si tratta di un’applicazione innovativa, che a tutt’oggi non è ancora stata realizzata all’estero e che invece è in corso di installazione in due impianti in Italia (ospedale San Raffaele di Milano e centrale AG Power di Riva del Garda). L’idea alla base dell’applicazione consiste nel recupero dell’energia termica dal circuito di raffreddamento a bassa temperatura delle centrali termoelettriche, cogenerative e non. Tale circuito raccoglie contributi termici, che si differenziano a seconda della tipologia del/dei motori primi e della taglia dell’impianto, ma comunque

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opera in genere a temperature dell’ordine di 35  40 °C, costituendo una sorgente fredda per la pompa di calore ad un livello termico molto interessante e in genere con una notevole continuità di esercizio lungo l’arco dell’anno. Le caratteristiche salienti di tale applicazione sono le seguenti: – la taglia dell’unità in questo caso può scendere anche a valori di 1 MWt o di poco inferiori; – il fluido di lavoro del ciclo, anziché R134a, è in genere R245f a motivo del particolare campo di temperature di esercizio richiesto e della taglia spesso ridotta delle unità; – l’unità è in genere monostadio, e quindi presenta un costo di investimento ridotto; – quando la centrale sia titolata a ricevere il certificato verde per la sua produzione elettrica in ragione dell’energia termica recuperata e fornita al teleriscaldamento, la pompa di calore consente un recupero termico aggiuntivo, altrimenti non possibile, dal ciclo termico e quindi permette di incrementare i certificati verdi ottenibili; – il COP è molto elevato, a motivo del ridotto salto termico tra la temperatura di condensazione e quella di evaporazione, come si può evincere dalla tabella 24.1, che mostra alcuni casi tipici di dimensionamento. Tab. 24.1

Pompe di calore con sorgente fredda costituita dall’acqua del circuito di raffreddamento dei motori primi

Caso taglia fluido lavoro potenzialità termica (kW) COP Sorgente fredda fluido portata (m3/h) temperatura ingresso (°C) temperatura uscita (°C) Sorgente calda fluido portata (m3/h) temperatura ingresso (°C) temperatura uscita (°C)

24.10

A

B

C

piccola

grande

939 3,76

media R245fa 1.742 5,25

122 40 35

acqua circuito raffreddamento 303 47,2 43

444 47 40,9

41 58 78

acqua teleriscaldamento 117,6 65 78

793 65,1 69

3.477 6,09

INCENTIVI ALL’IMPIEGO DELLE POMPE DI CALORE

La Legge 10/91 obbliga al ricorso a fonti rinnovabili di energia o assimilate per gli impianti destinati a edifici pubblici o adibiti a uso pubblico, salvo impedimenti di natura tecnica ed economica. Il DPR 412/93 precisa che tale obbligo sussiste per impianti di nuova installazione o di ristrutturazione e che gli eventuali impedimenti devono essere dimostrati.

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Il recupero dei maggiori costi sostenuti con le minori spese per acquisto di combustibili o di altri vettori energetici deve essere conseguito entro un periodo massimo di otto anni che, per edifici in centri urbani con popolazione superiore ai 50.000 abitanti, può essere elevato a 10 anni. L’allegato D al Decreto individua alcune tecnologie di utilizzo delle fonti rinnovabili di energia o assimilate, elettivamente indicate per la produzione di energia per specifiche categorie di edifici. Fra quelle elencate che prevedono l’impiego di pompe di calore, si citano: – per edifici adibiti a uffici o assimilabili: - pompe di calore per climatizzazione estiva-invernale nei casi in cui il volume climatizzato sia maggiore di 10.000 m3 (valutare anche l’eventuale azionamento delle pompe di calore mediante motore a combustione interna); – per edifici e impianti adibiti ad attività sportive: - pompe di calore destinate a piscine coperte riscaldate, per deumidificazione aria ambiente e per riscaldamento aria ambiente, acqua vasche e acqua docce. Nel caso di impiego di pompe di calore, la legge 10/91 prevede contributi e agevolazioni fiscali.

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Per impianto di riscaldamento si intende un complesso di materiali, macchinari e apparecchiature scelte e installate per realizzare e mantenere negli ambienti serviti una temperatura maggiore di quella esterna. Generalmente un impianto di riscaldamento ad acqua calda è costituito da: – uno o più generatori di calore; – sistemi di distribuzione del fluido termovettore dal generatore agli apparecchi utilizzatori e viceversa; – apparecchi utilizzatori; – un sistema di espansione, costituito da uno o più vasi, chiusi o aperti, aventi la funzione di consentire le dilatazioni e contrazioni del volume dell’acqua contenuta nell’impianto, causate dalle variazioni della temperatura; – apparecchiature e dispositivi per la sicurezza, la protezione e il controllo dell’impianto durante l’esercizio. Le norme tecniche note come Raccolta R, H, ed E, furono emanate nel 1975 (DM 1.12.1975) dall’Associazione Nazionale per il Controllo della Combustione (ANCC), allo scopo di prevenire infortuni sul lavoro. La Raccolta R tratta dei generatori di calore e degli impianti di riscaldamento ad acqua calda sotto pressione, con temperatura non superiore a quella di ebollizione a pressione atmosferica. La Raccolta H riguarda i generatori di calore e gli impianti ad acqua surriscaldata (liquido caldo sotto pressione con temperatura superiore a quella di ebollizione a pressione atmosferica). Attualmente esse sono in revisione allo scopo di eliminare ciò che riguarda i generatori di calore (già trattati in altre disposizioni: D.Lgs. 25 febbraio 2000, n. 93, e DM 1 dicembre 2004, n. 392) e far sì che esse riguardino soltanto la sicurezza degli impianti. Di grande interesse è la norma UNI 10412-1 (agosto 2006), che ha sostituito la precedente (UNI 10412:1994), per adeguarla all’evoluzione tecnica del settore: “Impianti di riscaldamento ad acqua calda - Requisiti di sicurezza - Parte 1: Requisiti specifici per impianti con generatori di calore alimentati da combustibili liquidi, gassosi, solidi, polverizzati o con generatori di calore elettrici” La norma stabilisce le condizioni e le modalità di progettazione, di installazione e verifica ai fini della sicurezza degli impianti di riscaldamento che utilizzano, quale fluido termovettore, acqua calda a una temperatura non maggiore di 110 °C. La norma si applica ai circuiti idraulici degli impianti termici con vaso d’espansione aperto o chiuso, serviti da generatori di calore, funzionanti con combustibili liquidi,

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gassosi, solidi polverizzati o con energia elettrica, singoli o disposti in batteria, e da sistemi modulari. Nella parte seconda dello standard, il campo di applicazione è esteso ai generatori di calore con potenze inferiori a 35 kW, le parti 3 (impianti allacciati a reti di teleriscaldamento), 4 (impianti serviti da cogeneratori) e 5 (impianti serviti da generatori di calore alimentati con combustibili solidi non polverizzati) sono in fase di elaborazione. Negli impianti trattati in questo capitolo il fluido termovettore è l’acqua, che può essere a temperatura più o meno elevata, a seconda dei terminali impiegati per cedere calore all’aria e all’ambiente: impianti a bassa temperatura e ad alta temperatura. Gli impianti di riscaldamento si suddividono in relazione a: 1) sistema di espansione: – impianto aperto, – impianto chiuso; 2) fonte energetica usata: – con generatori alimentati con combustibili solidi polverizzati, – con generatori alimentati con combustibili liquidi, – con generatori alimentati con combustibili gassosi, – con generatori alimentati da energia elettrica; 3) numero di generatori: – con generatori singoli, – con generatori disposti in batteria, – con generatori modulari. Per quanto riguarda i sistemi di distribuzione dell’acqua gli impianti possono distinguersi in: – impianti a circolazione naturale; – impianti a circolazione forzata. Dal punto di vista del meccanismo di cessione del calore all’ambiente, gli impianti possono essere: – a convezione (radiatori, piastre, termoconvettori, aerotermi ecc.); – a irradiazione (pannelli radianti a soffitto, a pavimento, travi radianti). Dal punto di vista del funzionamento gli impianti si distinguono in: – impianti a funzionamento continuo, in cui la potenza termica viene erogata senza sospensione ma con modulazione in relazione alla temperatura esterna; – impianti a funzionamento con rallentamento (generalmente notturno), con potenza ridotta in alcuni periodi della giornata; – impianti a funzionamento discontinuo periodico, vale a dire con interruzione programmata dell’erogazione del calore per alcune ore della giornata o per particolari giorni della settimana (è il caso di uffici, negozi con chiusura di fine settimana); – impianti a funzionamento discontinuo e aperiodico: è il caso di sale convegni, auditorium ecc., per i quali l’erogazione avviene soltanto per poche ore, in giornate che vengono di volta in volta fissate. Ai generatori di calore è dedicato il capitolo 21, si esamineranno, quindi, gli altri componenti.

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SISTEMI DI DISTRIBUZIONE DELL’ACQUA

I sistemi di distribuzione dell’acqua sono costituiti dai circuiti idrici e dalle diverse apparecchiature occorrenti per far circolare l’acqua e per effettuare le necessarie tarature e regolazioni. Una possibile classificazione dei circuiti può essere la seguente: – circuiti a circolazione naturale; – circuiti a circolazione forzata o meccanica da cui discendono: - circuiti di sola mandata, - circuiti di mandata e ritorno, di diversi tipi di cui si dirà; – circuiti monotubo; – circuiti primario e secondario. 25.1.1 Circuiti a circolazione naturale. L’impianto a circolazione naturale a due tubi, con l’avvento delle pompe di circolazione, ha perso molto interesse anche se per impianti di piccole potenzialità, in zone montane o dove la fornitura di energia elettrica è incostante, trova ancora una sua applicazione. Sinteticamente si può dire che in questo tipo di circuito il moto dell’acqua è dovuto alla differenza di massa volumica del fluido a temperature differenti; il carico idrodinamico naturale H dipende dalla differenza di quota (h) tra l’utilizzatore più alto e la caldaia, considerata il punto più basso dell’impianto (figg. 25.1, 25.2 e 25.3), e dalle temperature dell’acqua in andata e sul ritorno.

Fig. 25.1 Impianto a circolazione naturale.

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Fig. 25.2 Impianto a pioggia avente caldaia in cantina e radiatori a piano terreno.

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Fig. 25.3 Impianto a sorgente avente caldaia in cantina e radiatori a piano terreno.

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La forza idromotrice naturale è data dalla seguente espressione: H  h g (ρr  ρa)

(Pa)

(25.1)

dove: H  forza motrice o carico idrodinamico h  altezza tra la mezzeria dell’utilizzatore e mezzeria caldaia (m) ρr  massa volumica acqua alla temperatura di ritorno (kg/m3) ρa  massa volumica acqua alla temperatura di mandata (kg/m3) g  accelerazione di gravità (m/s2) H è, quindi, tanto maggiore quanto maggiore è la differenza tra la temperatura dell’acqua di andata e quella di ritorno. Generalmente per questo tipo di impianti viene stabilita una temperatura di andata di 90 °C e una temperatura di ritorno di 70 °C. Dalla tab. 1.9 si ricava che a 70 °C la massa volumica è 977,81 kg/m3 e a 90 °C è 965,34 kg/m3. Pertanto H è pari a: H  h g (977,81  965,34)

(Pa)

perciò: H  12,47 h g

(Pa)

Le resistenze continue (R) e localizzate (Z) che l’acqua in movimento incontra, danno luogo a perdite di carico determinabili con il calcolo; queste perdite devono eguagliare la forza motrice disponibile H (o essere di poco inferiori): Ossia: H  Σi (R l)i  Σi Zi dove: H  forza motrice o carico idraulico disponibile R  perdite di carico continue per 1 m di tubazione l  lunghezza tubazione Zi  perdite di carico concentrate Si procede, quindi, alla valutazione di R, Z e di l, ossia della lunghezza della tubazione di andata e ritorno che alimenta il corpo scaldante più lontano dalla caldaia e con il dislivello minore. Si possono realizzare impianti cosiddetti a pioggia o a sorgente a secondo di come l’acqua raggiunge i corpi scaldanti, rispettivamente dall’alto o dal basso. 25.1.2 Circuiti a circolazione forzata o meccanica. In questi circuiti l’acqua viene fatta circolare nelle tubazioni mediante una elettropompa che consente, rispetto ai circuiti con circolazione naturale, di non dover considerare la forza idromotrice e, quindi, di poter adottare tubazioni di diametro ridotto, con una più rapida messa a regime e, non ultimo, una maggior facilità di regolazione-equilibratura, anche su un impianto esistente progettato non correttamente. Con questi circuiti si possono realizzare impianti sia a pioggia sia a sorgente e anche con distribuzione orizzontale.

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Circuiti di sola mandata. Trattasi di circuiti ad acqua fluente quale può essere il caso di acqua che da un serbatoio venga inviata in un altro a mezzo tubazioni e pompa e non ritorni più indietro. In questo caso, se esiste un dislivello fra i due serbatoi, la prevalenza della pompa deve essere determinata aggiungendo alle perdite di carico incontrate dall’acqua nel circuito, il dislivello idrostatico. Un esempio è dato dagli impianti di raffreddamento con torre evaporativa in cui l’acqua proveniente da un condensatore viene spruzzata in una corrente d’aria esterna, mossa da un ventilatore (fig. 25.4). In circuiti di questo tipo hi è la pressione idrostatica, uguale all’altezza in metri del pelo libero dell’acqua sovrastante il piano di riferimento; a pompa funzionante il fluido deve salire fino a hi: nel dimensionamento della pompa, quindi, deve essere considerato il valore Δhi. Si può perciò dire che, in generale, la pressione idrostatica di un circuito interviene nel calcolo della pompa quando si hanno variazioni tra pompa ferma e pompa in funzione.

Fig. 25.4 Circuito aperto.

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Circuiti di mandata e ritorno. Nei circuiti di mandata e ritorno il fluido vettore percorre ripetutamente il circuito ritornando sempre al “serbatoio” di partenza; è il caso di un impianto di riscaldamento con caldaia (“serbatoio” di partenza), pompa e radiatori (apparecchio utilizzatore) o il circuito di alimentazione di una batteria per il riscaldamento dell’aria in cui il “serbatoio” di partenza è rappresentato da un generatore di calore (fig. 25.5). In circuiti di questo tipo la pressione idrostatica a pompa ferma, in ogni punto del circuito (come in P), è uguale al dislivello tra tale punto e il pelo libero dell’acqua alla sommità del vaso di espansione. Le pressioni idrostatiche in tutti i punti del sistema, come P e P allo stesso livello, sono uguali e non provocano alcun effetto sulla circolazione dell’acqua e, quindi, sul dimensionamento della pompa. Sulla superficie libera del vaso di espansione si eser-

Fig. 25.5 Circuito chiuso con vaso di espansione aperto.

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cita la pressione atmosferica. Un manometro posto in P legge la pressione relativa e, cioè, la pressione idrostatica; qualora tarato in metri di colonna d’acqua lo strumento fornisce un’indicazione del livello a cui si trova l’acqua nel vaso di espansione. I circuiti di mandata e ritorno possono essere di tipo aperto e di tipo chiuso. In quelli di tipo aperto il fluido viene a trovarsi in intimo contatto con l’aria, come si verifica per l’impianto con torre di raffreddamento visto in precedenza, o per un air washer (lavatore d’acqua) o per un serbatoio d’accumulo aperto. In quelli di tipo chiuso, l’acqua in circolazione non viene mai in contatto con l’atmosfera o la superficie di contatto è insignificante, come nel caso di vaso di espansione aperto. I circuiti oggi realizzati sono nella quasi totalità dei casi quelli a circolazione forzata a due tubi con un vaso di espansione chiuso (fig. 25.6). Se si indica con hi la pressione idrostatica nel punto di inserzione del manometro M1 e con hs la pressione statica che regna nel vaso chiuso, a pompa ferma la pressione letta da M1 sarà hi  hs; tale pressione varia lungo il circuito perché varia hi .

Fig. 25.6 Circuito chiuso con vaso di espansione chiuso.

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Con la pompa in funzione la pressione letta da M1 sarà di hi  hs  hp dove con hp è indicata la pressione della pompa (o prevalenza) necessaria per vincere le perdite di carico del circuito. Un altro manometro M2, posto a una certa altezza leggerà un valore di hi  hs  hp dove hs è invariata ma hi e hp sono inferiori ai valori letti in M1 per la variazione di livello (hi ) e per la perdita di pressione fra i punti M1 e M2 per l’effetto delle perdite di carico. Il manometro M3 fornirà un valore ancora minore poiché hp sarà ulteriormente diminuita per le perdite di carico fra M2 e M3. Gli impianti con ricircolo possono essere costruiti in maniera diversa a seconda di come viene realizzato il ritorno, o, meglio, di come vengono allacciati al ritorno i diversi terminali. Si possono utilizzare i seguenti metodi: – circuiti di mandata/ritorno con ritorno diretto; – circuiti di mandata/ritorno con ritorno inverso; – circuiti di mandata/ritorno con ritorno misto (collettori di ritorno inversi e tratti verticali diretti). Il sistema di ritorno diretto è visibile nella fig. 25.7. Il fluido in uscita dalle unità

Fig. 25.7 Circuiti con ritorno diretto.

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di scambio segue un percorso parallelo e inverso a quello di mandata di modo che alla confluenza di due colonne verticali, geometricamente differenti e quindi con perdite di carico continue e accidentali diverse, si avrà sempre una differenza di pressione da equilibrare per garantire le portate richieste da ogni unità di scambio. Se le unità presentano perdite di carico molto differenti e tali comunque da richiedere già in fase di progettazione valvole per il bilanciamento delle pressioni, è più comune usare questo metodo di ritorno del fluido vettore. Il sistema con tubazione di ritorno diretta è di fatto il più economico (come costo di investimento iniziale) ma, essendo sempre squilibrato, richiede sempre valvole ausiliarie o flange tarate per controllare la caduta di pressione e regolare, quindi, la portata d’acqua. Tuttavia se il costo iniziale è più basso, i costi di equilibratura vanificano spesso questo vantaggio. Il sistema di ritorno inverso è visibile nella fig. 25.8. In questo tipo di circuito la lunghezza delle linee di mandata e ritorno del fluido vettore risulta la stessa per ogni unità di scambio. In questo caso il circuito risulta autobilanciato e tale da richiedere, se ben dimensionato, rare operazioni di bilanciamento che compensano il maggior costo dell’impianto, dovuto al maggior quantitativo di tubazioni impiegate. Esistono situazioni, legate alla struttura del fabbricato o alla ubicazione particolare dei terminali o, ancora, alle loro differenti perdite di pressione, che sconsigliano

Fig. 25.8 Circuiti con ritorno inverso.

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l’adozione di un sistema a ritorno inverso puro e invitano all’adozione di un sistema misto tra sistema a ritorno diretto, per certe zone dell’edificio, e sistema a ritorno inverso per altre zone del fabbricato, oppure all’adozione, come visualizzato nella fig. 25.9, di collettori di ritorno inversi e montanti diretti. Con questo sistema i terminali non risultano bilanciati in quanto varia, come nei circuiti a ritorno diretto, la perdita di pressione tra mandata e ritorno, perdita da compensare con l’adozione di valvole ausiliarie sui terminali o flange di taratura. Se in tal modo le tubazioni di alimentazione e ritorno ai vari montanti hanno quasi lo stesso sviluppo, rimane pur sempre uno squilibrio fra le unità di ogni montante. Nei casi in cui la perdita di pressione dei montanti è una piccola percentuale della pressione totale della pompa, questa soluzione è senz’altro accettabile. 25.1.3 Circuiti monotubo. L’impianto monotubo è realizzato con un’unica tubazione principale o anello che, partendo dal generatore di calore, si sviluppa secondo un percorso determinato dalla posizione dei corpi scaldanti per ritornare, infine, alla caldaia (fig. 25.10). Questo sistema può essere applicato a tutti gli impianti di riscaldamento ad acqua calda a circolazione forzata. Gli anelli possono essere più di uno, con percorso orizzontale o verticale; l’acqua attraversa in successione le unità di scambio per reimmettersi nell’anello stesso. Da questo punto di vista ogni anello rappresenta un impianto a sé, con proprie caratteristiche e potenzialità, portata d’acqua e salto termico. Anche se di solito l’impianto

Fig. 25.9 Circuito ibrido con ritorni diretto e inverso.

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Fig. 25.10 Circuito monotubo.

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monotubo viene realizzato con distribuzione ad anelli orizzontali, è possibile adottarlo anche in altri tipi di circuiti, quali quello con distribuzione a pioggia con ritorno diretto (fig. 25.11) o rovesciato (fig. 25.12). Il sistema monotubo consente una serie di vantaggi quali: – dimensionamento semplificato; – l’anello principale è costituito da un solo tubo di diametro costante; – opere murarie ridotte; – messa a regime rapida e inerzia ridotta al minimo; – possibilità di realizzare impianti monotubo in ambienti già abitati, riducendo al minimo opere murarie e disagi. Per contro occorre considerare che la resa dei corpi scaldanti varia con la temperatura dell’acqua che li attraversa.

Fig. 25.11 Circuito monotubo a sviluppo verticale, con distribuzione a pioggia e ritorno diretto.

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La rete di distribuzione orizzontale a due tubi o monotubo ai corpi scaldanti può assumere tipologie diverse, quali: – distribuzione orizzontale con collettori distributori (complanari) dai quali si dipartono due tubi, per l’andata e il ritorno, per ogni unità di scambio (fig. 25.13); – distribuzione monotubo con eiettori che sfruttano l’effetto Venturi con il compito di attivare la circolazione attraverso l’unità di scambio (fig. 25.14); – distribuzione monotubo con valvole a tre (o quattro) vie con o senza detentore (fig. 25.15); – distribuzione monotubo in serie; l’acqua attraversa successivamente i corpi scaldanti (fig. 25.16).

Fig. 25.12 Circuito monotubo a sviluppo verticale, con distribuzione a pioggia e ritorno inverso.

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Fig. 25.13 Rete di distribuzione orizzontale con collettore complanare.

Fig. 25.14 Eiettore per impianto monotubo.

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Fig. 25.15 Impianto monotubo con valvole a tre vie.

Fig. 25.16 Distribuzione monotubo in serie. 25.1.4 Circuiti primario e secondario (impianti a zone). Il principio di suddivisione a zone primario-secondario è basato sul principio per cui se due circuiti idraulici hanno un tratto comune, la circolazione nel primario induce nel secondario un flusso che sarà tanto maggiore quanto più è elevata la perdita di pressione nella tubazione comune. Nella fig. 25.17 è raffigurato un circuito in cui la portata del circuito secondario è tanto maggiore quanto maggiore è la perdita di carico nel tratto di tubazione comune A-B. Se, per i due circuiti connessi, la perdita di carico nel tratto comune è nulla, non si avrà alcun flusso nel circuito secondario. Bisognerà in queste condizioni, applica-

Fig. 25.17 Maggiore è la perdita nel tratto A-B, maggiore è la portata in circolazione nel circuito secondario.

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re una pompa nel circuito secondario per ottenervi una circolazione di fluido (fig. 25.18). Il circuito secondario è, quindi, una “zona” in cui si ha circolazione solo quando è in funzione la pompa relativa. È possibile collegare al circuito primario un numero qualsiasi di circuiti secondari comandando ogni pompa secondaria con termostati di zona che agiscono su delle valvole di flusso posizionate a monte delle pompe stesse e sul ritorno, anche per evitare qualsiasi circolazione nei secondari; la pompa sul primario deve provocare un flusso solo in questo circuito e, quindi, il tratto comune deve essere il più breve possibile e di diametro uguale a quello del primario. Il circuito primario parte dalla caldaia e vi ritorna dopo aver alimentato tutte le zone. Può essere sia monotubo sia a due tubi a ritorno diretto o inverso e l’acqua è tenuta sempre in circolazione dalla sua pompa. Gli stessi circuiti secondari possono essere realizzati con il sistema tradizionale a due tubi o monotubo. Quindi su uno stesso circuito primario possono essere realizzate zone con tipologie impiantistiche diverse (figg. 25.19, 25.20, 25.21, 25.22). La regolazione di temperatura nelle zone può essere effettuata nei modi seguenti. – Con funzionamento intermittente della pompa di zona (fig. 25.23), in cui la maggiore o minore durata di funzionamento della pompa è legata alla temperatura prefissata sul termostato. Nella fig. 25.24 si vede come la pompa sia comandata da un termostato a immersione tarato su un dato valore e con l’inserimento di un regolatore che determina la temperatura di mandata in funzione di quella esterna. – Con funzionamento continuo della pompa di zona (fig. 25.25); la valvola a due vie, posizionata sul ritorno, preleva dal circuito in base alla richiesta del termostato con la pompa del secondario sempre in funzione. La rete di distribuzione del circuito primario si calcola come un normale circuito idraulico, in base alla portata e allo sviluppo della tubazione; la pompa relativa verrà dimensionata sulla caduta di pressione solo di questo circuito, ignorando quelli secondari.

Fig. 25.18 Pompa 2 nel circuito secondario nel caso di tratto A-B molto breve; quando la pompa 2 è ferma si ha circolazione solo nel circuito primario.

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Fig. 25.19 Circuito primario e circuiti secondari.

Fig. 25.20 Sistema con ritorno diretto. Ogni zona, a sua volta, viene calcolata come un impianto autonomo, in base cioè alla sua portata d’acqua e alle caratteristiche del circuito (monotubo, ritorno diretto o ritorno inverso).

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Fig. 25.21 Sistema con ritorno inverso.

Fig. 25.22 Diverse possibili tipologie di circuiti secondari.

Differente è il caso in cui esistono svariate tipologie di utilizzo del fluido termovettore: batterie dei ventilconvettori (circuito fan-coils), batterie di riscaldamento delle unità di trattamento dell’aria (circuito condizionatori) ecc. in cui, indipendentemente dalla suddivisione in circuiti e/o zone per esigenze di regolazione, la suddi-

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Fig. 25.23 Regolazione del circuito secondario con comando sulla pompa.

Fig. 25.24

Regolazione del circuito secondario in funzione della temperatura esterna rilevata da una sonda.

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Fig. 25.25 Regolazione del circuito secondario a mezzo spillamento dal circuito primario.

visione in circuiti primario e secondario (muniti delle rispettive pompe di circolazione) è una necessità impiantistica data dalla eterogeneità degli impianti. Nello schema riportato (fig. 25.26) le pompe del primario sulla mandata devono vincere la caduta di pressione del circuito scambiatori di calore (che forniscono acqua calda a 45 °C per i ventilconvettori e le batterie dei condizionatori) e caldaie, mentre le pompe del secondario, devono vincere la caduta di pressione relativa ai circuiti secondari.

Fig. 25.26 Circuiti primario e secondario.

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TERMINALI D’IMPIANTO

I sistemi più diffusi per il riscaldamento nell’edilizia residenziale, nel terziario e nell’industria sono quelli che impiegano corpi scaldanti statici o ventilconvettori, o aerotermi, o termoventilatori o sistemi a radiazione. I terminali del primo tipo (radiatori, piastre radianti, termoconvettori) provvedono a riscaldare gli ambienti, nei quali sono installati, per un effetto combinato di convezione e di irraggiamento. In realtà l’energia termica da questi scambiata è dovuta prevalentemente alla 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 così un movimento convettivo che favorisce lo scambio termico. L’effetto radiante è, come si è detto, minimo sia per la superficie abbastanza ridotta del corpo scaldante e sia per la temperatura superficiale che, nel migliore dei casi, si attesta sui 70  80 °C. Gli occupanti ne risentono solo se posti a brevissima distanza; la radiazione, comunque, interessa gli oggetti posti nelle immediate vicinanze (pavimento, pareti, mobilio) che, riscaldandosi, cedono anch’essi calore all’aria. Lo stesso meccanismo si ha con le piastre radianti. Nei termoconvettori, invece, l’energia termica è emessa praticamente soltanto per convezione, visto che l’aria ambiente si riscalda a contatto con i tubi alettati, con cui è realizzato il termoconvettore, e sale verso l’alto innescando così un movimento convettivo. Questi corpi scaldanti sono descritti più dettagliatamente nei successivi paragrafi. Nei ventilconvettori il movimento dell’aria è ottenuto con dei ventilatori che provvedono a riprenderla dall’ambiente e a spingerla attraverso una batteria di scambio termico (a due o tre ranghi). Il riscaldamento è puramente convettivo. Con gli aerotermi e con i termoventilatori si provvede a riscaldare l’aria (che potrà anche essere una miscela di aria di ricircolo e di aria presa dall’esterno), per poi distribuirla in ambiente, direttamente con gli aerotermi o con canalizzazioni e diffusori nel caso dei termoventilatori. Nei sistemi a radiazione l’energia termica è trasmessa principalmente per effetto radiante, questo sarà tanto maggiore per quanto maggiore è la superficie radiante e quanto più alta è la sua temperatura. In pratica sia con i soffitti che con i pavimenti radianti, la superficie radiante è grande e mentre modesta (per ragioni note che saranno, peraltro, espresse più avanti) è la differenza di temperatura fra la superficie e l’ambiente. Accade l’opposto con le termostrisce che, avendo una ridotta superficie di scambio, possono essere alimentate da fluidi termovettori ad alta temperatura. Riepilogando, quindi, i principali terminali inseriti negli impianti di riscaldamento sono: radiatori piastre radianti – corpi scaldanti statici tubi alettati termoconvettori

冦

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– corpi scaldanti ventilati

冦 ventilconvettori aerotermi

– termoventilatori

– pannelli radianti

冦

a pavimento a soffitto a parete con “travi” con termostrisce

25.2.1 Corpi scaldanti statici. Nel febbraio 1977 è uscita la norma UNI EN 4421:1997, sostituita poi nel 2004: UNI EN 442-1:2004 (si veda, più avanti, la tab. 25.3). Queste norme contengono delle novità importanti, e la più innovativa è quella relativa al metodo di determinazione della potenza termica emessa, che non viene più valutata per una differenza di temperatura (fra temperatura media dell’acqua e ambiente) di 60 °C, come fatto prima (temperatura media acqua (85  75)/2 o (90  70)/2 e ambiente a 20 °C) ma per una differenza di temperatura di 50 °C. Ciò significa (essendo sempre 20 °C la temperatura negli ambienti) che la resa viene calcolata per una temperatura media dell’acqua di 70 °C (75  65 °C). Qualora sia nota l’emissione per Δt  60 °C occorre prima calcolare l’emissione per Δt  50 °C con un’espressione del tipo: P50 °C  P60 °C (50/60)n

(W)

(25.2)

dove n è un esponente caratteristico del corpo scaldante, rilevato sperimentalmente durante le prove di certificazione della potenza termica emessa. Una volta fatto questo calcolo, si può passare alla resa per Δt  50 °C secondo la norma UNI EN 442-1:2004, utilizzando l’espressione:

冤

冥

(100  fcEN 442) PEN 442  P50 °C –––––––––––––– 100

(W)

(25.3)

dove: fcEN 442  fattore di correzione i cui valori sono tabellati nella norma a seconda dei diversi corpi scaldanti: radiatori in ghisa, piastre in acciaio ecc. Ogni costruttore, comunque, deve fornire per ogni corpo scaldante sulla propria documentazione le potenze termiche per elemento o per corpo, rilevate da un laboratorio scientifico accreditato. La riduzione della temperatura media di funzionamento è vantaggiosa sia per quanto riguarda il risparmio energetico che per il comfort abitativo. Un corpo scaldante, per effetto dei moti convettivi da esso generati, produce un

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movimento di tutte le sostanze in sospensione nell’aria che normalmente si trovano negli ambienti domestici o lavorativi in cui si vive. Le sostanze presenti sono principalmente polveri, pulviscolo ambientale, pollini, batteri, fibre provenienti da tessuti e tendaggi, forfore di origine animale e umana che, qualora i moti convettivi abbiano velocità particolarmente elevata, vengono trascinate dalle superfici su cui sono normalmente posate e poste in circolazione nell’ambiente, causando fenomeni quali irritazione delle vie respiratorie e vere e proprie allergie. Per poter ridurre l’entità di tali fenomeni il rimedio più valido è ridurre la temperatura media del corpo scaldante, con notevolissimi vantaggi anche in tema di stratificazione della temperatura, aumento della sensazione globale di benessere, diminuzione della carbonizzazione delle sostanze organiche in sospensione (“pennacchi” e “baffi” neri sulla parete retrostante il corpo scaldante). In Germania ci si spinge ben oltre: il metodo di dimensionamento dei corpi scaldanti prevede spunti di notevole interesse: – per limitare la caduta delle correnti fredde dalle superfici vetrate, che arriverebbero, scorrendo sul pavimento, a lambire le estremità inferiori del corpo degli occupanti, i corpi scaldanti devono avere lunghezza pari a quella della finestra; – al fine di limitare le perdite per irraggiamento verso superfici disperdenti direttamente verso l’esterno, nel caso di superfici vetrate estese fino alla quota inferiore del corpo scaldante installato, è fatto divieto assoluto di installazione di radiatori sprovvisti di pannello isolante interposto fra la vetrata e il radiatore; – è obbligatoria la scelta di temperature di funzionamento in grado di massimizzare i rendimenti di tutti i componenti dell’impianto, nonché necessarie per il corretto sfruttamento dei vantaggi offerti dai generatori di calore più tecnicamente avanzati, concepiti per basse temperature e condensazione. Non va inoltre sottovalutato che il calcolo del fabbisogno energetico stagionale, che ciascun progettista è chiamato a effettuare, dimostra che la diminuzione della temperatura di impianto consente un sensibile miglioramento del rendimento globale stagionale di ogni tipo di impianto. L’investimento conseguente alle maggiori dimensioni dei corpi scaldanti funzionanti a temperature inferiori viene ampiamente giustificato dal tempo di recupero, molto inferiore alla vita media prevista dei corpi scaldanti stessi. Il dimensionamento di un corpo scaldante è semplice: esso viene attraversato da acqua calda, riscaldata da un generatore di calore e messa in circolazione da una pompa avente le caratteristiche opportune di portata e di prevalenza. Il progettista dell’impianto, dopo aver calcolato le dispersioni termiche attraverso le pareti del locale in esame, aver valutato la necessità di ricambi d’aria e aver tenuto in debito conto gli apporti di calore gratuiti, giunge alla determinazione della potenza termica che deve essere fornita, nell’unità di tempo, al fine di mantenere la temperatura dell’ambiente al valore desiderato. Il dimensionamento del corpo scaldante viene eseguito imponendo l’uguaglianza fra il fabbisogno termico, per unità di tempo, del locale e la potenza termica effettiva emessa dal corpo scaldante:

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Q  Peff

(W)

dove: Q  fabbisogno termico dell’ambiente per unità di tempo Peff  potenza termica effettiva del corpo scaldante Una volta noto il fabbisogno termico del singolo ambiente, si fissano a priori le temperature di ingresso e uscita del corpo scaldante. Questa impostazione determina anche la portata di acqua calda all’interno del corpo scaldante, definita dall’espressione: Q qm  ––––––––––– [c(t1 – t2)] dove: qm  portata in massa dell’acqua calda in circolazione (kg/s) Q  fabbisogno termico per unità di tempo nell’ambiente (W) t1  temperatura dell’acqua all’ingresso del corpo scaldante (°C) t2  temperatura dell’acqua all’uscita del corpo scaldante (°C) c  capacità termica massica dell’acqua [J/(kg K)] Anche la potenza termica del corpo scaldante dipende da t1 e t2 Siano: tm  temperatura media dell’acqua all’interno del corpo scaldante ta  temperatura ambiente si ha:

e anche:

(t1  t2) tm  ––––––––– 2 Δteff  tm  ta

Nel caso di corpi scaldanti collegati col sistema monotubo va considerato che ogni corpo scaldante funziona a una temperatura media diversa e, conseguentemente, a un diverso Δteff. Per quanto concerne i corpi scaldanti forniti a corpo o già assemblati, una volta eseguito il calcolo, il progettista è in grado di dimensionare il corpo scaldante necessario a soddisfare il fabbisogno termico dell’ambiente, scegliendo a catalogo il modello la cui potenza più si avvicini a quella calcolata. Nel caso, invece, di radiatori componibili a elementi, si calcola il numero di elementi necessari alla composizione della batteria, semplicemente dividendo il fabbisogno termico per la potenza termica effettiva del singolo elemento. Quando siano note le rese termiche per Δt  50 °C, e, invece, il Δt effettivo dovesse essere diverso, la nuova resa si può calcolare sempre con un’espressione simile a quella già riportata in (25.2), e cioè con: Peff  PEN 442 (Δteff/50)n

(W)

(25.4)

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Valori orientativi per l’esponente n sono indicati nella tab. 25.1. Tab. 25.1 Corpo scaldante Radiatore Termoconvettore Tubi alettati Ventilconvettori, aerotermi Pannelli radianti

Valori del coefficiente n Valori di n

Valori di n da norma UNI 10347

1,28  1,33 1,25  1,45 1,25  1,30 1,00 1,14  1,20

1,30 1,40 – 1,00 1,13

Le caratteristiche dei materiali e gli spessori delle pareti delle superfici scaldanti a contatto con l’acqua (norma UNI EN 442-1) sono i seguenti. – Radiatori di ghisa: devono essere prodotti con ghisa grigia conforme alla ISO 185. Lo spessore della parete a contatto con l’acqua non deve essere minore di 2,5 mm. – Radiatori di acciaio (ottenuti da lamiera o con serpentino di acciaio): le superfici scaldanti, in contatto con l’acqua, devono essere prodotte con lamiera di acciaio a basso tenore di carbonio, esente da scaglie di laminazione o da ruggine e corrispondente al tipo FePO 1 secondo EN 10130 e EN 10131. Lo spessore dell’acciaio non deve essere minore di 1,11 mm. – Radiatori in lega di alluminio pressofuso: devono essere realizzati con lega Al Si9Cu. Lo spessore di parete a contatto con l’acqua non deve essere minore di 1,5 mm. – Radiatori di alluminio estruso: devono essere realizzati con leghe di alluminio tipo EN AW-6060 della EN 573-3, corrispondenti alla lega AlMgSi. Lo spessore di parete a contatto con l’acqua non deve essere minore di 1,1 mm. – Radiatori tubolari: la specificazione del materiale e lo spessore dei tubi usati per la produzione dipendono dalla sezione, dal profilo e dal processo di assemblaggio dei tubi. Essi devono, tuttavia, rispettare i requisiti generali di resistenza a pressione e lo spessore di parete dei tubi non deve essere minore di 0,8 mm. – Convettori a tubi alettati: lo spessore di parete del tubo non deve essere minore di 0,8 mm. Tutti i corpi scaldanti, prima di lasciare l’officina di produzione, devono essere sottoposti a una prova di tenuta con una pressione pari ad almeno 1,3 volte la massima pressione di esercizio. Comunque la pressione di prova non deve essere minore di 520 kPa (5,2 bar). Per un riscaldamento confortevole e uniforme è opportuno installare i corpi scaldanti lungo le pareti esterne del fabbricato nei punti di maggiore dispersione termica (angoli, vani sotto finestra). Si riducono così le correnti fredde in prossimità del pavimento (fig. 25.27). L’emissione termica fornita dai listini si riferisce a una condizione teorica di difficile realizzabilità in pratica perché i corpi scaldanti sono spesso installati in nicchie, coperti da mensole, contro pareti disperdenti ecc.

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Fig. 25.27 Movimento dell’aria: a) con installazione corretta del corpo scaldante sulla parete disperdente; b) con installazione sulla parete interna.

Si definisce, quindi, un rendimento di emissione quale rapporto fra il calore occorrente (Qh) per riscaldare l’ambiente con il sistema teorico di emissione e quello effettivamente necessario (Qhae), a parità di condizioni esterne e di benessere interno: Qh ηe  –––– Qhae

(25.5)

Il valore di ηe è generalmente pari a 0,95 (si veda anche paragrafo 14.6.4). Certamente esso è tanto più basso quanto più alta è la temperatura dell’acqua circolante nel corpo scaldante, per quanto più disperdente è la parete contro cui esso è addossato, quanto maggiormente è impedita la libera circolazione dell’aria con mobiletti di mascheramento ecc. È bene, quindi, cercare di ottenere: – una trasmittanza della parete retrostante  0,8 W/(m2 K); – uno spazio libero sopra e sotto il corpo di almeno 100 mm; – uno spazio libero fra parete e corpo di 30  40 mm. Si vedano le fig. 25.28 e 25.29. Nella scelta dei corpi scaldanti non può essere trascurata la loro inerzia termica. Un’inerzia termica troppo bassa è causa di repentine e fastidiose variazioni della temperatura operante a ogni intervento della regolazione ambiente, mentre un’inerzia eccessiva rende il corpo scaldante poco flessibile alla regolazione. L’inerzia termica è una funzione della massa metallica del corpo scaldante e del suo contenuto d’acqua, parametri che incidono ciascuno in misura proporzionale alla loro capacità termica massica. Questa caratteristica può essere espressa come costante di tempo CT. La costante di tempo, che è propria di ogni corpo scaldante, è rappresentata dal tempo T occorrente perché la sua temperatura decada di una quantità pari al 63,2% della sua temperatura iniziale (fig. 25.30). Una costante di tempo di 3600 s circa (1 h) è considerata ottima per le esigenze del benessere e per l’uso razionale dell’energia.

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Fig. 25.28 Sistemazione corretta di un radiatore.

Fig. 25.29 Riduzione percentuale di resa per differenti modalità di posa dei radiatori.

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Fig. 25.30 Variazione della temperatura con il tempo. La tab. 25.2 fornisce a titolo indicativo i valori della costante di tempo CT per alcuni corpi scaldanti. Tab. 25.2

Costante di tempo termica per diversi corpi scaldanti

Tipo di corpo scaldante Radiatore in ghisa Radiatore in acciaio Radiatore in alluminio Termoconvettore Ventilconvettore Pannello a pavimento isolato Pannello a pavimento non isolato Pannello a soffitto Termostrisce

Costante di tempo (h) 1  1,2 0,70  0,80 0,40 0,15  0,20 0,03 5,00 10,0 48 0,8  1,3

25.2.2 Descrizione dei corpi scaldanti. I corpi scaldanti di maggior impiego sono descritti di seguito. I radiatori, fabbricati in ghisa, lamiera d’acciaio o in leghe di alluminio, cedono calore più per convezione che per irraggiamento; gli elementi che li compongono sono sagomati in forme diverse, a due o più colonne, a forma piana con o senza canali e nervature. Quelli in ghisa sono forse i più usati, avendo il vantaggio di una buona inerzia termica e un’ottima resistenza alla corrosione. Quelli in acciaio, più economici, di peso e dimensioni più ridotte a parità di resa, sono più facilmente corrodibili. Sul mercato sono presenti anche quelli in alluminio di fogge diverse; sono anch’essi facilmente corrodibili se le condizioni di pH dell’acqua contenuta non sono quelle più congeniali all’alluminio (pH  4  5). Dell’emissione si è già detto; comunque, ogni costruttore fornisce per ciascun modello prodotto tutte le caratteristiche termiche e dimensionali: si veda la tab. 25.3 e la corrispondente fig. 25.31 riferentesi a un radiatore in commercio.

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Fig. 25.31 Radiatore in ghisa a piastra.

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1,295 1,302 1,306 1,312 1,315 1,315 1,299 1,337 1,331 1,312 1,322 1,324 1,326

94 94 94 94 94 94

T4-558 558 500 60 128 T4-681 681 623 60 128 T4-871 871 813 60 128

T5-558 558 500 60 162 T5-681 681 623 60 162 T5-871 871 813 60 162

T8-300 300 242 65 267

1,14

1,03 1,18 1,43

0,82 0,97 1,21

0,52 0,73 0,75 0,80 0,90 1,00

1,27

1,11 1,11 1,16

1,12 1,09 1,10

1,12 1,13 1,10 1,12 1,02 1,12

22,3

22,6 22,0 21,9

25,7 24,8 24,5

30,4 29,4 29,1 29,1 28,6 28,8

37,8 35,7 35,9

0,29

0,34 0,40 0,50

0,27 0,33 0,42

0,15 0,21 0,25 0,26 0,30 0,33

0,16 0,20 0,25

52,3

58,2 69,2 84,3

48,1 56,6 69,7

28,6 39,2 43,5 46 51,6 55,7

28,5 33,4 42,1

64,2

71,2 84,9 103,4

58,8 69,6 85,5

35 47,9 53,2 56,3 63,2 68,2

34,7 40,8 51,4

76,6

84,9 101,3 123,4

69,9 83,2 102,2

41,6 57 63,4 67,1 75,3 81,3

41,3 48,4 61,1

89,6

99 118,3 144,1

81,5 97,4 119,5

48,4 66,4 73,9 78,3 87,9 94,8

48 56,3 71,2

103

113,7 136 165,7

93,4 112,1 137,5

55,5 76,2 84,8 89,9 101 108,9

55 64,5 81,6

116,9

128,8 154,3 188

105,7 127,3 156,1

62,8 86,3 96 101,9 114,5 123,4

62,2 72,9 92,4

131,2

144,4 173,1 210,9

118,4 143 175,3

70,3 96,6 107,6 114,2 128,4 138,4

69,6 81,6 103,4

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(*) I numeri 2, 3, 4, 5 e 8 indicano il numero di colonne. (**) Le dimensioni A, B, C e D sono riferite alla fig. 25.31.

60 60 60 60 60 60

1,14 1,05 1,07

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342 500 581 623 731 813

0,52 0,58 0,71

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400 558 640 681 790 871

T3-400 T3-558 T3-640 T3-681 T3-790 T3-871

1,288 1,287 1,300

60 60 60

T2-558 558 500 60 T2-681 681 623 60 T2-871 871 813 60

B

D

A

Dimensioni(**)

C

Tipo(*)

Esponente Contenuto Costante Compon. Superficie Emissione UNI EN 442-2 (W) d’acqua di tempo radiante elemento n (L) (h) (%) (m2) t 30 °C t 35 °C t 40 °C t 45 °C t 50 °C t 55 °C t 60 °C

Tab. 25.3 Caratteristiche dimensionali ed emissione termica di un radiatore in ghisa

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I radiatori in ghisa sono provati fino a una pressione di 10,5 bar e possono, quindi, trovare impiego anche in edifici molto alti (esercizio fino a 7 bar). I radiatori in alluminio sono collaudati a 8 bar, con pressione di esercizio fino a 6 bar. Per quanto riguarda gli allacciamenti alla rete di distribuzione dell’acqua calda, generalmente, i raccordi sono sullo stesso lato con ingresso dell’acqua in alto e ritorno in basso (fig. 25.32a e b). Qualora i raccordi si realizzino tutti e due in basso l’emissione si riduce dal 5 al 10% (fig. 25.32c). Il DPR 412/93 art. 7 comma 2 prescrive che: “Negli impianti termici centralizzati adibiti al riscaldamento ambientale per una pluralità di utenze, qualora la potenza nominale del generatore di calore o quella complessiva dei generatori di calore sia uguale o superiore a 35 kW, è prescritta l’adozione di un gruppo termoregolatore dotato di programmatore che consenta la regolazione della temperatura ambiente almeno su due livelli a valori sigillabili nell’arco delle 24 ore. Il gruppo termoregolatore deve essere pilotato da una sonda termometrica di rilevamento della temperatura esterna. La temperatura esterna e le temperature di mandata e di ritorno del fluido termovettore devono essere misurate con una incertezza non superiore a 2 °C”. Il DPR 551, recante modifiche al DPR 412, all’art. 5 precisa che gli impianti termici a servizio di edifici di nuova costruzione (a partire dal giugno 2000) devono essere dotati di sistemi di termoregolazione e di contabilizzazione del consumo energetico per ogni nuova unità immobiliare. Questo tipo di regolazione può essere realizzato con i circuiti raffigurati nelle figg. 25.33, 25.34, 25.35 e 25.36 con i quali è possibile variare la temperatura di mandata in funzione di quella esterna. Una sonda di temperatura esterna (sistemata generalmente a nord per non essere influenzata dall’irraggiamento solare) e una sonda di temperatura sulla mandata dell’acqua all’impianto modulano, attraverso un regolatore, una valvola (che può essere a tre vie o a quattro vie) che provvede a miscelare l’acqua calda proveniente dalla caldaia con quella del ritorno, così da ottenere una temperatura teoricamente idonea per compensare le dispersioni di calore.

Fig. 25.32 Differenti possibili allacciamenti dei radiatori alla rete di distribuzione.

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Fig. 25.33 Schema della regolazione della temperatura dell’acqua ai corpi scaldanti, in funzione della temperatura esterna.

Si parte dal presupposto, cioè, che le dispersioni siano proporzionali alla differenza di temperatura fra l’ambiente e l’esterno e che non vi siano apporti gratuiti di calore (affollamento, irraggiamento, potenze disperse in ambiente ecc.).

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Fig. 25.34 1 Valvola miscelatrice a tre vie con motore elettrico di azionamento; 2 sonda interna; 3 sonda esterna; 4 quadro di comando con orologio e programmi; 5 elettropompa di circolazione.

Fig. 25.35 1 Pompa anticondensa; 2 valvole di ritegno.

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Fig. 25.36 1 Valvola a quattro vie; 2 produttore acqua calda sanitaria; 3 corpi scaldanti impianto di riscaldamento; 4 elettropompa di circolazione. In questa ipotesi (irreale) la correlazione fra la temperatura dell’acqua e quella ambiente può essere rappresentata su una curva di compensazione (fig. 25.37) che può costruirsi riportando sulle ascisse la temperatura esterna e sulle ordinate la temperatura dell’acqua. Orientativamente la curva (approssimata a una retta) può essere costruita fissando in corrispondenza della temperatura minima di progetto (per esempio 5 °C) la temperatura massima dell’acqua prodotta (70 °C) e per una temperatura esterna di 20 °C, una temperatura dell’acqua di 20 °C, perché in queste condizioni, non essendovi dispersioni, l’emissione del corpo scaldante deve azzerarsi. È evidente che questa retta dovrà essere modificata (e ciò è possibile con le centraline di regolazione disponibili sul mercato) una volta avviato l’impianto e dopo una serie di attente e lunghe verifiche. Il regolatore climatico è generalmente dotato di orologio programmatore giornaliero e settimanale e di dispositivi per impostare diversi regimi di funzionamento: – normale (corrispondente alla retta scelta per mantenere una temperatura interna ti  20 °C); – ridotto (corrispondente a una retta traslata per ottenere una temperatura ti  20 °C: regime notturno); – accelerato (corrispondente a una retta traslata in senso ascendente per consentire una più rapida messa a regime); – spento ecc. Una regolazione aggiuntiva, che consenta di tener conto degli apporti gratuiti, è quella che si ottiene con le valvole termostatiche installate su ogni radiatore le quali

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Fig. 25.37

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Diagramma di compensazione per un impianto a radiatori.

permettono, quindi, di modulare l’emissione termica in funzione dell’effettiva necessità dell’ambiente, evitando così sprechi di energia e sfruttando utilmente gli apporti gratuiti. Le valvole termostatiche (fig. 25.38), montate al posto delle valvole manuali a due vie, sono dotate di un elemento sensibile alla temperatura ambiente che consente di variare la portata dell’acqua e, quindi, la resa in funzione delle effettive esigenze termiche. I requisiti e i metodi di prova di queste valvole sono riportate nella norma UNI EN 215-1:2006. L’installazione di questi dispositivi è prescritta nei casi in cui la somma dell’apporto termico solare mensile, calcolato nel mese a maggiore insolazione tra quelli interamente compresi nell’arco del periodo annuale di esercizio dell’impianto termico, e degli apporti gratuiti interni convenzionali sia superiore al 20% del fabbisogno energetico complessivo calcolato nello stesso mese. Le piastre radianti (in acciaio, in ghisa o in alluminio) scambiano per il 70% per convezione e per il 30% per irraggiamento e si qualificano per il loro minimo ingombro e l’adattabilità. La pressione di esercizio può arrivare fino a 10 bar.

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Fig. 25.38 Sezione di valvola termostatica autoazionata (Caleffi & C.). 1 schermo ad alta sensibilità; 2 sensore a espansione di gas; 3 manopola di regolazione; 4 zoccolo; 5 guida porta-O-ring smontabile a impianto funzionante; 6 otturatore; 7 corpo valvola.

I tubi alettati sono disponibili in diversi materiali e diametri. Vengono generalmente impiegati per il riscaldamento di ambienti industriali, serre, box auto ecc. dove non sussistono problemi di estetica (fig. 25.39). Le caratteristiche sono riportate nella tab. 25.4. Tab. 25.4

Dimensioni ed emissione termica dei tubi alettati

Diametro Spessore Numero delle del tubo S alette liscio (mm) per m

Passo p (mm)

est. int. (mm) (mm) 60,3 60,3 60,3 60,3

54,5 54,5 54,5 54,5

Tipo di Diametro nastro nominale (altezza esterno per alettato spessore) (mm) altezza spessore mm mm

2,9 2,9 2,9 2,9

60 80 100 120

16 12,5 10 8,3

25 25 25 25

0,8 0,8 0,8 0,8

Emissione termica nominale Massa a t 60 °C del tubo rispondente alle norme UNI 6514 (W/m) liscio alettato (kg/m) (kg/m)

110 110 110 110

4,20 4,20 4,20 4,20

6,50 7,30 8,05 8,80

340 435 520 625

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Fig. 25.39 Tubo alettato. I termoconvettori sono costituiti da tubi o canali alettati che formano batterie riscaldanti; i tubi sono generalmente in ferro o rame, le testate collettrici in rame e alette in acciaio o alluminio. Diffondono il calore per convezione; la batteria radiante è racchiusa in un mobiletto metallico dotato di pannello asportabile e griglie inferiori e superiori che permettono all’aria ambiente di lambire la batteria per moto convettivo.

Fig. 25.40 Termoconvettore. La regolazione dell’emissione termica può essere ottenuta o con valvola manuale sull’ingresso dell’acqua o con serranda di regolazione che può variare la portata d’aria convettiva (fig. 25.40). L’emissione termica deve essere desunta dai dati tecnici

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forniti dai costruttori, visto che essa varia con l’altezza del mobiletto e con la differenza fra la temperatura media dell’acqua e la temperatura dell’aria. Sono disponibili, oltre ai convettori con mobiletto verticale (fig. 25.40), anche modelli da installare incassati nel pavimento, sia a convenzione naturale che a convenzione forzata con un ventilatore radiale a velocità regolabile, comandato da un termostato ambiente. Queste apparecchiature sono molto utili per eliminare le fastidiose correnti d’aria fredda nelle prossimità di grandi superfici vetrate (fig. 25.41). 25.2.3

Corpi scaldanti ventilati. Si descrivono i ventilconvettori e gli aerotermi.

I ventilconvettori sono sostanzialmente termoconvettori a cui è stato aggiunto un elettroventilatore con regolazione manuale della velocità; riscaldano l’aria, la filtrano e possono essere predisposti per la presa di una quota d’aria esterna. Per solo riscaldamento la batteria di riscaldamento (con tubi in rame e alette a pacco in alluminio), attraversata dall’acqua, è del tipo a 2 ranghi; quando l’apparecchio viene impiegato anche per il condizionamento estivo la batteria diventa a 3 ranghi. Spesso, negli impianti più sofisticati, il mobiletto è dotato di due batterie una a 1 rango per il riscaldamento e l’altra a 3 ranghi per il raffreddamento: sono i ventilconvettori che vengono impiegati negli impianti di condizionamento a 4 tubi (2 per il caldo e 2 per il freddo).

Fig. 25.41 Termoconvettore da incasso. 1 aria calda; 2 aria fredda.

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Per ogni modello esistono diverse grandezze onde poter erogare potenze termiche diverse; ogni mobiletto è dotato di ventilatore a più velocità o, addirittura, con possibilità di variazione continua della velocità. Le caratteristiche di funzionamento vengono fornite dai costruttori sotto forma di diagrammi o tabelle. La resa termica, in fase di riscaldamento, comunque, può essere convenientemente espressa come potenza termica resa per grado centigrado di differenza fra la temperatura dell’acqua entrante e dell’aria entrante. Molte sono le forme costruttive per poter risolvere i diversi problemi di installazione: – modello verticale senza o con mobiletto di copertura (fig. 25.42); – modello orizzontale senza o con mobiletto di copertura; – modello “low-boy”, versione bassa senza o con mobiletto di copertura. Le possibilità di regolare l’emissione termica sono svariate: manuale agendo sull’interruttore del ventilatore, con termostati elettrici tipo on-off, con variazione continua automatica della velocità di rotazione del ventilatore, con controllo della temperatura e della portata dell’acqua entrante nella batteria di scambio termico. Gli aerotermi, utilizzati in edifici a uso industriale e civile, come capannoni, stabilimenti, palestre, chiese, possono essere del tipo a proiezione orizzontale e verticale. Sono essenzialmente costituiti (fig. 25.43) da una cassa di contenimento in lamiera di acciaio zincata, da una batteria di scambio termico con tubi di acciaio o rame e alettatura a pacco in alluminio, (per acqua calda, surriscaldata o vapore) ventilatore elicoidale in alluminio, antiscintilla, direttamente accoppiato a motore elettrico asincrono trifase di tipo chiuso, protezione IP54, isolamento in classe F. Le batterie possono essere a 1, 2 e 3 ranghi. Le velocità possono essere due.

Fig. 25.42 Ventilconvettore con mobile di copertura.

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Fig. 25.43 Aerotermo a proiezione orizzontale (Sabiana). Nei modelli circolari la batteria è a forma circolare; sono disponibili diversi tipi di diffusori: radiale, anemostatico, a due direzioni ecc. I criteri di scelta degli aerotermi si poggiano principalmente sulla temperatura, sulla velocità di uscita dell’aria nonché sulla dislocazione nello spazio. Generalmente, per temperatura ambiente di 15 °C, la temperatura di uscita dell’aria è bene sia compresa fra 40 e 50 °C: valori più bassi possono provocare molestia specie se in combinazione con elevate velocità di uscita, valori di temperatura più alti di 50 °C possono peggiorare la stratificazione dell’aria calda in alto, con aumento delle dispersioni e riduzione di resa termica dell’apparecchio che si trova a funzionare con aria entrante a temperatura più alta di quella teorica di progetto. La scelta va fatta anche considerando la portata d’aria messa in movimento in quanto è opportuno avere un numero di ricircolazioni di 4  5 vol/h onde assicurare uniformità di temperatura e comfort. A proposito di comfort non va dimenticata la possibilità di immettere anche aria prelevata dall’esterno sia con gli aerotermi orizzontali (fig. 25.44) sia con quelli verticali (fig. 25.45). La disposizione degli aerotermi e la scelta del tipo (a proiezione orizzontale o a proiezione verticale) devono essere correlate alla dimensione e all’altezza del locale da servire e non si possono dare indicazioni univoche; ci si può, comunque, riferire

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Fig. 25.44 Aerotermo a proiezione orizzontale con serranda manuale a bandiera per miscela aria esterna, aria di ricircolo.

Fig. 25.45 Aerotermo a proiezione verticale con presa di aria esterna dal tetto.

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alla tab. 25.5 nella quale, per diverse altezze di installazione, si suggerisce il tipo di aerotermo. Tab. 25.5 Altezza installazione (m)

Disposizione degli aerotermi Tipo di aerotermo

2,5  3,5

a proiezione orizzontale

3,5  4,5

a proiezione orizzontale con condotto di ripresa prolungato verso il basso

4,5  12

a proiezione verticale

Sono significative le figg. 25.46, 25.47 e 25.48 nelle quali sono riportati i gradienti termici per differenti tipi di proiezione e diverse condizioni di portata d’aria. 25.2.4 I termoventilatori. Sono unità di trattamento dell’aria, costituite da diverse sezioni: quella di filtrazione, di riscaldamento, di ventilazione; in alcuni casi è presente anche la sezione di umidificazione. Da queste unità si dipartono le canalizzazioni che provvedono a distribuire l’aria ai diversi ambienti. Se si indica con Pd (W) la potenza termica da somministrare a un ambiente per compensare le sue dispersioni (trasmissione e ventilazione) nota la portata di aria da introdurre (perché, per esempio, fissata in base a considerazioni circa il numero di

Fig. 25.46 Confronto di gradienti termici per aerotermi a proiezione verticale (pensili) e proiezione orizzontale (a parete) con e senza accessorio di ripresa.

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Fig. 25.47 Gradiente termico per aerotermi a parete (proiezione aria orizzontale) con temperatura di mandata aria 48 °C e bassa portata d’aria.

ricambi d’aria all’ora), si può scrivere: Pd  0,34 Va (tau  ti)

(W)

(25.6)

dove: Va  portata volumetrica dell’aria (m3/h) tau  temperatura dell’aria in uscita dal termoventilatore e in ingresso nell’ambiente (°C)

Fig. 25.48 Gradiente termico per aerotermi a parete (proiezione aria orizzontale) con temperatura di mandata aria 37 °C e grande portata d’aria.

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ti  temperatura che si desidera mantenere all’interno del locale (°C) 0,34  quantità di energia per riscaldare un volume unitario di aria di 1 °C (Wh/m3 °C) La relazione consente di ricavare, quindi, la temperatura d’immissione dell’aria tau; analogamente, fissata la temperatura tau, si può calcolare la portata volumetrica dell’aria. La potenzialità della batteria di riscaldamento si può calcolare conoscendo la temperatura dell’aria entrante (tai) e quella dell’aria in uscita (tau). La temperatura (tai) d’ingresso può essere eguale a quella ambiente (ta), (caso in cui si riscalda soltanto aria di ricircolo ripresa tutta dall’ambiente), oppure può essere più bassa e ciò si verifica quando si riscalda una miscela di aria di ricircolo e di aria esterna. Nota la portata Va (m3/h), la potenzialità della batteria è espressa da: Pb  0,34 Va (tau  tai)

(W)

(25.7)

Questa potenzialità è anche eguale alla somma della potenza termica dispersa (Pd) e della potenza occorrente per riscaldare l’aria entrante fino alla temperatura ambiente (ta). Si può, cioè, anche scrivere: Pb  Pd  0,34 Va (ta  tai) W

(W)

(25.8)

Lato acqua, che entra alla temperatura twi ed esce alla temperatura twu, la potenza termica resa dalla batteria può essere espressa da: Pb  c ρ q (twi  twu)

(W)

(25.9)

dove: c calore specifico dell’acqua che si può assumere eguale a 4187 J/(kg K) ρ massa volumica dell’acqua che, per temperatura fino a 80 °C, può porsi eguale a 1 kg/dm3 q portata volumetrica dell’acqua (L/s) twi, twu  temperature di ingresso e uscita dell’acqua dalla batteria I tre valori, così calcolati, sono evidentemente uguali. Come si desume da questa espressione l’emissione termica di una batteria di riscaldamento dell’aria varia linearmente con la temperatura dell’acqua; si è visto, invece, che l’emissione di un corpo scaldante statico varia con legge esponenziale (vedi tab. 25.1). Queste diverse leggi di variazione obbligano a realizzare circuiti distinti, ciascuno con propria regolazione della temperatura dell’acqua, per impianti di riscaldamento con corpi statici (radiatori ecc.) e per impianti ad aria (termoventilatori, ventilconvettori, aerotermi ecc.). 25.2.5 Impianti a radiazione. Il riscaldamento a radiazione è, senza dubbio, la più antica forma di riscaldamento. I primi esseri umani apparsi sulla terra non avevano altro mezzo per riscaldarsi che quello di esporsi ai raggi solari. Fu soltanto la scoperta del modo di accendere il

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fuoco che suggerì all’uomo preistorico la prima idea di riscaldamento artificiale e, dagli originari fuochi all’aperto, egli passò al tentativo di riscaldare l’interno degli antri dove trovava naturale ricovero. Prese forma il primo camino, antenato di quelli ancora oggi in uso, e per molti secoli tale sistema di riscaldamento rimase pressoché invariato. Cinesi prima, coreani ed egiziani poi, escogitarono, in epoche successive, metodi di riscaldamento ben più progrediti. Nell’antica Cina i sistemi in uso erano tre: il Ti-Kang, riscaldamento applicato ai pavimenti; il Koa-Kang, radiatore sul quale ci si poteva sedere o coricare; il TuKang, riscaldatore a mezzo di focolare aperto sulla parete. Ai cinesi stessi è dovuta la scoperta e lo sfruttamento del principio dell’accumulo di calore nei mattoni usati per costruire le stufe. I coreani, fin dal 2000 a.C., applicarono il sistema di somministrare il calore agli ambienti per radiazione, a mezzo di gas combusti circolanti sotto il pavimento. Il sistema coreano, ancor oggi in uso, è basato sulla formazione di condotti sotto il pavimento che si diramano dal focolare per convergere poi verso la canna fumaria. Il sistema di riscaldamento adottato dai romani, del quale importanti avanzi di edifici termali e di ville patrizie ci hanno tramandato esaurienti testimonianze, introduceva un concetto nuovo: quello del riscaldamento centralizzato, con un forno a legna che provvedeva al riscaldamento di più locali e anche di più edifici. I pavimenti delle camere, dei saloni o delle piscine, erano supportati da pilastrini in mattoni e da tavelle disposte in modo da costruire condotti riscaldanti, i quali formavano un labirinto per il passaggio sotto il pavimento dell’aria calda e dei gas, provenienti dal forno collocato centralmente. Gas e aria fluivano secondo una circolazione efficiente e di grande rendimento e mantenevano caldi i pavimenti, o il fondo della piscina. Canali verticali lungo le pareti e camini molto ben progettati, convogliavano aria e gas all’esterno. Le camere e le piscine da mantenere calde erano collocate vicino alle fornaci, mentre quelle da mantenere tiepide venivano disposte più lontane. Le fornaci, per uno o più edifici adiacenti, erano raggruppate in un fabbricato esterno e interrato, dotato anche di deposito della legna: la centrale era quindi completamente separata dalle persone. Il complesso era ben progettato, anche secondo i criteri attuali. Con la caduta dell’impero romano cessa il periodo delle grandi costruzioni di utilità pubblica, cadono in disuso le terme, vengono disertati gli stabilimenti e insorge la tendenza ad avversare tutto ciò che ha sapore di paganesimo e che richiama la liberalità di costumi. Dopo che i romani lasciarono le loro province del nord dell’Europa, anche l’arte del riscaldamento si perdette e il riscaldamento centrale scomparve per lasciare il posto, nuovamente, al camino. Molti vecchi castelli, costruiti nell’epoca delle crociate, non ebbero il conforto del riscaldamento se non per mezzo degli enormi camini costruiti nella cucina, con le loro cappe e catene che sopportavano pesanti pentoloni sopra fuochi di legna: questi

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camini furono probabilmente le sole sorgenti di calore in questi massicci edifici di pietra. Le piccole case e capanne utilizzarono anch’esse piccoli focolari aperti nelle cucine; inoltre si diffusero bracieri e panieri di carbone ardente nelle sale, mentre, nelle camere, il letto veniva riscaldato con pietre calde e scaldaletti di vario tipo. Ogni paese sviluppò nel Medioevo il proprio sistema di riscaldamento, ripartendo dalle origini: nessuno si avvantaggiò dell’arte, già così ben sviluppata e che costituiva una base di partenza per il futuro progresso. Per il riscaldamento italiani e francesi continuarono lo sviluppo dei camini, evolvendone soprattutto gli ornamenti: essi costituirono la base del riscaldamento dell’Europa mediterranea. Ogni maggior camera di immensi palazzi come Fontainebleu, Versailles, ebbe un bellissimo e artistico camino, ciascuno diverso dall’altro: belle statue, pitture e altri squisiti ornamenti lo contornavano: nel centro era collocato il focolare, quale sorgente di calore. Nell’Europa continentale e nordica si svilupparono le stufe in porcellana, le quali funzionavano come, successivamente, le vecchie panciute stufe americane in ghisa, irradiando calore in tutte le direzioni attraverso la camera. Ogni grande camera – come a esempio nel castello di Schönbrunn – contiene una bella e decorativa stufa in ghisa rivestita in porcellana, normalmente collocata in un angolo, la cui decorazione si armonizza con quella delle pareti. Da esse prese sviluppo la produzione di serie di stufe più piccole per le abitazioni più modeste. Molti alberghi in Danimarca, Svezia e Norvegia e in altri Paesi del nord Europa, dotati oggi di impianti di riscaldamento centrale, hanno lasciate intatte, nelle loro camere, stufe ornamentali, quali testimonianza di un contributo all’arte del riscaldamento. Nel secolo diciannovesimo comparvero le stufe in ghisa, alimentate a carbone, che ebbero grande diffusione e sulle quali furono ricavati ornamenti del gusto dell’epoca. Soltanto però la civiltà contemporanea ci porta al radiatore con impianto a focolare centralizzato, sia per i singoli alloggi, che per edifici, che per interi quartieri. Nel 1908 un tecnico inglese, H. Barker, lanciò l’idea di un sistema di riscaldamento mediante irradiazione dal soffitto; il sistema da lui brevettato fu chiamato panel heating o riscaldamento a pannelli. Il concetto del Barker era di ridurre le dispersioni del corpo umano mediante l’irradiazione da pareti più calde, così da poterle mantenere nei giusti limiti, anche con temperature dell’aria relativamente basse. I vantaggi che si attribuivano al sistema erano: sensazione di maggior comfort dovuto all’effetto della radiazione diretta dei pannelli (e a dimostrazione si citava il senso di benessere e di calore che si prova specie in alta montagna anche con aria fredda per effetto dell’irradiazione solare); minori dispersioni di calore dovute al fatto che l’aria nei locali, a parità di sensazione di calore, ha una temperatura più bassa rispetto agli impianti a convezione. Per riscaldare il soffitto il Barker si servì di serpentine di tubo di acciaio percorse da acqua calda annegate nel calcestruzzo, affioranti nel medesimo e ricoperte di un intonaco contenente del pelo che si diceva di mucca, col quale si affermava di poter avere una radiazione più intensa ed efficace, e che poteva servire a rendere più ela-

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stico l’intonaco ed evitare così screpolature, pur peggiorandone la conduttività; ma lo scopo del pelo di mucca era essenzialmente commerciale. L’emissione di calore si considerava avvenisse completamente dal soffitto verso il locale da riscaldare, e si cercava di isolare lo strato riscaldante il più possibile verso l’alto in quanto il concetto era di avere una radiazione più elevata possibile verso il basso. Il Barker, sempre seguendo questo concetto, fu poi indotto a elevare il più possibile la temperatura dei pannelli (dato che, come è noto, l’irradiazione aumenta con la quarta potenza della temperatura assoluta) e cedette il brevetto del sistema originale a pannelli alla ditta Crittall di Londra, introducendo il sistema a piastre radianti dal soffitto ad alta temperatura. Con gli impianti a radiazione il riscaldamento degli ambienti avviene in maniera diversa da quelli tradizionali; questi riscaldano l’aria ambiente mentre quelli a radiazione modificano il bilancio termico degli occupanti, in quanto diventa prevalente lo scambio di calore per radiazione. La temperatura operante, di cui si è già parlato nel paragrafo 14.3, assume un ruolo molto importante e viene modificata, con un miglioramento del benessere degli occupanti. Fra i sistemi radianti si possono elencare i pannelli radianti a bassa temperatura (a pavimento, a soffitto, a parete) e quelli che operano a temperature più alte (tubi radianti a gas, piastre radianti a gas, lampade a radiazione ecc.). Tra i sistemi a radiazione a bassa temperatura i più diffusi sono i pannelli a pavimento, i pannelli a soffitto e le travi. Gli impianti a pannelli (sia a soffitto che a pavimento) hanno conosciuto uno sviluppo notevole negli anni 60  70 per diversi motivi, fra i quali si ricordano: il vantaggio di non occupare spazio come gli altri corpi scaldanti, un basso costo di installazione, la possibilità del raffrescamento estivo. Dopo alcuni anni di successo, però, il sistema fu abbandonato per diverse ragioni, fra le principali occorre annoverare: errori di progettazione (con conseguente cattiva regolazione della temperatura ambiente), errori di realizzazione (spesso i fenomeni di corrosione delle serpentine annegate davano luogo a perdite con danni materiali ed economici). Questi impianti sono stati realizzati spesso in immobili con elevate dispersioni e bassa inerzia determinando, quindi, la necessità di elevate temperature dell’acqua (con scarso comfort per gli occupanti), nonché difficoltà di poter seguire le variazioni del carico termico, vista l’inerzia propria del pannello annegato nelle strutture. Per fortuna in questi ultimi anni una maggiore conoscenza dei meccanismi che regolano il benessere delle persone, l’introduzione di nuovi materiali per la realizzazione delle serpentine, una migliore coibentazione degli edifici, hanno reso possibile una progettazione e una realizzazione più attenta dei sistemi a radiazione, tant’è che questi sistemi si stanno sempre più diffondendo, anche perché è sempre molto interessante il loro impiego nel raffrescamento estivo. In questo caso occorre, evidentemente, porre molta attenzione alla temperatura superficiale dei pannelli, poiché essa non può scendere al di sotto della temperatura di rugiada, altrimenti il vapor d’acqua presente nell’aria ambiente potrebbe condensare sulla superficie dei pannelli, danneggiando le strutture murarie e gocciolando in ambiente.

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Poiché, comunque, occorre controllare l’umidità relativa ambiente, il sistema radiante viene in genere integrato con un sistema di ventilazione con aria esterna (che così può soddisfare anche le esigenze di qualità dell’aria interna: IAQ) opportunamente deumidificata, per contenere l’umidità entro valori comunemente ritenuti idonei: 50  55%. Vantaggi dei sistemi radianti. Fra i vantaggi sono da annoverare: – recupero di spazi, non esistendo corpi scaldanti, più o meno ingombranti, appoggiati sul pavimento (questo è un grande vantaggio nelle camere di degenza); – riduzione degli spazi tecnici rispetto ai sistemi a tutta aria, dato che anche quando si dovesse impiegare l’aria esterna come aria primaria (nei sistemi misti ariaacqua), l’impegno dei cavedi e dei controsoffitti è minimo; – riduzione della temperatura dell’aria interna (e, quindi, risparmio energetico), fermo restando il benessere delle persone, in quanto a parità di temperatura operante quella media radiante aumenta. Un altro vantaggio considerevole dei sistemi radianti è il ridottissimo gradiente verticale di temperatura. Nella fig. 25.49 e nella fig. 25.50 sono evidenziati gli andamenti della temperatura ambiente in funzione dell’altezza dal pavimento per diverse tipologie di impianto. Come si vede, il gradiente termico per sistemi radianti è pressoché trascurabile. Ciò comporta, oltre a un miglioramento delle condizioni di benessere, anche una riduzione delle dispersioni verso l’esterno. In ultimo c’è da considerare che i sistemi radianti possono funzionare con fluidi termovettori a bassa temperatura (come i ventilconvettori) intorno ai 40  50 °C. Il vantaggio sta nel fatto che così è possibile installare caldaie a condensazione o pompe di calore, oppure utilizzare recuperi di calore o energia solare. L’assenza pressoché totale di rumore e di correnti d’aria rende questi sistemi ideali per conseguire un ottimo benessere per gli occupanti. Svantaggi dei sistemi radianti. È necessario, preliminarmente, esaminare le due diverse tipologie che caratterizzano i sistemi utilizzati e cioè quelle con serpentine annegate nelle solette (a pavimento o a soffitto) o quella con pannelli o travi, sospesi al soffitto. Nel primo caso è evidente la grande inerzia termica del pannello (di alcune ore) che impone particolari metodologie di regolazione e conduzione dell’impianto. Non è possibile, come negli impianti a tutta aria, o con i ventilconvettori, pensare di interrompere il funzionamento dell’impianto nel periodo notturno. La massa termica del solaio è tale da accumulare l’energia termica e renderla disponibile per molte ore dopo lo spegnimento dell’impianto; alla riaccensione occorrerà, viceversa, attendere molto tempo per riportare la massa a regime. Questo tipo di impianti, quindi, è adatto per edifici a occupazione continua (residenze, ospedali) nei quali l’impianto non può e non deve essere fermato. Altro possibile inconveniente dei pannelli annegati nelle strutture è che se, per erronea posa o per corrosione si determina una rottura dei tubi delle serpentine, il danno è notevole. Questa evenienza è oggi abbastanza rara poiché sono disponibili

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Fig. 25.49 Andamento delle temperature di un locale riscaldato con radiatori o ventilconvettori in funzione dell’altezza dal pavimento.

Fig. 25.50 Andamento delle temperature di un locale riscaldato da un sistema radiante in funzione dell’altezza dal pavimento.

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sul mercato materiali di elevata affidabilità (rame, polipropilene, polibutilene, polietilene reticolato ad alta densità ecc.). Gli svantaggi brevemente descritti non si riscontrano, però, nei soffitti radianti con pannelli prefabbricati sospesi alle solette o nelle “travi”. Questi sistemi sono di ridotta inerzia, sono facilmente ispezionabili e riparabili. È stato dimostrato (Berglund et al., 1982) che la velocità di risposta di un pannello metallico a soffitto è simile a quella dei sistemi a convezione. Risparmi energetici. I vantaggi che si ottengono con l’impiego di sistemi radianti sono essenzialmente dovuti alla possibilità di ridurre la temperatura dell’aria interna (visto che il benessere è legato, come già si è avuto modo di dire, alla temperatura operante), per cui le dispersioni sono inferiori a quelle che si hanno con un impianto a tutta aria. Vantaggioso è anche il fatto che non esiste un gradiente di temperatura, per cui la dispersione può considerarsi uniforme per tutta l’altezza del locale. Un ulteriore risparmio energetico scaturisce dalla possibilità di alimentare i pannelli con acqua a bassa temperatura (40  50 °C) proveniente o da caldaie a condensazione (che hanno rendimenti di generazione superiori al 100%, in quanto recuperano il calore latente di vaporizzazione) o da pompe di calore elettriche. 25.2.6 Pannelli radianti a pavimento. Nel sistema di riscaldamento dal pavimento le serpentine di tubi venivano posate sopra la soletta portante e in una caldana sotto il pavimento. I sistemi più moderni oggi adottati sono costituiti da elementi piani isolanti appoggiati sulla soletta con interposizione di una barriera fonoisolante (o contro l’umidità), sui quali viene posata la tubazione con distribuzione a serpentina o a chiocciola, direttamente in sedi preformate o a mezzo di speciali elementi di posa (fig. 25.51). Su questa struttura viene gettato un massetto (con spessore non inferiore a 45 mm) in malta cementizia opportunamente additivata con fluidificanti e su questa viene posato il pavimento; una rete di armatura nel massetto può essere opportuna per evitare fessurazioni dello stesso. Prima del getto occorre eseguire una prova di tenuta dell’impianto con una pressione minima di 6 bar. Le tubazioni più utilizzate sono in polipropilene, polietilene, polietilene reticolato, polibutene e rame. È necessario impedire che attraverso la parete dei tubi possa entrare ossigeno che viene poi messo in circolazione dall’acqua, con possibilità di corrosione dei tubi di acciaio e delle caldaie, nonché di formazione di muffe, funghi e batteri. La norma UNI EN 1264-4: 2003 (installazione) prescrive che la resistenza termica del pannello termoisolante posto sotto le serpentine sia superiore a 1,25 (m2 K)/W per soletta su ambienti non riscaldati, o riscaldati in modo non continuativo, o posti direttamente sul suolo. – 1,25 (m2 K/W) per temperatura esterna te  0 °C; – 1,50 (m2 K/W) per temperatura esterna 0 °C te  5 °C; – 2,00 (m2 K/W) per temperatura esterna 5 °C te  15 °C.

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Fig. 25.51 Sezione di un pavimento radiante (per gentile concessione della Proter Imex, Treviso). 1 minima distanza dai muri perimetrali 12,5 cm; 2 battiscopa; 3 coprigiunto; 4 banda perimetrale isolante (5 mm); 5 massetto additivato; 6 rete elettrosaldata antiritiro 3 maglia 10  10 cm; 7 tubazione radiante in polietilene reticolato ad alta densità 16  2 mm; 8 pannello isolante; 9 film PE; 10 solaio. La resistenza termica del pavimento al di sopra delle serpentine è bene che non sia maggiore di 0,15 (m2 K)/W al fine di non utilizzare acqua ad alta temperatura. Nel calcolo del fabbisogno di calore di un ambiente con riscaldamento dal pavimento, non viene preso in considerazione il flusso di calore verso il basso attraverso il pavimento. La temperatura interna di riferimento è quella operante. L’emissione termica di un sistema a pannelli a pavimento, alimentati con acqua calda a bassa temperatura, è funzione della differenza di temperatura fra quella della superficie emittente e quella ambiente. La norma UNI EN 1264-2 :1999 (potenza termica) riporta il diagramma della fig. 25.52 costruito utilizzando l’espressione: q  8,92 (tp  ta)1,1

(W/m2)

(25.10)

dove: q  emissione areica del pavimento (W/m2) tp  temperatura media della superficie del pavimento (°C) ta  temperatura ambiente nominale o temperatura risultante, definita, nella norma UNI EN 1264-1, come media della temperatura dell’aria secca e della temperatura radiante al centro dell’ambiente (°C).

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Fig. 25.52 Curva caratteristica di base.

Il diagramma fornisce dunque una curva caratteristica di base indipendente dal sistema, in pratica valida per tutte le superfici di pavimento riscaldate per ciò che riguarda la relazione tra densità del flusso di calore per m2 e la sovratemperatura della superficie riscaldante, vale a dire la densità di flusso di calore di base. Per esempio, nel caso di temperatura omogenea della superficie riscaldante pari a 29 °C e temperatura ambiente (temperatura operante) di 20 °C, si ricava un’emissione termica di 100 W/m2. D’altro canto per ogni sistema di riscaldamento a pavimento esiste una curva limite della densità che viene delimitata dalle temperature massime consentite dalle norme e dallo scostamento della distribuzione della temperatura isomorfa sul pavimento (ampiezza massima dello scostamento di temperatura in funzione del passo dei tubi). Attualmente la norma UNI EN 1264-4:2003 fissa per le temperature superficiali del pavimento i seguenti valori massimi: – nelle zone di permanenza 29 °C; – nelle zone marginali 35 °C; – nei bagni 33 °C (temperatura ambiente 24 °C).

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Per zone marginali si intende una striscia larga non più di un metro, lungo le pareti esterne, dove ci siano, per esempio, superfici in vetro o porte che danno sull’esterno e che non sia utilizzata come zona di soggiorno continuato dagli utenti. Poiché la curva caratteristica di base vale per una superficie riscaldata in modo omogeneo, è utile fornire ulteriori indicazioni sulle condizioni che influenzano l’emissione termica standard. La distribuzione della temperatura della superficie riscaldante del pavimento dipende sia dalle modalità realizzative che dalla tecnica di regolazione e viene influenzata soprattutto dai seguenti fattori: – interasse tra i tubi, – spessore e conduttività del massetto sovrastante, – resistività termica del rivestimento superficiale, – conduzione termica trasversale delle eventuali lamiere conduttrici di calore. –

– –

– –

Si possono prevedere, per esempio, le seguenti conseguenze: maggiore è l’interasse tra i tubi e maggiore è la disuniformità della temperatura superficiale, con riduzione dell’emissione termica per m2, a parità di temperatura massima; nel caso di tubi piuttosto vicini, invece, l’influenza della distanza tra i tubi viene annullata (passo 8-10 cm); un notevole scostamento di temperatura tra la mandata e il ritorno comporta un’emissione termica ridotta; una buona qualità del sottofondo, un maggior peso grazie a un miglior costipamento, eventualmente completato con l’aggiunta di adeguati additivi, nonché un incremento dello spessore sopra il tubo diminuiscono l’ondulazione di temperatura e aumentano l’emissione termica standard; una crescente resistività termica del rivestimento del pavimento riduce l’ondulazione, ma in tal caso si deve aumentare la temperatura media dell’acqua; a parità di distanza tra i tubi, lamiere conduttrici di calore che abbiano uno spessore sufficiente (almeno 0,5 mm ca.) riducono l’ondulazione e quindi fanno aumentare l’emissione termica standard.

Di norma le temperature di mandata dell’acqua sono di 35  40 °C in inverno, e di 17  21 °C in fase di raffrescamento estivo. Per uno spessore di 45 mm del massetto sopra le serpentine, il passo delle tubazioni standard utilizzato è: – 320 mm per ambienti domestici e/o uffici; – 500 mm per ambienti industriali; – 200 mm per impianti disgelo rampe. In generale tutti i locali vengono dotati di una propria serpentina alimentata da un collettore: si individuano così differenti circuiti di riscaldamento in parallelo, che possono essere singolarmente equilibrati, regolati e intercettati (fig. 25.53). Il tracciato dei tubi può assumere diverse configurazioni allo scopo di adattarlo di volta in volta alle esigenze termiche; può essere opportuno, per le zone più disperdenti (sotto le finestre, per esempio) ridurre l’interasse fra i tubi (fig. 25.54).

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Fig. 25.53 Distribuzione di pannelli radianti a pavimento. Per un approfondimento si rinvia alla norma UNI EN 1264 “Riscaldamento a pavimento. Impianti e componenti”: – Parte 1: Definizioni e simboli (ottobre 1999) – Parte 2: Determinazione della potenza termica (ottobre 1999) – Parte 3: Dimensionamento (ottobre 1999) – Parte 4: Installazione (ottobre 2003). Benché il costo di un impianto a pannelli a pavimento sia dal 20 al 40% maggiore di uno con radiatori, esso presenta alcuni vantaggi quali: – assenza di corpi scaldanti in vista; – profilo di temperatura ideale; – basse temperature del fluido e, quindi, maggiore benessere. – – – –

Gli svantaggi sono: il maggior costo, come si è detto; la necessità di scegliere il pavimento in accordo al tipo di impianto: ceramica o marmo, invece che moquette o parquet; elevato costo di riparazione nel caso di rottura di qualche tubo; ridotta possibilità di regolazione a causa dell’inevitabile inerzia termica.

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Fig. 25.54 Diversi possibili tracciati delle serpentine.

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Per quanto riguarda la regolazione della temperatura, poiché gli impianti con pannelli a pavimento, per quanto si cerchi di ridurla, hanno una discreta inerzia termica, non è pensabile poterla realizzare mediante sensori in ambiente; ci si limita pertanto a modificare la temperatura dell’acqua in funzione della temperatura esterna. È evidente, però, che gli apporti termici gratuiti dovuti al soleggiamento, all’affollamento e ad altre fonti esterne possono provocare scompensi. Ideale sarebbe realizzare l’impianto a pannelli per far fronte al riscaldamento di base, fino a 15 °C, integrandolo con un impianto a radiatori, dotati di valvole termostatiche, installati sotto la finestra. Lo schema più semplice di regolazione della temperatura è quello della fig. 25.55, che prevede una valvola a tre vie posta sul ritorno con il duplice vantaggio di essere di diametro inferiore a quello della tubazione di alimentazione, di regolare meglio e di impedire di fatto che la temperatura dell’acqua inviata al pannello possa, per guasti o per errore del regolatore, superare il valore massimo fissato. Anche per l’impianto a pannelli si può tracciare la curva di compensazione che vedrà, però, la temperatura massima dell’acqua non oltrepassare i 45 °C per la temperatura esterna minima di progetto (5 °C) (fig. 25.56).

Fig. 25.55 Schema di regolazione automatica compensata per impianto a pannelli.

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Fig. 25.56 Diagramma di compensazione della temperatura dell’acqua per impianto a pannelli.

– – – – – –

Il pannello a pavimento è stato spesso utilizzato anche per il raffrescamento estivo. In questo caso la resa del pannello dipende da diversi fattori: temperatura e portata dell’acqua fredda circolante nei tubi; temperatura ambiente; diametro, passo delle tubazioni; materiale della tubazione; tipo e resistenza del massetto/rivestimento sopra le serpentine; scambio termico fra il pavimento e l’aria ambiente.

– – – – –

Si calcola che con: temperatura ambiente di 26 °C, temperatura acqua 14  17 °C, tubazione in polietilene reticolato, massetto cementizio da 45 mm, piastrelle in ceramica,

le prestazioni in raffrescamento (W/m2), in funzione dell’interasse fra i tubi, siano quelle riportate nella tab. 25.6. Tab. 25.6 Resa dei pannelli a pavimento, in fase di raffrescamento Tubazione Pex 16- 17 20 25

5

5/10

Interasse tubi (cm) 15/16

20

40

51 57 62

47 49 55

41 43 48

37 38 42

31 32 35

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La capacità refrigerante del pannello può incrementarsi sensibilmente in presenza di radiazione solare direttamente incidente attraverso le superfici trasparenti: sono stati verificati assorbimenti fino a 150 W/m2. Questo accorgimento tecnico fu utilizzato in pannelli radianti a pavimento installati negli anni ’60 lungo le pareti perimetrali del nuovo Aeroporto di Milano-Linate (consulente Prof. Ing. Aldo Gini, società realizzatrice Marelli Aerotecnica). 25.2.7 Sistemi radianti ad attivazione termica della massa. Il rinnovato interesse per i sistemi a radiazione con pannelli a pavimento o a soffitto ha dato luogo a un’interessante evoluzione del concetto di pannello radiante, che è stato proposto in diversi paesi dell’Europa centrosettentrionale. Si tratta dell’impiego di una massa consistente (con funzione di accumulo termico) nella quale viene inserito il pannello. Gli impianti di questo tipo sono caratterizzati da una grande inerzia termica. In inglese si parla di active thermal slab, mentre in italiano si usa spesso la locuzione “attivazione termica della massa”. Questa soluzione impiantistica, oggi oggetto di diversi studi, trova la sua principale applicazione in regime estivo. Lo studio, oggi, si può compiere utilizzando un modello matematico in grado di determinare non solo la temperatura e l’umidità dell’aria, ma anche le temperature superficiali che influenzano la temperatura media radiante e, quindi, le condizioni di benessere delle persone. Vista l’inerzia che il sistema possiede, le modalità di funzionamento dell’impianto dovrebbero essere quelle di un sistema attivo soltanto durante le ore notturne (dalle ore 18.00 alle ore 8.00) al fine di accumulare nella struttura una notevole capacità di raffreddamento, da cedere durante le ore diurne, durante le quali la produzione del freddo è destinata soltanto al trattamento dell’aria primaria (che di notte non è trattata). I risultati degli studi sono interessanti e ciò lascia sperare che siano possibili affinamenti sia nella progettazione che nella conduzione, per raggiungere buone soluzioni sia dal punto di vista tecnico che economico, anche in considerazione della possibilità del funzionamento notturno in fasce più economiche per l’energia elettrica. 25.2.8 Pannelli radianti a soffitto. Due sono essenzialmente le tecniche per realizzare i soffitti radianti. La più antica è quella con serpentine annegate nella soletta; questa tipologia prevede, quindi, una realizzazione nella fase di costruzione dell’edificio, all’atto della gettata del solaio. In alternativa sono stati anche impiegati pannelli con le serpentine annegate in uno strato di intonaco posto sotto la soletta. Si aveva il vantaggio di semplificare la posa e ridurre drasticamente l’inerzia. La seconda e più moderna tecnica è quella che prevede che il pannello prefabbricato sia sospeso al soffitto. Si tratta, per lo più, di controsoffitti (caldi o freddi) con le serpentine a contatto con pannelli metallici prefabbricati. Le soluzioni esistenti sono molteplici, ma essenzialmente si tratta sempre di ser-

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pentine (in rame o in acciaio) che vengono fissate saldamente (per un ottimo contatto onde facilitare lo scambio termico) ai pannelli in alluminio. Al di sopra delle serpentine è posto uno strato isolante per limitare la cessione di calore verso l’alto, che svolge anche una funzione di isolamento acustico. Caratteristiche salienti di questo tipo di soffitto radiante sono la ridotta inerzia termica, la facilità di posa in opera, la semplicità di realizzazione. Trova largo impiego nell’edilizia ospedaliera (degenze) e nel terziario. Spesso è necessario integrare il soffitto radiante con un’immissione di aria esterna sia per garantire il rinnovo dell’aria, che per controllare l’umidità relativa sia in estate che in inverno. Si realizzano, quindi, impianti misti acqua-aria nei quali l’aria primaria (tutta esterna), opportunamente trattata in idonee UTA, è inviata in ambiente o con diffusori a parete o, meglio, direttamente attraverso fessure opportunamente lasciate fra i pannelli (soffitto Zent-Frenger ecc.). Dimensionamento. La procedura corretta per impostare il calcolo e il progetto di un soffitto radiante deve necessariamente seguire un iter logico che, partendo dalla definizione delle condizioni climatiche esterne, dalle caratteristiche fisico-termiche dell’involucro edilizio e degli apporti gratuiti, passa per la definizione delle condizioni di comfort ambientale richiesto (stima del livello di attività e determinazione dei valori dei parametri relativi: temperatura al bulbo asciutto, umidità relativa, velocità dell’aria, temperatura media radiante), per approdare, infine, al calcolo del carico termico invernale. Ai fini del dimensionamento di un pannello occorre conoscere la resa termica (calore ceduto per unità di superficie, che è funzione della temperatura del fluido termoconvettore, delle temperature dell’aria e delle superfici con le quali il pannello scambia calore. La temperatura efficace del fluido all’interno del pannello dipende da due variabili: – la temperatura di mandata, – la portata di fluido circolante nel pannello, che determina, a parità di carico, il salto termico. La temperatura di mandata può assumere valori relativamente bassi: ad esempio, nel caso di pannelli prefabbricati in alluminio, una mandata di 40 °C può risultare sufficiente agli scopi. Ciò permette, fra l’altro, di sfruttare in modo efficace i generatori di calore a condensazione e le pompe di calore. Per quanto riguarda la portata di fluido, un criterio generale può essere quello di limitare la quantità di fluido circolante nel pannello, facendo attenzione al salto termico che ne deriva. Infatti, un salto termico più elevato causa una maggiore disomogeneità della temperatura superficiale del pannello, la cui entità dipenderà anche dalla conformazione del circuito dell’acqua. I due vincoli principali da tenere presente relativamente a temperatura e portate del fluido sono: 1) limitazione alla temperatura superficiale del pannello; 2) necessità di mantenere il moto del fluido all’interno delle tubazioni in regime turbolento.

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Per quanto concerne la temperatura superficiale del pannello, essa risulta un compromesso tra le esigenze di ottenere una resa termica adeguata da un lato e di non creare disagio agli occupanti dall’altro. Le temperature massime ammissibili per una superficie calda a soffitto dipendono dall’asimmetria verticale della temperatura radiante che si genera e, quindi, dall’altezza del locale (o dell’installazione nel caso di pannelli sospesi), Per altezze da 2,8 a 3 m, le temperature non possono salire oltre i 50 °C, per evitare le spiacevoli sensazioni di disagio denominate hot head effect. In realtà, per mantenere la percentuale di insoddisfazione al di sotto del 5%, è necessario contenere l’asimmetria radiante verticale entro i 4 °C. Considerando invece la portata d’acqua circolante, ai fini di garantire un elevato valore del coefficiente di convezione all’interno delle tubazioni, si cerca di mantenere condizioni di regime turbolento. Ciò pone delle limitazioni al valore minimo della velocità e di conseguenza della portata d’acqua che circola all’interno della tubazione. Per quanto riguarda la posizione del pannello all’interno di un ambiente, accurati studi (Lazzarin et al.) hanno portato a concludere che, ove sia possibile una scelta, è opportuno: “posizionare il pannello nelle vicinanze delle superfici disperdenti e delle vetrate in particolare, ciò permette di contrastare con maggior efficacia le dispersioni, di ottenere un miglior valore di PMV medio e una minima dispersione di tale indice sulla pianta del locale. Ciò è dovuto al più elevato fattore di vista tra pannello e superfici disperdenti; in base a questo, anche il flusso termico ceduto è lievemente superiore”. Soffitti radianti per il raffrescamento. Si deve considerare che per la climatizzazione estiva, con i pannelli è possibile asportare solamente il calore sensibile. Inoltre, la potenzialità refrigerante dell’impianto risulta limitata: la temperatura superficiale del pannello nel suo punto più freddo non può scendere al di sotto della temperatura di rugiada dell’aria ambiente, pena la formazione della condensa. Volendo essere concreti, a un valore di umidità specifica dell’aria interna di 14 g/kgas, che potrebbe essere quello di un ambiente alla temperatura di 28 °C e umidità relativa del 60%, corrisponde una temperatura minima consentita di 20 °C; ciò evidentemente ha un’influenza negativa sulla potenza termica che il sistema può asportare, tanto che i valori massimi ottenibili con il solo raffrescamento si attestano sui 40-50 W per metro quadro di pannello a soffitto. È necessario, pertanto, l’intervento di un sistema ausiliario ad aria primaria che effettui la deumidificazione, abbassando la temperatura di rugiada e consentendo così il corretto funzionamento del soffitto radiante, oltre che l’ottenimento più agevole di condizioni di benessere. In questo caso, al momento dell’accensione, dovrà essere l’impianto di deumidificazione ad andare a regime per primo; solo nel momento in cui l’umidità dell’aria interna avrà raggiunto il valore di progetto, potrà essere inviata acqua fredda al pannello. In generale, si possono dunque individuare due tipologie di impianto. La prima possibilità è quella di realizzare un impianto raffrescante, composto solamente dal pannello a soffitto e quindi in grado di asportare solo calore sensibile.

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Nell’esercizio di un tale impianto, diventa fondamentale la presenza di sonde anticondensa, ovvero sensori che individuino il raggiungimento del punto di rugiada, permettendo di intercettare l’alimentazione al pannello interessato, evitando la formazione di condensa. Senza deumidificazione ciò che si può ottenere è in linea di massima una diminuzione di alcuni gradi (3-5 °C) della temperatura dell’aria interna; solitamente, infatti, le temperature di alimentazione difficilmente possono scendere al di sotto dei 19  20 °C. Un’applicazione tipica può essere l’utilizzo, nel periodo estivo, di un impianto a pannelli preesistente e dimensionato per il regime invernale. La seconda possibilità è quella di realizzare un impianto completo di climatizzazione; si utilizza un impianto ausiliario ad aria primaria per la deumidificazione, che permette in ogni momento il funzionamento corretto del pannello. Anche in questo caso va comunque prevista la presenza di sonde anticondensa. Occorre prevedere un sistema di regolazione automatica che consenta di mantenere la temperatura minima del pannello non più alta di 1 °C rispetto alla temperatura di rugiada, corrispondente alle condizioni termoigrometriche che si desidera mantenere in ambiente. Per esempio, con una temperatura di 25 °C e un’umidità relativa del 50% (umidità specifica 10 g/kgas), la temperatura di rugiada è di 14 °C e la temperatura dell’acqua è bene che non sia inferiore a 15  16 °C. Volendo quantificare le prestazioni ottenibili da un soffitto freddo, supponendo di deumidificare l’aria ambiente in modo da portare la temperatura di rugiada intorno ai 15 °C, il massimo flusso termico asportabile per unità di superficie è di 70-80 W/m2; valori di 90 W/m2 si ottengono con pannelli prefabbricati di foggia tale da incrementare lo scambio termico di tipo connettivo. Spesso per il calcolo di un soffitto radiante in fase di raffrescamento occorre eseguire i calcoli abbastanza complessi che portano alla valutazione: – della radiazione solare trasmessa attraverso le vetrate; – dell’apporto dovuto ai carichi sensibili interni (affollamento, illuminazione); – dell’apporto del carico latente degli occupanti. Successivamente si passa alla stima delle caratteristiche del pannello e alla verifica del raggiungimento delle condizioni di benessere desiderato. Ciò potrà essere fatto, però, solamente con l’ausilio di adeguati software. Una volta eseguito il calcolo termico si passa alla scelta del pannello e al suo dimensionamento. Nota la temperatura superficiale minima assimilabile, si fissa la temperatura di mandata dell’acqua e conseguentemente si determina il flusso termico specifico asportabile dal pannello. La temperatura dell’acqua in ingresso, secondo le raccomandazioni ASHRAE, dovrebbe essere di 0,5 °C al di sopra della temperatura di rugiada dell’aria interna nelle condizioni di progetto. Qualora il flusso termico specifico occorrente portasse a una temperatura troppo bassa si deve intervenire: – o aumentando la superficie del pannello, il che permette di aumentare la temperatura superficiale; – o ridurre l’umidità relativa ambiente così da abbassare la temperatura di rugiada.

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25.2.9 “Travi fredde”. Un’evoluzione dei soffitti radianti, sia per il raffrescamento che per il riscaldamento, è rappresentata da una tecnologia abbastanza nuova. A partire dall’inizio del ‘90, infatti, i soffitti radianti (chilled ceiling) si sono progressivamente evoluti verso l’impiego di elementi attivi con potenza specifica superiore, ottenuta attraverso l’aumento dello scambio convettivo, sempre per autoconvezione, tramite opportuni profili di scambio. Questi elementi hanno preso la denominazione di “travi fredde” (chilled beam). Tale variante ha progressivamente soppiantato su molti mercati i soffitti freddi. Ad esempio in Svezia, paese leader in Europa sia per l’impiego che nella tecnologia di questi prodotti, il rapporto tra i chilled ceiling e le chilled beam è passato nel corso degli anni da 90/10 dell’inizio anni ’90, a un valore attuale di 5/95. Tra i motivi di questa scelta a favore delle chilled beam si possono indicare la maggior potenza ottenibile, l’indipendenza tra gli elementi e il controsoffitto, ma soprattutto una drastica riduzione dei costi di realizzazione. Il sistema chilled beam rappresenta oggi il sistema con il minor costo complessivo (installazione-manutenzione-consumi) disponibile sul mercato tra tutti i sistemi di condizionamento. Si vuole per inciso rammentare che il termine “trave fredda” o “soffitto freddo” non vuole significare che il sistema non sia in grado anche di realizzare la funzione di riscaldamento. Soffitti e travi fredde, come si è già visto, si comportano egregiamente anche quando si tratta di riscaldare. Le travi, posizionate al livello del soffitto (sono possibili diverse tipologie di installazione) sono, d’estate, tenute a una temperatura più bassa dell’aria ambiente tramite la circolazione di acqua fredda al loro interno. L’aria calda a soffitto, venendo in contatto con le travi, si raffredda attraverso la trave e scende verso il basso. La trave, però, ha anche un effetto radiante, dal 30 al 35%, sulla capacità totale di raffreddamento. Ciò consente di ottenere una riduzione dei carichi radianti (dovuti a pareti, pavimenti e mobilio) prima che diventino carico ambiente riscaldando l’aria in esso contenuta. Una tipologia interessante si basa sull’utilizzo di travi a funzione convettivo/radiativa, abbinate a un sistema di aria primaria (tutta esterna) per i necessari ricambi e per il controllo dell’umidità relativa sia in estate che in inverno. Esistono oggi in Italia diverse tipologie di queste travi che stanno trovando sempre maggiore diffusione. I vantaggi sono evidenti in quanto, oltre a quelli già noti e descritti per i soffitti radianti, si aggiungono quelli dovuti a una distribuzione dell’aria in tutto l’ambiente, il che, fra l’altro, determina una pronta risposta dell’impianto e un’ottima regolazione della temperatura ambiente. Nel periodo invernale si effettua la commutazione, alimentando le travi con acqua calda. Si esaminano, seppure succintamente, i vantaggi e i limiti di funzionamento. I principali e numerosi vantaggi sono connessi al comfort ambientale e, infatti, si possono elencare: – buona distribuzione dell’aria in ambiente: l’aria viene immessa in modo uniforme lungo la trave e si ottiene una velocità nella zona occupata di 0,2 m/s, eliminando, di conseguenza, le correnti moleste che sono causa di discomfort;

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– ottima qualità dell’aria: la minor velocità dell’aria e della sua turbolenza permettono una riduzione della movimentazione delle polveri sospese e dei batteri, principali cause delle allergie; quindi si può evitare di installare il filtro e la bacinella di raccolta della condensa che, nel caso di inadeguata manutenzione, può diventare sede di accumulo e moltiplicazione di batteri; – risparmio energetico (grazie al funzionamento con acqua fredda e non gelida e con acqua calda a bassa temperatura); – elevato comfort acustico: nelle unità terminali, grazie all’assenza di alte velocità e dei ventilatori, si possono ottenere bassi livelli di rumore; le travi fredde hanno livelli sonori inferiori ai 35 dB(A), che è limite imposto dal DPCM per gli uffici. Inoltre non hanno parti in movimento (ventilatori) che causano a medio-lungo termine problemi di rumorosità poiché soggetti ai fenomeni di usura; – nessun ingombro a pavimento, facile e rapida installazione in cantiere. Molto importante nelle applicazioni per uffici è l’elevata flessibilità nei casi, sempre più frequenti, di modifica del layout dell’ambiente: le travi consentono infatti un’agevole regolazione della portata e della direzione del flusso dell’aria immessa in ambiente. Anche l’aspetto estetico rappresenta un fattore da considerare: le travi possono infatti essere installate sia a vista, diventando quindi un elemento che caratterizza l’interior design, oppure, al contrario, essere integrate o addirittura nascoste nel controsoffitto. È anche possibile realizzare delle travi multifunzione dotate di corpi illuminanti, ugelli sprinkler e rivelatori di fumo, in modo da concentrare in un unico terminale tutte le funzioni tecnologiche. Altri vantaggi sono: – di tipo architettonico, principalmente legati alla possibilità di sfruttare tutta la superficie in pianta dei locali; – di valore per l’edificio: le travi sono ormai diffusamente riconosciute come un sistema di notevole valore e di qualità Le applicazioni ideali sono uffici, camere di degenza ospedaliera, camere d’albergo. Per quanto riguarda la tipologia di utenza/applicazioni, gli impianti in cui hanno trovato diffusione sono stati realizzazioni di uffici di medio-grandi dimensioni grazie alla maggiore attenzione di queste organizzazioni ai parametri di comfort per evitare, tra l’altro, problemi sindacali. Una applicazione molto interessante che si è rapidamente diffusa è quella ospedaliera, in particolare nelle degenze, dove consentono un notevole risparmio di costi, sia di installazione che di gestione. Si segnalano, infine, realizzazioni con un carico latente relativamente stabile e, comunque, con un carico sensibile non particolarmente elevato: alberghi, (soprattutto le camere), show room, concessionarie d’auto e negozi di grandi dimensioni con basso affollamento. I limiti di funzionamento devono, però, essere anch’essi attentamente esaminati. – Le travi fredde operano con una batteria secca, il che significa che sono sprovviste di un sistema di raccolta della condensa. L’aria primaria deve essere perciò

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deumidificata preventivamente nell’unità di trattamento aria (UTA) ed è necessario un controllo di temperatura dell’acqua refrigerata di mandata alla batteria della trave fredda per evitare la condensa. Gli edifici devono essere “stagni” a tal punto da evitare infiltrazioni che possono causare condensa sulle travi fredde e un’attenzione particolare va all’apertura delle finestre che, se l’edificio lo prevede, deve essere inserita nel sistema di controllo generale, poiché quando l’umidità relativa interna sale oltre il 45-50% si può formare condensa sulla batteria della trave, che deve essere evitata, tant’è che una sonda di umidità provvede a intercettare l’arrivo dell’acqua fredda alla batteria della trave escludendola quindi, con ripercussioni sulla temperatura ambiente. – La richiesta di refrigerazione dell’edificio deve essere generalmente inferiore ai 110  120 W/m2 e la richiesta termica in fase invernale minore di 40 W/m2, per assicurare una buona qualità ambientale nello spazio. Le pareti vetrate devono poi essere di buona qualità e garantire in condizione estrema invernale una temperatura superficiale interna sempre superiore ai 14° C, per evitare le correnti di aria fredda dalla superficie vetrata. – Il limite più ovvio di questa tecnologia discende direttamente dal loro nome “travi fredde”: nascono per l’utilizzo estivo in Paesi in cui tradizionalmente vengono utilizzati apparecchiature e impianti differenti per il riscaldamento e il raffreddamento. Il limite principale delle travi ad induzione è rappresentato dall’altezza di installazione in funzionamento invernale: oltre i canonici 2,7  3 m di altezza, è importante sconsigliarne l’utilizzo. Altre situazioni in cui è sconsigliabile l’impiego sono le applicazioni con carico termico latente difficilmente controllabile e/o prevedibile: centri commerciali ecc. Per particolari situazioni, nelle quali è necessario disporre anche in inverno di una capacità di raffreddamento elevata, simile ai valori estivi, sono utilizzate travi con una particolare opzione. In questa variante si sfrutta la modularità idraulica intrinseca nella costruzione per ottenere, senza praticamente un aumento di costo della trave stessa, un funzionamento a due circuiti indipendenti, uno percorso dal fluido freddo e il secondo dal fluido caldo. Si ottiene così una capacità di riscaldamento praticamente simile alla capacità di raffreddamento, con una riduzione di quest’ultima non superiore al 10% della capacità nominale del modello normale. Il circuito caldo viene commutato d’estate in circuito freddo, per cui in questo periodo non si risente di alcuna riduzione della capacità massima di raffreddamento. Lo schema di funzionamento diventa: Modalità

Ramo freddo

Ramo caldo

Terminali ambiente

Estiva Invernale

Freddo Freddo

Freddo Caldo

Travi tutte fredde Travi con funzionamento combinato + Travi calde/fredde alternate

25.2.10 Le termostrisce. Impiegate per il riscaldamento a radiazione dei fabbricati industriali, possono considerarsi quali piastre radianti, generalmente disposte a

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Foto di un ambiente con travi radianti

soffitto come grandi tegoli orizzontali (figg. 25.58, 25.59). Sono realizzate essenzialmente con tre elementi: tubazioni, nelle quali scorre l’acqua calda o surriscaldata, piastra in acciaio sagomata con alloggiamenti semicircolari per ricevere le tubazioni, materassino isolante in lana di vetro, disposto nella parte posteriore della piastra, allo scopo di ridurre la cessione di calore verso zone fredde da non riscaldare. L’intima connessione fra tubi e piastra fa sì che l’intero sistema irradi verso il basso una potenza termica che consente di riscaldare gli ambienti senza apprezzabili movimenti d’aria. L’emissione termica per irraggiamento è proporzionale alla quarta potenza della temperatura assoluta del corpo scaldante e, quindi, nel caso delle termostrisce l’emissione sarà tanto più elevata per quanto più alta sarà la temperatura media del fluido circolante nei tubi. L’altezza di installazione delle termostrisce deve essere, compatibilmente con la temperatura del fluido a disposizione, la più bassa possibile, per impedire dispersioni di calore verso pareti perimetrali o la riduzione di emissione nel caso di presenza di polvere nell’aria. A parte queste limitazioni, non ve ne sarebbe alcuna nell’altezza di installazione: aumentando l’altezza si riduce con il quadrato l’intensità di irraggiamento ricevuta dalle persone ma, contemporaneamente, aumenta con la stessa potenza la superficie irradiata che “vede” la persona. Limitazioni sussistono nel senso della minima altezza in quanto occorre considerare la temperatura media del fluido scaldante. Nella tab. 25.7 si riportano alcuni valori consigliati per diverse temperature.

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Fig. 25.58 Termostriscia (Sabiana). 1 attacco di alimentazione; 2 attacco scarico acqua 3/8; 3 attacco sfiato aria 3/8; 4 collettore di testata, iniziale o finale; 5 tubo acciaio 21,3; 6 piastra radiante in acciaio; 7 traversa di sospensione; 8 materassino isolante; 9 bordatura laterale; 10 reggette fissaggio materassino; 11 scossalina anticonvettiva (su richiesta); 12 squadretta sostegno scossalina; 13 bicchieratura tubi per facilitare, l’accoppiamento; 14 coprigiunto in acciaio con mollette di fissaggio.

Fig. 25.59 Termostrisce applicate in un capannone industriale (Sabiana).

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Tab. 25.7

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Altezza minima di installazione di piastre radianti orizzontali

Temperatura media dell’acqua (°C)

Altezza minima dal pavimento (m)

80 100 120 130 140 150

3,00 3,50 4,00 4,00 4,50 4,50

Questo tipo di corpo scaldante presenta diversi vantaggi quali: economia di spazio, considerato che le piastre sono installate al di sopra delle vie di corsa dei carri ponte e, comunque, al di fuori di ogni altro ingombro; uniformità di temperatura e, quindi, buon comfort; ridotto gradiente termico, con conseguente economia di gestione; silenziosità; assenza di movimenti d’aria, il che è utile negli ambienti nei quali è necessario non sollevare polvere (industria farmaceutica, alimentare ecc.).

Il calore emesso da una termostriscia orizzontale è per il 70  75% ceduto per irraggiamento e per il 25  30% ceduto per convezione; modificando l’inclinazione questi rapporti si modificano ottenendo anche un aumento della resa totale.

25.3

IL VASO DI ESPANSIONE

Il vaso di espansione ha una duplice funzione: termica e idraulica. Dal punto di vista termico la sua funzione è quella di consentire all’acqua, fluido incomprimibile, di espandersi o contrarsi. Perché ciò sia possibile è necessario che il fluido sia a contatto con un gas che possa compensare le dilatazioni e le contrazioni del fluido stesso. Esistono tre configurazioni possibili: – vaso aperto all’atmosfera; – vaso chiuso, contenente acqua e aria (o altro gas inerte) senza alcuna separazione (autopressurizzato o pressurizzato con aria o gas in pressione introdotto dall’esterno); – vaso chiuso con membrana di separazione fra l’acqua e un gas inerte (azoto). Il volume dei vasi di espansione può essere calcolato con le seguenti espressioni (ASHRAE: Systems and Equipment-2004): per vaso aperto all’atmosfera Vv  2 Vw {[(v2 /v1)  1]  3 α Δt}

(25.11)

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per vaso chiuso senza diaframma [(v2/v1)  1]  3 α Δt Vv  Vw –––––––––––––––––––– Pa/Pi  Pa/Pf

(25.12)

per vaso chiuso con diaframma [(v2/v1)  1]  3 α Δt Vv  Vw –––––––––––––––––––– 1  (Pi/Pf)

(25.13)

dove: Vv  volume del vaso di espansione (m3) Vw  volume dell’acqua contenuta nell’impianto (m3) v1  volume specifico dell’acqua fredda alla più bassa temperatura t1 (m3/kg) v2  volume specifico dell’acqua alla massima temperatura t2 (m3/kg) α  coefficiente di dilatazione lineare dei metalli (ved. tab. 1.15)  per acciaio α  1,2  105 (1/K)  per rame α  1,65 105 (1/K) Δt  differenza fra la temperatura più alta (t2) e quella più bassa (t1): t2  t1 (°C). Pa  pressione atmosferica, assoluta, (kPa) Pi  pressione assoluta iniziale alla più bassa temperatura t1 (kPa) Pf  pressione assoluta in esercizio alla più alta temperatura t2 (kPa) L’espressione: Vw [(v2/v1)  1]  3 α Δt

(m3)

(25.14)

rappresenta la variazione di volume. Negli impianti ad acqua calda le temperature di riferimento sono prevalentemente: t1  la temperatura all’atto del riempimento, 10 °C; t2  la temperatura massima di mandata dell’acqua, 85  90 °C. Negli impianti ad acqua surriscaldata evidentemente la temperatura t2 assume valori fino a 130 °C e oltre. Nei circuiti ad acqua refrigerata invece: t1  la temperatura massima raggiungibile dall’acqua a impianto fermo, 35 °C; t2  la temperatura minima di funzionamento, 7 °C, per esempio. I volumi specifici dell’acqua sono riportati nella tab. 1.9 del capitolo 1. Dal punto di vista idraulico il vaso di espansione determina e fissa la pressione di riferimento del sistema. Nel punto del circuito in cui è inserito il vaso, la pressione è eguale alla pressione dell’aria nel vaso aumentata o diminuita della colonna di liquido sovrastante o sottostante (fig. 25.60). 25.3.1 Vaso di espansione aperto. La capacità del vaso deve essere almeno il doppio del volume di espansione dell’acqua e ciò allo scopo di impedire che si perda acqua dal troppopieno nella fase di riscaldamento e ne venga reimmessa di nuova in

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Fig. 25.60 Valori di pressione nel punto di inserzione dei diversi tipi di vasi di espansione.

fase di raffreddamento (fig. 25.61); nella figura sono riportati anche gli accessori di cui il vaso deve essere dotato. Il vaso di espansione deve essere costituito da un recipiente coperto ubicato al di sopra del punto più alto raggiunto dall’acqua dell’impianto, a un’altezza sufficiente ad assicurare in tale punto una pressione maggiore della pressione atmosferica, durante il normale funzionamento dell’impianto. II vaso di espansione deve essere munito di un tubo di sfogo comunicante con l’atmosfera, di sezione almeno pari a quella del tubo di sicurezza. Il tubo di troppopieno deve avere lo scarico visibile e andamento con pendenza verso il basso. Come tubo di sfogo può essere utilizzato anche il tubo di troppopieno, purché abbia una sezione non inferiore a quella del tubo di sicurezza. Per scarico visibile deve intendersi qualsiasi sistema che renda facilmente individuabile lo scarico stesso.

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Fig. 25.61 Vaso di espansione aperto. I vasi di espansione, i tubi di sicurezza, i tubi di carico e i tubi di troppopieno devono essere protetti contro l’azione del gelo. I vasi di espansione possono essere collocati all’aperto laddove non vi sia pericolo di gelo oppure ne siano convenientemente protetti. Il progetto deve indicare le modalità di protezione dal gelo dei vasi di espansione dei tubi di sfogo e di quelli di troppopieno, ove necessario. Nel caso di impianti con più caldaie è buona norma dotare ogni caldaia di un proprio vaso di espansione, rendendo così possibile l’esclusione di una o più caldaie (fig. 25.62). Negli impianti di riscaldamento ad acqua calda con vaso di espansione aperto, aventi pressione di esercizio non superiore a 5 bar, occorre prevedere gli elementi elencati e descritti di seguito: (si veda anche la figura 25.68, riportata più avanti. Nelle figure 25.63, 25.64 e 25.65 sono mostrati alcuni possibili schemi di collegamento). Tubo di sicurezza. Ciascun generatore deve essere provvisto di un tubo di sicurezza avente le caratteristiche appresso descritte. La tubazione di sicurezza deve sboccare nel vaso di espansione. Nel caso in cui la tubazione di sicurezza scarichi nella parte superiore del vaso di espansione, quest’ultimo deve essere connesso alla tubazione di sicurezza mediante un tubo di circolazione che può essere munito di una valvola di intercettazione mantenuta aperta nelle normali condizioni di esercizio. È ammesso l’impiego di un unico tubo di sicurezza al servizio di più generatori. In tal caso i tratti di tubazione di sicurezza che collegano i generatori singoli alla tubazione comune devono essere dimensionati in base alla potenza del generatore al

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Fig. 25.62 Vasi di espansione aperti per tre distinti generatori.

Fig. 25.63 Collegamento del vaso di espansione aperto a una caldaia.

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Fig. 25.64 Collegamento del vaso di espansione con tubazioni di carico e di sicurezza. quale sono collegati, mentre la tubazione comune deve essere dimensionata in base alla potenza complessiva dei generatori. Nel caso di più generatori con tubo di sicurezza unico, qualora si intenda separare un generatore si potrà ricorrere all’applicazione, sulla tubazione di collegamento di ciascun generatore al tubo di sicurezza, di un rubinetto di intercettazione a tre vie, avente sezione di passaggio non inferiore a quella della tubazione di sicurezza pertinente al generatore stesso, in modo da assicurare comunque in ogni posizione il collegamento del generatore con l’atmosfera o mediante il tubo di sicurezza o attraverso un tubo di sfiato allacciato alla terza via (fig. 25.65). Il diametro del tubo di sfiato deve essere almeno pari a quello di sicurezza. Le valvole a tre vie devono: – essere provviste di scarico convogliato in modo da non arrecare danno alle persone; – portare le indicazioni delle direzioni di flusso, dei versi di manovra e della flangia di attacco lato generatore; – avere caratteristiche costruttive tali che la via di passaggio al generatore risulti

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Fig. 25.65 Collegamento di due generatori di calore a un’unica tubazione di sicurezza.

sempre libera e, in caso di manovra incompleta, non si verifichi che, per le altre due vie, una risulti completamente chiusa e l’altra si presenti aperta solo parzialmente, ovvero chiusa per mancanza di blocchi di fine corsa. È ammesso l’utilizzo, quale tubo di sicurezza, di una tubazione facente parte dell’impianto purché soddisfi alle condizioni di cui sopra. È ammessa la possibilità di impiegare più tubi in luogo di un unico tubo. Tubo di carico. Ciascun generatore deve essere provvisto di un tubo di carico. II tubo di carico deve mettere in comunicazione la parte più bassa del generatore con la parte più bassa del vaso d’espansione e non deve presentare contropendenze in grado di impedire la circolazione per gravità nel circuito, costituito dai tubi di sicu-

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rezza e di carico, dal generatore e dal vaso d’espansione. Interruttore termico automatico di regolazione (termostato di limitazione). Dispositivo che ha la funzione di interrompere automaticamente l’apporto di calore al generatore al raggiungimento di un prefissato limite di temperatura dell’acqua e di ripristinarlo solo dopo l’abbassamento della temperatura sotto il predetto limite. Interruttore termico automatico di blocco (termostato di blocco). Dispositivo che ha la funzione di interrompere automaticamente l’apporto di calore al generatore al raggiungimento di un prefissato limite di temperatura dell’acqua. Il ripristino dell’apporto di calore deve avvenire solo con intervento manuale. Devono anche essere inseriti un termometro e pozzetto per il termometro di controllo, più un manometro e rubinetto per manometro di controllo. I diametri dei tubi si possono calcolare con le seguenti espressioni (UNI 10412-1, agosto 2006): – per il tubo di sicurezza che, in caso di sovratemperatura, deve poter sfogare l’eventuale vapore prodotto in caldaia: dS  16  1,4 冪P

(mm)

(25.15)

(non deve essere, comunque, inferiore a 18 mm); – per il tubo di carico o di espansione che deve consentire il rapido riempimento della caldaia con acqua proveniente dal vaso: dc  16  1,0 冪P

(mm)

(25.16)

dove P è la potenza del o dei generatori espressa in kW. Nel caso di più generatori di calore che alimentano uno stesso impianto è ammessa una tubazione di sicurezza dimensionata per la potenzialità nominale complessiva dei generatori; solo i tratti di collegamento di ogni singolo generatore al tubo di sicurezza comune possono essere dimensionati per la potenza singola. Ove si renda necessario separare i generatori dal vaso di espansione, si devono installare, sulle tubazioni di collegamento di ogni generatore alla tubazione di sicurezza, valvole a tre vie con sezione di passaggio non inferiore a quelle del tubo di sicurezza di pertinenza del generatore in modo da assicurare comunque il collegamento fra il generatore e l’atmosfera o mediante il tubo di sicurezza o attraverso il tubo di sfogo allacciato alla terza via (fig. 25.65). Il tubo di sfogo deve essere convogliato per impedire che venga arrecato danno alle persone, in caso di scarico di acqua. Negli impianti con pressione di esercizio superiore a 5 bar, deve essere installato un secondo interruttore termico automatico di blocco, indipendente dal primo. Per quanto riguarda la posizione della pompa di circolazione, rispetto al punto di collegamento del vaso al circuito, occorre porre molta attenzione perché le pompe di circolazione devono essere installate nella rete di distribuzione dell’acqua in modo da soddisfare ad alcune esigenze normative e tecniche.

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Va osservato prima di tutto che su nessuno dei due tubi di sicurezza, di cui è dotato un impianto con vaso aperto, possono essere introdotti organi di strozzamento: ebbene una pompa, di qualunque tipo essa sia, è considerata un organo di strozzamento e deve, quindi, essere installata in zone che siano al di fuori dei collegamenti con il vaso. Un altro aspetto importante che deve essere valutato è quello relativo all’installazione della pompa nei confronti della caldaia e, cioè, in aspirazione (sulla mandata) o in pressione (cioè sul ritorno). Le prescrizioni di sicurezza non danno disposizioni in merito: il problema deve essere risolto in modo da soddisfare la condizione che nessun punto della rete si trovi in depressione. Le reti, infatti, non sono mai perfettamente a tenuta nei confronti dell’aria, che può penetrare, per esempio, se un corpo scaldante va in depressione, attraverso il premistoppa della valvola di regolazione. Per verificare la pressione nei punti critici della rete occorre esaminare il diagramma delle pressioni lungo il circuito, combinato con lo schema di principio dell’installazione. Si prendano in esame, pertanto, i due casi di pompa sulla partenza (fig. 25.66) e pompa sul ritorno (fig. 25.67). Nel caso di pompa sulla partenza nel punto A, dove si collega il vaso di espansione, regna la pressione statica HA. All’uscita dalla pompa il valore della pressione si è accresciuto dell’altezza manometrica della pompa, poi man mano che l’acqua fluisce nel circuito la pressione diminuisce fino al valore che essa ha all’aspirazione della pompa. La spezzata 1.2.3.4.5.1 è la rappresentazione grafica delle variazioni della pressione lungo il circuito. Il punto 4 rappresenta la pressione nel radiatore M. Quando l’acqua circola, la pressione è positiva; nel caso, invece, di valvola chiusa, allora la pressione nel radiatore è quella che si ha nel ritorno, rappresentata dal punto 5, la cui ordinata è, comunque, superiore di Δ alla pressione statica HA, definita univocamente dal livello dell’acqua nel vaso di espansione. Nel punto 5, cioè regna una pressione HA  Δ. Esaminando ancora più da vicino il problema ci si accorge che non è il radiatore più basso quello in pericolo, bensì quello più in alto, perché in questo la pressione è inferiore di HN rispetto al radiatore più basso e tale pressione vale: HA  Δ  HN  (HA  HN)  Δ Il termine (HA  HN) corrisponde alla differenza fra l’altezza dell’acqua nel vaso e l’altezza del radiatore N. Anche in questo caso, comunque, la pressione è positiva. Si passi a esaminare ora il caso della pompa sul ritorno (fig. 25.67). La linea da 1 a 5 rappresenta anche qui l’andamento della pressione fra il radiatore M e la pompa, ma si nota che essa è posta al di sotto della linea della pressione statica di un valore pari all’altezza manometrica della pompa. La pressione in 5 vale HA  Hp  Δ. La pressione nel radiatore più minacciato e, cioè, il più alto, è: HA  Hp  Δ  HN  (HA  HN)  Hp  Δ Perché questo valore non diventi negativo (e cioè depressione nel radiatore più

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Fig. 25.66 Pompa sulla partenza. Schema di installazione e diagramma delle pressioni.

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Fig. 25.67 Pompa sul ritorno. Schema di installazione e diagramma delle pressioni.

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alto) è necessario (se si trascura Δ per margine di sicurezza) che HA  HN, cioè la differenza di livello fra il vaso e il radiatore più alto, sia maggiore della prevalenza della pompa. In alcuni edifici nei quali HA  HN è di 3  5 m è probabile che una pompa, con prevalenza leggermente inferiore, sia in grado di assicurare la circolazione dell’acqua nel circuito, senza depressione. Occorre, quindi, valutare con attenzione caso per caso l’opportunità della disposizione della pompa sulla mandata o sul ritorno. La pompa sull’andata garantisce che nessun punto della rete vada in depressione, d’altro canto gli inconvenienti potrebbero essere quelli di avere la pompa attraversata da acqua ad alta temperatura e di avere una elevata pressione in rete. Nella fig. 25.68 è schematicamente riportata la strumentazione richiesta dalla norma UNI 10412-1: 2006 per un impianto con vaso aperto. 25.3.2 Vaso di espansione chiuso. La norma UNI 10412-1, già richiamata, fornisce precise indicazioni in merito. La pressione massima di esercizio del vaso deve essere non inferiore alla pressione di taratura della valvola di sicurezza, aumentata della sovrapressione caratteristica della valvola stessa, tenuto conto dell’eventuale dislivello tra vaso e valvola e della pressione generata dal funzionamento della pompa. La capacità del/dei vaso/i di espansione viene valutata in base alla capacità complessiva dell’impianto quale risulta dal progetto. I vasi di espansione chiusi devono essere conformi alla legislazione vigente in materia di progettazione, fabbricazione, valutazione di conformità e utilizzazione degli apparecchi a pressione.

Fig. 25.68 Strumentazione di sicurezza secondo norme ISPESL - vaso aperto. 1 termostato di regolazione; 2 termostato di sicurezza a riarmo manuale; 3 tubo di sicurezza; 4 vaso di espansione con regolatore di livello; 5 idrometro con scala graduata in metri; 6 termometro scala 0  120 °C; 7 pompa di circolazione.

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Dimensionamento del vaso di espansione chiuso secondo la norma UNI 10412-1. II volume nominale del vaso di espansione chiuso deve essere dimensionato in relazione al volume di espansione dell’acqua dell’impianto. Per i vasi senza diaframma (fig. 25.69) il volume del vaso deve essere uguale o maggiore a quello calcolato con la formula seguente: Ve Vv  ––––––––––– Pa Pa ––––  –––– Pf Pi

(25.17)

dove: Vv  volume nominale del vaso (L); Pa  pressione atmosferica assoluta (bar); Pi  pressione assoluta iniziale, misurata in bar, corrispondente alla pressione idrostatica nel punto in cui viene installato il vaso (o alla pressione di reintegro del gruppo di riempimento) aumentata di una quantità stabilita dal progettista e comunque non minore di 0,15 bar; tale valore iniziale di pressione assoluta non può essere minore di 1,5 bar; Pf  pressione assoluta di taratura della valvola di sicurezza, in bar, diminuita di una quantità corrispondente al dislivello di quota esistente tra vaso di espansione e valvola di sicurezza, se quest’ultima è posta più in basso, ovvero aumentata se posta più in alto; Ve  volume di espansione: Ve  Va n/100 dove: Va  volume totale dell’impianto (L) n  0,31 + 3,9  l04  tm2 tm  temperatura massima ammissibile (°C) riferita all’intervento del dispositivo di sicurezza. Per i vasi con diaframma il volume del vaso deve essere uguale o maggiore di quello calcolato con la formula seguente: Ve Vv  –––––––––– Pi 1  ––– Pf

冢

冣

(25.18)

dove: Pi  pressione assoluta a cui è caricato il cuscino di gas; questa pressione non può risultare minore della pressione idrostatica nel punto in cui viene installato il vaso, aumentata di 0,3 bar; Pf  pressione assoluta di taratura della valvola di sicurezza diminuita del 10%.

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Fig. 25.69 Impianto con vaso chiuso senza diaframma.

– –

– –

Per quanto concerne l’impiego delle formule si chiarisce che: per i vasi senza diaframma la formula (25.17) è applicabile solo per i vasi autopressurizzati nei quali la pressione prima del riempimento è uguale a quella atmosferica; per i vasi pre-pressurizzatl, nel quali la pressione è maggiore di quella atmosferica prima del riempimento e variabile durante il funzionamento, la formula da impiegare per la verifica è la (25.17) anche se trattasi di vasi senza diaframma, aumentando il volume risultato dal calcolo di una quantità pari al volume dell’acqua iniziale contenuta nel vaso a impianto freddo (in tal caso il progettista deve indicare, oltre alla pressione di precarica e al volume totale del vaso, anche il volume occupato dal gas a impianto freddo); per i vasi pre-pressurizzati a pressione costante e livello variabile durante il funzionamento il volume utile del vaso deve essere calcolato come per i vasi aperti; per i vasi pre-pressurizzati a pressione costante e livello variabile durante il funzionamento il volume del vaso deve essere sufficiente per contenere le escursioni necessarie per l’intervento dei dispositivi di scarico e di reintegro dell’acqua.

In ogni caso i vasi pre-pressurizzati senza diaframma e collegati durante il funzionamento a una sorgente di pressione esterna devono essere provvisti del dispositivi di sicurezza previsti per gli apparecchi a pressione. Collegamento al vaso d’espansione chiuso. Il generatore di calore deve essere collegato direttamente al vaso o al gruppo di vasi di espansione dell’impianto mediante

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una tubazione di diametro interno (D) comunque non minore di 18 mm e calcolato secondo la (25.19): D

冪

Q –––––– 1,163

(25.19)

dove: D  diametro interno della tubazione (mm); Q  potenza nominale utile del/dei generatore/i (kW). Il limite di 18 mm relativo al diametro interno della tubazione di cui sopra, non si applica per i generatori singoli o in batteria, di potenza nominale del focolare minore di 35 kW. Sulla tubazione di collegamento, che può essere costituita da porzioni di impianto, non devono essere inseriti organi di intercettazione né praticate diminuzioni di sezione. È consentito l’inserimento di una valvola di intercettazione a tre vie che permetta il collegamento del vaso con l’atmosfera, per operazioni di manutenzione. Tale dispositivo deve essere protetto contro le manovre accidentali. Il tubo di collegamento deve essere realizzato in modo da non presentare punti di accumulo di incrostazioni o depositi, Nel caso di più generatori di calore che alimentano uno stesso impianto o uno stesso circuito secondario, ciascun generatore di calore deve essere collegato direttamente al vaso di espansione o al gruppo dei vasi di espansione dell’impianto complessivamente dimensionati per il volume totale dell’acqua contenuta nello stesso impianto e nello stesso circuito indipendente. Ove si renda necessario separare il singolo generatore di calore dal vaso di espansione o dal gruppo di vasi di espansione, si deve provvedere a porre, sulla tubazione di collegamento del generatore al vaso, un rubinetto a tre vie con le stesse caratteristiche elencate al paragrafo 25.3.1, in modo da assicurare comunque, in ogni posizione, il collegamento del generatore o con il vaso di espansione o con l’atmosfera.

Fig. 25.70 Impianto con vaso chiuso con diaframma.

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Protezione dal gelo. I vasi di espansione, le tubazioni di collegamento, i tubi di sfiato e di scarico devono essere protetti dal gelo ove tale fenomeno possa verificarsi. La soluzione adottata a tal fine deve essere descritta nel progetto. Negli impianti di riscaldamento con vaso chiuso di potenza fino a 350 kW, con pressione di esercizio non superiore a 5 bar, è necessario prevedere: a) valvola di sicurezza; b) valvola di intercettazione del combustibile oppure valvola di scarico termico; c) vaso di espansione chiuso; d) interruttore termico automatico di regolazione (termostato di limitazione); e) interruttore termico automatico di blocco (termostato di blocco); f) pressostato di blocco: dispositivo ecc.; g) termometro e pozzetto per termometro di controllo; h) manometro con rubinetto e flangia per manometro di controllo; i) sistema di circolazione, Definizioni Valvola di sicurezza. Valvola che automaticamente, senza l’assistenza di energia diversa da quella del fluido di pressione, scarica una quantità di fluido tale da impedire che sia superata la pressione di sicurezza prefissata. La valvola deve richiudersi quando si ristabiliscono le condizioni normali di pressione di esercizio. Valvola di intercettazione del combustibile ad azione positiva. Valvola autoazionata che automaticamente intercetta il flusso del combustibile nel caso in cui venga superata la temperatura di sicurezza prefissata. Valvola di scarico termico, autoazionata, ad azione positiva. Valvola che automaticamente, senza l’assistenza di energia diversa da quella del fluido di pressione, scarica una quantità di fluido tale da impedire che sia superata la pressione di sicurezza prefissata. La valvola deve richiudersi quando si ristabiliscono le condizioni normali di pressione di esercizio. La valvola deve essere dotata di un interruttore, destinato ad arrestare il bruciatore, in caso di apertura della valvola stessa. Interruttori termici automatici.

Valgono le definizioni date nel paragrafo 25.3.1.

Pressostato di blocco. Dispositivo che ha la funzione di interrompere automaticamente l’apporto di calore al generatore al raggiungimento di un prefissato limite di pressione dell’acqua. Il ripristino dell’apporto di calore deve avvenire solo con intervento manuale. Per un approfondimento si rimanda ai paragrafi 11.4 (valvole di sicurezza), 11.5 (valvole di scarico termico), 11.6 (valvole di intercettazione del combustibile) della già citata norma UNI 10412-1:2006. Qualora i generatori non siano provvisti di tutti i dispositivi, quelli mancanti possono essere installati sulla tubazione di mandata del generatore entro una distanza, all’esterno del mantello, non maggiore di 1 m. Gli impianti con generatori di potenza nominale dei focolari (o portata termica)

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complessiva, minore o uguale a 35 kW, possono non essere provvisti di valvola di intercettazione del combustibile oppure valvola di scarico termico di cui al punto b) e dei pressostato di blocco di cui al punto f). Il termometro di cui al punto 8) può non comprendere il pozzetto per termometro di controllo e il manometro di cui al punto h) può non comprendere il rubinetto e la flangia per manometro di controllo. Valvola di sicurezza. La portata di scarico della valvola di sicurezza (P) deve essere tale da consentire lo scarico di un quantitativo di vapore non inferiore a: Q P  –––––– (kg/h) 0,58 dove Q è la potenza nominale utile del generatore (kW). Il diametro della minima sezione trasversale netta dell’entrata della valvola deve comunque essere non minore di 15 mm. La pressione di scarico della valvola, pari alla pressione di taratura, aumentata della sovrapressione, non può superare la pressione massima di esercizio del generatore di calore. II progettista deve verificare che la pressione massima esistente in ogni punto dell’impianto non superi quella massima di esercizio di ogni suo componente. La valvola di sicurezza deve essere collegata alla parte più alta del generatore di calore o alla tubazione di uscita, nelle immediate vicinanze del generatore. La lunghezza del tratto di tubazione compreso tra l’attacco al generatore e la valvola di sicurezza non deve comunque essere maggiore di 1 m. La tubazione di collegamento della valvola di sicurezza al generatore di calore non deve essere intercettabile e non deve presentare in nessun punto sezione inferiore a quella di ingresso della valvola di sicurezza o alla somma delle sezioni di ingresso nel caso di più valvole facenti capo a un’unica tubazione. La tubazione di scarico della valvola di sicurezza deve essere realizzata in modo da non impedire la regolare funzionalità delle valvole e da non arrecare danno alle persone; lo scarico deve sboccare nelle immediate vicinanze della valvola di sicurezza e, per gli impianti maggiori di 35 kW, deve essere visibile. Il diametro della tubazione di scarico non deve comunque essere inferiore a quello del raccordo di uscita della valvola di sicurezza. Quale diametro del raccordo di uscita va inteso il diametro interno minimo sull’uscita della valvola a monte dell’eventuale filettatura interna. Per i generatori di potenza nominale al focolare, singola, maggiore di 580 kW, la portata di scarico deve essere suddivisa tra almeno due valvole di sicurezza. Anche con vasi di espansione chiusi è possibile l’esclusione dei generatori di calore purché sulla tubazione di collegamento del generatore al vaso sia installata una valvola a tre vie con le stesse caratteristiche di cui si è detto a proposito del vaso aperto e tale da assicurare il collegamento del generatore o con il vaso di espansione o con l’atmosfera. Negli impianti di riscaldamento con vaso chiuso e pompa di circolazione l’apporto di calore deve essere automaticamente interrotto nel caso di arresto della

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pompa e ciò può essere attuato con asservimento elettrico pompa-bruciatore oppure mediante flussostato. I generatori degli impianti con vaso chiuso pressurizzato a pressione costante e livello variabile, ovvero a pressione e livello costanti devono essere protetti con valvola di intercettazione del combustibile oppure con valvola di scarico termico poiché in questi impianti non sussiste correlazione fra aumento di temperatura e della pressione. Per impianti con pressione di esercizio superiore a 5 bar deve essere installato un secondo termostato di blocco indipendente dal primo. Nella fig. 25.71 è riportata schematicamente la strumentazione richiesta per impianti con vaso chiuso. Oltre a quanto già descritto si nota: – gruppo di riempimento automatico, che provvede a ridurre la pressione di alimentazione dell’acquedotto e a reintegrare a freddo le eventuali perdite d’acqua; il gruppo di riempimento è costituito da riduttore di pressione, valvola di riempimento, valvola di ritegno e filtro; – separatore di aria con valvola di sfogo automatica a galleggiante. Si rimanda alla normativa per tutti i dettagli, preme qui sottolineare che la valvola di intercettazione del combustibile (sia liquido sia gassoso) consente di rispettare la norma in tutti i casi in cui venga richiesta la valvola di scarico termico, con il vantaggio di non richiedere, come la valvola di scarico termico, il sistema di scarico né quello di reintegro. Le valvole di intercettazione del combustibile, al pari di quelle di scarico termico, devono intervenire (sono ad azione positiva e non azionate da energia esterna) in modo da evitare che la temperatura dell’acqua nel generatore superi quella di ebollizione alla pressione atmosferica e in modo da arrestare l’afflusso di combustibile al bruciatore. Le valvole di intercettazione del fluido termovettore sul circuito primario degli scambiatori di calore (ad azione positiva, non azionate da energia esterna), devono intervenire in modo da evitare che la temperatura dell’acqua sul circuito secondario superi la temperatura di ebollizione alla pressione atmosferica. Gli elementi sensibili delle valvole di cui si è parlato devono essere immersi nella corrente d’acqua calda in uscita quanto più vicino è possibile e, comunque, non oltre 0,5 m.

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Fig. 25.71 Strumentazione di sicurezza e controllo per impianto di riscaldamento con vaso chiuso (la simbologia utilizzata è quella prevista nella norma UNI 9511). 1 bruciatore; 2 caldaia; 3 valvola di sicurezza; 4 valvola di intercettazione combustibile; 5 vaso di espansione a membrana; 6 interruttore termico automatico di regolazione; 7 interruttore automatico di blocco; 8 pressostato di blocco; 9 indicatore di pressione; 10 indicatore di temperatura; 11 pozzetto; 12 scarico accessibile e visibile; 13 pompa del circuito utilizzatore; 14 riduttore di pressione; 15 valvola di non ritorno; 16 contatore acqua (eventuale).

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IMPIANTI DI RISCALDAMENTO AUTONOMI

Per impianti autonomi si intendono quelli nei quali un generatore di calore è previsto e installato a servizio di una unità immobiliare indipendente, per cui la gestione del calore è fatta in modo autonomo. Per impianto autonomo, comunque, si intende anche quello che, pur non essendo dotato di un generatore di calore indipendente, consente una gestione autonoma: trattasi di impianti individuali allacciati a una rete di teleriscaldamento o a generatori centralizzati e concepiti per un funzionamento indipendente con possibilità di contabilizzare il consumo di energia. Facendo riferimento agli impianti autonomi convenzionali, alimentati a gas, è possibile distinguere i seguenti principali componenti: – caldaia (murale o non) per la produzione sia di acqua calda per riscaldamento sia di acqua calda sanitaria; – pompa di circolazione; – sistemi di protezione, regolazione e controllo (termostati, vaso di espansione, valvole di sicurezza ecc.); – rete di distribuzione del fluido termovettore; – corpi scaldanti e relativi sistemi di regolazione del calore emesso. I criteri principali per la progettazione, l’installazione e il collaudo degli impianti domestici e similari, per l’utilizzazione dei gas combustibili appartenenti alla 1a, 2a e 3a famiglia e alimentati da rete di distribuzione di cui alle norme UNI 9165 e UNI 10682, sono stati fissati dalla nuova norma UNI 7129, ratificata dal Presidente dell’UNI ed entrata a far parte del corpo normativo nazionale il 30 ottobre 2008: Impianti a gas per uso domestico e similari alimentati da rete di distribuzione – Progettazione e installazione. La norma è costituita in realtà da una famiglia di norme e introduce, rispetto alla precedente UNI 7129-2001, le seguenti varianti: – suddivisione della norma in quattro parti per macroargomenti; – aggiornamento dei riferimenti normativi; – adeguamento delle prescrizioni per aggiornamenti tecnologici intervenuti; – nuove e/o diverse prescrizioni installative; – considerazione di prescrizioni legislative comunitarie, nazionali; – considerazione di prescrizioni regolamentari. Nel dettaglio: – la norma UNI 7129-1 è relativa all’impianto interno; – la norma UNI 7129-2 riguarda l’installazione degli apparecchi di utilizzazione, ventilazione e aerazione dei locali di installazione;

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– la norma UNI 7129-3 definisce i criteri dei sistemi di evacuazione dei prodotti della combustione; – la norma UNI 7129-4 fissa i criteri per la messa in servizio sia degli apparecchi di utilizzazione, sia degli impianti gas di nuova realizzazione, o dopo intervento di modifica o sostituzione di apparecchio. 26.1

APPARECCHI UTILIZZATORI

La classificazione, in funzione del metodo di prelievo dell’aria comburente e di evacuazione dei prodotti della combustione, è stabilita dalla norma UNI 10642-2005. Tipo A: apparecchio non previsto per il collegamento a canna fumaria o a dispositivo di evacuazione dei prodotti della combustione all’esterno del locale in cui l’apparecchio è installato. Il prelievo dell’aria comburente e l’evacuazione dei prodotti della combustione avvengono nel locale di installazione. Tipo B: apparecchio previsto per il collegamento a canna fumaria o a dispositivo che evacua i prodotti della combustione all’esterno del locale in cui l’apparecchio è installato. Il prelievo dell’aria comburente avviene nel locale di installazione e l’evacuazione dei prodotti della combustione avviene all’esterno del locale stesso. Tipo C: apparecchio il cui circuito di combustione (prelievo aria comburente, camera di combustione, scambiatore di calore ed evacuazione dei prodotti della combustione) è a tenuta rispetto al locale in cui l’apparecchio è installato. Il prelievo dell’aria comburente e l’evacuazione dei prodotti della combustione avvengono direttamente all’esterno del locale. Apparecchio di cottura: destinato alla cottura dei cibi quali fornelli, forni a gas e piani di cottura siano essi ad incasso, separati fra loro oppure incorporati in un unico apparecchio chiamato solitamente “cucina a gas”. Apparecchio di cottura con sorveglianza di fiamma: apparecchio dotato di dispositivo di sorveglianza di fiamma che, in risposta a un segnale del rivelatore di fiamma, mantiene aperta l’alimentazione del gas e la interrompe in assenza della fiamma. Nella norma viene fatta un’ulteriore distinzione fra le diverse possibili soluzioni realizzative dei tre tipi di apparecchi. È importante ricordare che anche gli apparecchi di cottura devono sempre evacuare nell’atmosfera esterna i prodotti della combustione mediante apposite cappe, che devono essere collegate a camini singoli, a canne fumarie collettive ramificate a uso esclusivo delle cappe o direttamente nell’atmosfera esterna. Le cappe aspiranti elettriche devono evacuare in apposito camino singolo o direttamente nell’atmosfera esterna. In relazione a quanto sopra, le cappe filtranti (cioè prive di scarico nell’atmosfera esterna) non sono idonee allo scopo. Nel caso non esista la possibilità di installazione della cappa, è consentito l’impiego di un elettroventilatore, installato su finestra o su parete affacciate sull’esterno, da mettere in funzione contemporaneamente

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all’apparecchio, purché siano tassativamente rispettate le prescrizioni inerenti alla ventilazione, di cui alla norma. Deve, infatti, porsi molta attenzione a che la portata d’aria aspirata meccanicamente possa arrivare, in quantità sufficiente, nell’ambiente in cui è installato l’apparecchio. Ciò è tanto più necessario se si sceglie di evacuare anche l’aria viziata. 26.1.1 Apparecchi di tipo A. Si tratta di apparecchi di piccola potenza, con funzionamento continuo o discontinuo. Gli apparecchi (muniti di dispositivo di sicurezza per l’accensione e contro lo spegnimento e di dispositivo di sicurezza per il controllo dell’atmosfera ambiente) sono: – gli scaldacqua istantanei a prelievo diretto di portata termica nominale non maggiore di 11,7 kW; – gli scaldabagni ad accumulo a prelievo diretto, di capacità utile fino a 50 L di acqua e di portata termica nominale non maggiore di 4,65 kW; – gli apparecchi indipendenti per il riscaldamento ambientale di portata termica nominale non maggiore di 4,2 kW; – altri apparecchi a gas aventi portata termica nominale non maggiore di 2,9 kW, esclusi gli apparecchi di cottura.

26.2

INSTALLAZIONE DEGLI APPARECCHI DI UTILIZZAZIONE

Prescrizioni generali. Per ogni tipologia di installazione devono essere scelti e utilizzati materiali, componenti e apparecchi dichiarati idonei all’impiego previsto e conformi alle norme applicabili, nel rispetto della legislazione vigente. Negli impianti gas di nuova progettazione e realizzazione e in quelli ristrutturati in conformità alla norma non sono consentiti l’installazione e l’utilizzo di apparecchi privi del dispositivo di sorveglianza di fiamma. Gli apparecchi a gas devono essere installati a una distanza di almeno 1,5 m da eventuali contatori, siano essi elettrici o del gas. Nel caso non si riesca a rispettare la distanza di cui sopra, è necessario realizzare dei setti separatori tra apparecchio e contatore in modo da evitare che eventuali fughe di gas possano trovare punti di innesco. Gli apparecchi di utilizzazione a gas non possono essere installati sulla proiezione verticale del piano di cottura a gas. Installazione di apparecchi all’esterno. Si considerano idonei all’installazione all’esterno gli apparecchi a gas per i quali il fabbricante dichiari esplicitamente tale possibilità nella documentazione tecnica e nei libretti d’uso e manutenzione. In ogni caso per l’installazione devono essere rispettate le normative vigenti nonché le istruzioni e le avvertenze fornite dal fabbricante. Installazione di apparecchi in vano tecnico. Gli apparecchi di utilizzazione a gas possono essere installati in appositi vani tecnici ubicati all’interno o all’esterno degli edifici.

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I vani tecnici ricavati nelle strutture edili devono essere aerati e realizzati in modo tale da impedire che eventuali fughe di gas possano diffondersi nelle strutture stesse. I vani tecnici devono essere dotati di almeno un’apertura permanente di aerazione, rivolta verso l’esterno, di superficie non minore di 100 cm2. In alternativa, all’apertura di aerazione, i vani tecnici possono essere aerati tramite condotti di aerazione di sezione non minore di 150 cm2. In caso di installazione di apparecchi diversi dal tipo C il vano tecnico deve inoltre essere dotato di idonea ventilazione dimensionata e realizzata secondo la norma. Non si considerano vani tecnici gli armadi tecnici o i telai da incasso forniti dal fabbricante come parte integrante dell’apparecchio. Installazione di apparecchi all’interno dei locali di abitazione. L’installazione di apparecchi all’interno dei locali di abitazione deve rispettare tutte le disposizioni di seguito riportate. Idoneità dei locali di installazione. Le pareti dei locali di installazione devono essere intonacate o, comunque, non devono presentare crepe, fessurazioni, fori, tali da consentire accidentali infiltrazioni di gas nelle strutture edili. Fatte salve le disposizioni previste nei punti successivi, inerenti alla ventilazione e all’aerazione dei locali, di seguito sono riportati le prescrizioni e i divieti specifici relativi ai locali d’installazione. Prescrizioni e divieti. È vietata l’installazione di apparecchi di utilizzazione nei locali/ambienti costituenti le parti comuni dell’edificio condominiale quali per esempio scale, cantine, androni, solaio, sottotetto, vie di fuga ecc., se non collocati all’interno di vani tecnici di pertinenza di ogni singola unità immobiliare e accessibili solo all’utilizzatore. In ogni caso, sia i vani tecnici che gli apparecchi devono essere realizzati e installati nel rispetto delle norme di prevenzione incendi. È vietata l’installazione di apparecchi di utilizzazione all’interno di locali con pericolo d’incendio (per esempio autorimesse, box). Tale limitazione deve essere applicata anche ai canali da fumo, ai condotti di scarico fumi e ai condotti di aspirazione dell’aria comburente. Tuttavia, i locali di installazione degli impianti alimentati a gas naturale (metano) e degli apparecchi di portata termica nominale massima non maggiore di 35 kW possono comunicare direttamente con le autorimesse fino a 9 posti auto e non oltre il secondo interrato (compresi i singoli box), purché la comunicazione sia protetta da porte aventi caratteristiche di resistenza al fuoco E 120. È vietata l’installazione degli apparecchi di cottura e degli apparecchi di tipo A e B nei locali adibiti a camera da letto. Nei monolocali è ammessa l’installazione di apparecchi di cottura purché dotati di sistema di sorveglianza di fiamma. È vietata l’installazione di apparecchi di tipo B destinati al riscaldamento degli ambienti, con o senza produzione di acqua calda sanitaria, in locali nei quali siano presenti generatori di calore a legna (o combustibili solidi in genere) e in locali a essi adiacenti e comunicanti.

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Tale disposizione non si applica se gli apparecchi alimentati con combustibile solido sono caratterizzati da un focolare di tipo stagno rispetto all’ambiente in cui sono installati. Locale d’installazione di apparecchi di tipo A. II locale di installazione di un apparecchio di tipo A deve essere sempre aerato e ventilato. L’aerazione deve essere ottenuta solo in modo diretto e deve essere realizzata, dimensionata e posizionata esclusivamente come da norma. La ventilazione deve essere ottenuta solo in modo diretto e deve essere realizzata, dimensionata e posizionata esclusivamente come da norma. Locale d’installazione di apparecchi di tipo B. Il locale di installazione degli apparecchi di tipo B deve essere sempre ventilato, inoltre deve essere aerato o aerabile. La ventilazione può essere ottenuta in modo diretto o in modo indiretto. Se si utilizzano una o più aperture di ventilazione, queste devono essere dimensionate e posizionate come definito nella norma. Qualora si utilizzi un condotto di ventilazione, quest’ultimo deve avere le caratteristiche indicate dalla norma. Locale di installazione di apparecchi di tipo C. Il locale di installazione di un apparecchio di tipo C non richiede aperture di ventilazione. In ogni caso il locale deve essere aerabile o aerato in conformità ai punti 6.1 e 9.2 della norma. 26.3

VENTILAZIONE E AERAZIONE DEI LOCALI DI INSTALLAZIONE

26.3.1 Ventilazione e/o aerazione diretta. La ventilazione e l’aerazione diretta possono essere realizzate tramite aperture permanenti, rivolte verso l’esterno, nel locale d’installazione degli apparecchi. In alternativa: – l’aerazione diretta può essere realizzata anche mediante condotti singoli o attraverso sistemi di ricambio d’aria controllato; – la ventilazione diretta può essere realizzata anche mediante condotti singoli, collettivi o attraverso sistemi di ventilazione meccanica controllata (VMC) a semplice o doppio flusso; La ventilazione meccanica controllata non è ammessa in presenza di apparecchi di tipo A e B. [Nota: I sistemi di ricambio d’aria e di ventilazione meccanica controllata sono progettati e realizzati congiuntamente con l’edificio servito]. 26.3.2 Ventilazione indiretta. È consentito il ricorso alla ventilazione indiretta, purché il locale di installazione dell’apparecchio di utilizzazione e il locale per l’aria comburente siano entrambi privi di apparecchi di tipo A. Nei casi in cui è ammessa la ventilazione indiretta, il locale per l’aria comburente deve avere le seguenti caratteristiche:

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– deve essere messo in comunicazione con il locale di installazione tramite apertura permanente, realizzata mediante maggiorazione della fessura tra porta e pavimento o con griglie su porte o pareti divisorie comuni a detti locali; la sezione utile netta deve essere almeno pari alla sezione utile netta dell’apertura di ventilazione presente nel locale per l’aria comburente; – non deve essere un locale uso bagno, un locale classificato con pericolo di incendio (per esempio autorimesse, box), una camera da letto e non deve costituire parte comune dell’immobile; – non deve essere messo in depressione rispetto al locale da ventilare. 26.4

TUBAZIONI

Le tubazioni che costituiscono la parte fissa degli impianti possono essere di: – acciaio; – rame; – polietilene. 26.4.1 Tubi di acciaio. I tubi di acciaio possono essere senza saldatura oppure con saldatura longitudinale e devono avere le caratteristiche prescritte dalla UNI EN 10255. I diametri di uso corrente e gli spessori minimi da impiegare sono indicati nella tab. 26.1. Tab. 26.1

Tubi di acciaio - Diametri e spessori Diametro esterno De [mm]

17,2

21,3

26,9

33,7

42,4

48,3

60,3

76,1

88,9

2,9

3,2

3,2

3,6

Spessore s [mm] 2,0

2,3

2,3

2,9

2,9

Per le tubazioni di acciaio con saldatura longitudinale, se interrate, occorre prevedere tubi aventi caratteristiche uguali a quelle dei tubi usati per pressione massima di esercizio p ⱕ 5 bar (UNI EN 10208-1). Giunzioni per tubi di acciaio. Le giunzioni dei tubi d’acciaio possono essere realizzate utilizzando parti e raccordi con estremità filettate conformi alle UNI EN 10226-1 e UNI EN 10226-2, oppure a mezzo di saldatura di testa per fusione. Per la tenuta delle giunzioni filettate possono essere impiegati materiali di tenuta che soddisfino le norme di prodotto ed utilizzati in conformità alle istruzioni del fabbricante: – UNI EN 751-1 per materiali indurenti (sigillanti anaerobici); – UNI EN 751-2 per materiali non indurenti (gel, paste, impregnanti ecc.); – UNI EN 751-3 per nastri di PTFE non sinterizzato.

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È vietato l’uso di fibre di canapa, anche se impregnate del composto di tenuta, su filettature di tubazioni convoglianti GPL o miscele GPL-aria. È vietato in ogni caso l’uso di biacca, minio e materiali simili. Dispositivi di intercettazione per tubi di acciaio. I dispositivi di intercettazione (rubinetti) devono essere conformi alle norme applicabili (per i diametri fino a DN 50 è applicabile la UNI EN 331) e possono essere installati: – a vista; – in pozzetti ispezionabili e non a tenuta per le tubazioni interrate; – in scatole ispezionabili, a tenuta nella parte murata e con coperchio non a tenuta verso l’ambiente. Il dispositivo di intercettazione dell’apparecchio può anche essere fornito direttamente dal fabbricante come parte integrante dell’apparecchio. 26.4.2 Tubi di rame. I tubi di rame devono avere le caratteristiche prescritte dalla norma UNI EN 1057. Per i diametri di uso corrente, gli spessori minimi da impiegare sono indicati nella tab. 26.2. Per diametri maggiori non riportati nella tabella, si deve adottare il massimo spessore previsto dalla UNI EN 1057. Tab. 26.2

Tubi di rame - Diametri e spessori Diametro esterno De [mm]

12,0

14,0

15,0

16,0

18,0

22,0

28,0

35,0

42,0

54,0

1,0

1,0

1,5

1,5

Spessore s [mm] 1,0 1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

1,0

Giunzioni per tubi di rame. Le giunzioni dei tubi di rame possono essere realizzate mediante: – raccordi adatti sia per la brasatura capillare dolce sia per la brasatura forte conformi alla UNI EN 1254-1; le leghe per la brasatura dolce devono essere conformi a UNI EN 29453 e quelle per la brasatura forte devono essere conformi a UNI EN 1044; – raccordi adatti solo alla brasatura forte conformi alla UNI EN 1254-5; le leghe per la brasatura forte devono essere conformi alla UNI EN 1044; – raccordi meccanici a compressione conformi alla UNI EN 1254-2; – raccordi misti per la giunzione tubo di rame con tubo di acciaio ed anche per il collegamento di rubinetti, di raccordi portagomma ecc. conformi alla UNI EN 1254-4. Non sono ammesse giunzioni dirette (bicchieratura, derivazione a T ecc.) tra tratti di tubazione senza l’utilizzo di appositi raccordi. Dispositivi di intercettazione per tubi di rame.

I dispositivi di intercettazione

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(rubinetti) per i tubi di rame devono avere le medesime caratteristiche e criteri di installazione di cui al punto 4.3.1.1.2 della citata norma. 26.4.3 Tubi di polietilene. I tubi di polietilene sono da impiegare unicamente per le tubazioni interrate e, in ogni caso, devono essere protetti contro le radiazioni solari e a condizione che il tubo non entri all’interno dell’edificio. È consentito l’attraversamento di androni comunicanti con cortili interni. È consentito il collegamento diretto fuori terra solo ai gruppi di misura esterni all’edificio se protetti da appositi alloggiamenti (armadio o nicchia) in conformità alla UNI 9036. L’eventuale tratto del tubo di polietilene fuori terra, non contenuto all’interno dell’apposito alloggiamento, deve essere il più breve possibile e deve essere protetto in ogni sua parte mediante guaine, profilati metallici o per mezzo di manufatti edili. Nel caso di elevate dilatazioni della tubazione di polietilene, è necessario adottare adeguati provvedimenti al fine di evitare lo sfilamento del tubo dal raccordo di giunzione al contatore. I tubi di polietilene devono avere caratteristiche qualitative e dimensionali non minori di quelle prescritte dalla UNI EN 1555-2. Per i diametri di uso corrente, gli spessori minimi da impiegare sono indicati nella tab. 26.3. Tab. 26.3

Tubi di polietilene - Diametri e spessori Diametro esterno De [mm]

20,0

25,0

32,0

40,0

50,0

63,0

75,0

90,0

110,0

4,3

5,2

6,3

Spessore s [mm] 3,0

3,0

3,0

3,0

3,0

3,6

Giunzioni per tubi di polietilene. Le giunzioni dei tubi di polietilene possono essere realizzate mediante: – raccordi di polietilene conformi alla UNI EN 1555-3 con saldatura per elettrofusione realizzata in conformità alla UNI 10521; – raccordi di polietilene conformi alla UNI EN 1555-3 con saldatura per fusione a mezzo di elementi riscaldati conformemente alla UNI 10520; – raccordi meccanici conformi alla UNI EN 1555-3; – raccordi meccanici con giunzioni miste polietilene-metallo, conformi alla UNI 9736. I raccordi meccanici possono essere installati fuori terra o in pozzetti di ispezione. Dispositivi di intercettazione per tubi di polietilene. I dispositivi di intercettazione (rubinetti) per i tubi di polietilene possono essere di materiali plastici conformi alla UNI EN 1555-4 o, in alternativa, metallici conformi alla UNI EN 331, sempre con le medesime condizioni di posa di cui sopra.

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I rubinetti in materiale plastico possono essere installati solo in pozzetti dedicati oppure, se espressamente previsto dal fabbricante, anche direttamente nel terreno. In ogni caso deve essere garantita la manovrabilità dei rubinetti. 26.4.4 Criteri generali di posa in opera delle tubazioni gas costituenti l’impianto interno Disposizioni generali per la posa in opera. Le tubazioni del gas devono essere posate preferibilmente all’esterno dell’edificio (per esempio cortili, pareti perimetrali, muri di cinta ecc.) limitando quanto più è possibile il percorso all’interno dei locali e garantendo comunque l’accessibilità per una eventuale manutenzione. Le tubazioni metalliche (acciaio, rame) installate all’esterno e a vista devono essere collocate in posizione tale da essere protette da urti e danneggiamenti. In particolare, ove necessario (per esempio zone di transito o di stazionamento di veicoli a motore), le tubazioni devono essere protette con guaina d’acciaio, di spessore non minore di 2 mm, per un’altezza non minore di 1,5 m. In alternativa alla guaina d’acciaio, possono essere utilizzati elementi o manufatti aventi caratteristiche di resistenza meccanica equivalenti. Tali accorgimenti non sono richiesti per le tubazioni posate nelle canalette (nicchie) ricavate direttamente nell’estradosso, quando queste ultime garantiscono la protezione rispetto agli urti accidentali. Le tubazioni a vista devono essere ancorate alla parete perimetrale esterna o ad altre idonee strutture per evitare scuotimenti e vibrazioni, inoltre le tubazioni devono essere posate prevedendo vincoli, ancoraggi, staffature, ed eventualmente protette, in modo tale che le dilatazioni e le compressioni non provochino deformazioni permanenti o non ammissibili. Le tubazioni possono essere collocate: – a vista; – sotto traccia; – interrate; – in strutture appositamente realizzate; – in guaine. È consentita la posa della tubazione gas all’interno di appositi alloggiamenti, canalette e guaine purché realizzati e posti in opera in modo tale da evitare il ristagno di liquidi (acqua piovana, di irrigazione ecc.). È consentita la posa della tubazione gas all’interno di intercapedini chiuse purché esse non costituiscano “l’intercapedine d’aria della parete” e la tubazione sia posta all’interno di un apposito tubo guaina. È consentito l’attraversamento di vani o ambienti classificati con pericolo d’incendio (per esempio autorimesse, box, magazzini di materiali combustibili ecc.), purché le tubazioni di adduzione gas in acciaio abbiano soltanto giunzioni saldate e le tubazioni in rame abbiano soltanto giunzioni con brasatura forte. In ogni caso le tubazioni di adduzione gas devono essere protette con materiali aventi classe A1 di reazione al fuoco secondo UNI EN 13501-1. La protezione di cui sopra può essere realizzata mediante un tubo guaina passante di metallo, avente diametro interno di almeno 10 mm maggiore del diametro esterno della tubazione gas e

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spessore non minore di 2 mm; materiali e spessori diversi devono comunque garantire una protezione equivalente. Inoltre la protezione deve essere dotata, al suo interno, di idonei distanziatori. In questo caso gli ancoraggi della protezione devono essere realizzati con materiali di classe A1. In alternativa a quanto sopra indicato, la tubazione metallica può essere posta sotto traccia, purché sia posata con andamento rettilineo verticale e orizzontale e siano rispettate le condizioni fissate dalla norma. Nell’attraversamento di muri perimetrali esterni, mattoni pieni, mattoni forati e pannelli prefabbricati, il tubo di adduzione gas non deve presentare giunzioni, ad eccezione della giunzione di ingresso e di uscita (fig. 26.1) e deve essere protetto con guaina passante impermeabile al gas. La guaina può essere indifferentemente metallica o di materiale polimerico. La guaina deve avere diametro interno maggiore di 10 mm rispetto al diametro esterno della tubazione.

Fig. 26.1

Protezione delle tubazioni nell’attraversamento di pareti perimetrali esterne o di solette.

26.5

ALTRI TIPI DI IMPIANTI

In questi ultimi anni si è avuta una grande diffusione di impianti autonomi con caldaiette a gas (per il riscaldamento e per la preparazione dell’acqua calda sanitaria) e ciò perché un’illusoria campagna pubblicitaria ha descritto i vantaggi che con tale soluzione impiantistica si dovrebbero ottenere: autonomia di funzionamento, ridotto costo di gestione ecc. Da un punto di vista energetico la soluzione è quanto mai negativa, visti i rendimenti con i quali si utilizza il combustibile. Generalmente, infatti, la potenzialità richiesta per il riscaldamento è inferiore a quella occorrente per la produzione di acqua calda sanitaria, per cui, per il riscaldamento, la caldaia è sempre esuberante; ciò comporta un rendimento di funzionamento molto basso.

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Se poi si considera il funzionamento nell’arco stagionale, si può dimostrare che, anche nel caso teorico di una caldaia avente una potenzialità pari a quella massima richiesta per il solo riscaldamento, il rendimento globale medio stagionale scende a valori molto bassi e tanto più bassi quanto maggiori sono gli apporti gratuiti (irraggiamento solare, affollamento ecc.); si passa da un valore ottimistico del 60% a valori intorno al 35-40%. Tali valori possono ancora essere peggiorati dalla manutenzione che l’utente in genere non esegue. Tale manutenzione, invece, è obbligatoria secondo il DPR 412; essa ha un costo non inferiore a 200 ÷ 300 €/anno. Notevole è la difficoltà di regolare la temperatura del fluido termovettore erogato dalla caldaia, che non può avvenire in un campo molto ristretto, se non penalizzando pesantemente il rendimento. Da un punto di vista della sicurezza la soluzione non è certamente ideale. Un altro aspetto negativo è dato dai camini e dalla miriade di scarichi incontrollati nell’atmosfera. Per finire, c’è da porre in evidenza le scadenti condizioni di comfort ambientale: pareti fredde (il riscaldamento per poche ore al giorno non permette che si raggiungano condizioni di regime), alta umidità relativa ecc. Sono però possibili altre soluzioni, energeticamente più efficienti (che permettono di bruciare con ottimi rendimenti il prezioso combustibile) e con inquinamento atmosferico ridotto (la combustione è più controllata e l’immissione di prodotti della combustione nell’atmosfera è fatta con camini di altezza adeguata), che pure consentono una gestione individuale dell’impianto di riscaldamento. Trattasi di impianti nei quali l’acqua calda necessaria proviene da una centrale termica di edificio o di quartiere o da più grandi impianti di teleriscaldamento. Il fluido termovettore viene quindi inviato (direttamente o attraverso sottocentrali termiche di scambio) a tutte le utenze, ove sono installati “moduli” termici. Il modulo di zona è previsto in un contenitore in lamiera verniciata, dotato di sportello di ispezione; esso comprende pure uno scambiatore istantaneo a piastre per la produzione dell’acqua calda a servizio dell’impianto idrico-sanitario di ciascun appartamento. L’acqua calda a uso riscaldamento, proveniente dal modulo suddetto, viene convogliata mediante tubazioni in acciaio nero coibentato ai collettori installati a parete in scatole di contenimento, appositamente predisposte; da questi collettori partono le tubazioni di andata e ritorno, in rame rivestito, che alimentano i radiatori installati nei vari locali. Sui radiatori si installano valvole termostatiche, detentore e valvolina di sfogo aria di tipo manuale. La regolazione automatica della temperatura dei fluidi e della temperatura ambiente viene effettuata come segue: – per la temperatura ambiente un termostato, installato in ambiente pilota, agisce su una valvola a due vie; – il controllo della temperatura dell’acqua calda sanitaria è ottenuto con un regolatore della temperatura che agisce su una valvola a due vie installata sull’acqua calda in ingresso al circuito primario dello scambiatore di calore a piastre prepo-

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sto al riscaldamento (fino a 48 °C) dell’acqua fredda di acquedotto; la totale apertura di questa valvola determina la contemporanea chiusura dell’acqua calda verso il riscaldamento. La contabilizzazione dell’energia termica utilizzata dall’impianto viene ottenuta con apparecchiatura elettronica (contatori di calore) di cui è dotato ogni appartamento; tale apparecchio è in grado di poter trasmettere a distanza il valore di energia consumata e, pertanto, tutte le letture potranno essere riportate nella sottocentrale termica, il che facilita la gestione dell’impianto. Contemporaneamente all’impianto di riscaldamento può essere prevista la realizzazione di un impianto di raffrescamento centralizzato, come indicato nella fig. 26.2, con mobiletti ventilconvettori nei locali soggiorno e camere da letto. Aspetti favorevoli. Gli aspetti favorevoli del sistema sono analoghi a quelli già descritti per l’impianto con le caldaiette a gas, in quanto anche con questa soluzione ogni utente è in grado di utilizzare l’impianto quando e come desidera, pagando il consumo di energia termica indicato dal proprio contatore di calore. Dal punto di vista della sicurezza l’impianto non presta il fianco a dubbi o critiche, visto che non viene utilizzato gas per il riscaldamento e nell’appartamento non sono installate apparecchiature che potrebbero rivelarsi pericolose in quanto, seppure nel pieno rispetto delle norme, esse costituiscono, indubbiamente, dei possibili punti deboli. Un aspetto interessante, da non sottovalutare, è la possibilità di mantenere in funzione l’impianto (anche se con attenuazione della temperatura) nei fine settimana o nei giorni di vacanza invernali, il che non può essere fatto, per ovvie ragioni di sicurezza, con le caldaiette a gas, per i rischi connessi a un funzionamento senza controllo. Dal punto di vista energetico la soluzione è particolarmente interessante perché, oltre ai vantaggi elencati, ne presenta altri legati alla possibile cogenerazione. In tal caso, infatti, non si attinge calore da una centrale termica convenzionale nella quale, bruciando del combustibile, si ottiene acqua calda, ma da una centrale di cogenerazione, il che vuol dire che in essa si ha la produzione combinata di energia elettrica ed energia termica. L’efficienza energetica è elevata e ciò si traduce in un vantaggio economico. D’altra parte, bruciando il combustibile in centrali di grande potenza, funzionanti sempre ad alto rendimento, con attenta manutenzione e gestione, si ottiene un miglioramento del rendimento medio stagionale che si ripercuote anch’esso sul costo di gestione e sulla riduzione dell’inquinamento ambientale. Occorre, infine, considerare la possibilità di regolare la temperatura del fluido termovettore, riducendo le perdite e migliorando così l’efficienza di distribuzione e di regolazione. Tutto questo determina un vantaggio sia per il singolo utente che per la comunità in generale. Un altro aspetto molto importante è la maggiore garanzia di funzionamento, visto che non occorrono particolari e onerose operazioni di manutenzione e perché non

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Fig. 26.2 Schema funzionale di un impianto autonomo di riscaldamento con radiatori e di condizionamento con ventilconvettori, allacciato a un impianto centralizzato di produzione del calore.

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esistono nell’appartamento apparecchiature meccaniche che possano andare fuori servizio, cosa che, viceversa, è possibile con le caldaiette. Da tutto quanto si è descritto appaiono evidenti i pregi della soluzione: – sicurezza; – autonomia di funzionamento; – affidabilità del funzionamento; – economicità.

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È stata la Legge 10/91 che ha dettato norme in materia di: – uso razionale dell’energia; – risparmio energetico; – sviluppo delle fonti rinnovabili di energia. Alla Legge 10/91 sono poi seguiti i decreti di attuazione: – DPR 412 del 1993, – DPR 551 del 1999. In particolare l’art. 5 del DPR 551/99 prescrive (come, peraltro, già richiamato nel capitolo 26) che: “… gli impianti termici al servizio di edifici di nuova costruzione, la cui concessione edilizia sia rilasciata dopo il 30 giugno 2000, devono essere dotati di sistemi di termoregolazione e di contabilizzazione del consumo energetico per ogni singola unità immobiliare…” È ormai noto che nelle strutture quali grandi raggruppamenti condominiali con riscaldamento centralizzato, dove non è prevista una ripartizione dei costi in funzione dell’effettivo consumo del singolo utente, non vi è alcun incentivo a risparmiare energia. Viceversa è provato che, laddove vi è un’autonomia gestionale dei singoli impianti unita a una corretta ripartizione dei costi, i consumi si riducono in modo notevole (da un minimo del 15% fino al 25% ed oltre). Purtroppo questa esigenza di autonomia nel nostro Paese ha trovato sbocco quasi esclusivamente nella suddivisione fisica delle utenze in tanti piccoli impianti realizzati con caldaiette autonome a gas e, nel caso della refrigerazione, con gruppi autonomi tipo split. Tale tipologia impiantistica giustificabile e utile in determinate categorie di edifici, è invece stata indiscriminatamente applicata indipendentemente dalle caratteristiche dell’edificio, dalle sue dimensioni ovvero da non corretta analisi tecnico/economica. Quest’ultima scelta tecnologica è basata essenzialmente su diverse ragioni quali: – basso costo impiantistico; – semplicità di progettazione e installazione; – assenza di qualsiasi controllo fiscale. Tali ragioni, peraltro, non sono prive di pesanti contropartite in termini di: – rendimento; – sicurezza (si pensi solo alle molteplici installazioni eseguite al di fuori di ogni norma o regola di progettazione); – affidabilità.

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I generatori di calore individuali sono apparecchiature che richiedono una valida manutenzione periodica per poter funzionare correttamente e così garantire i rendimenti indicati oltre a evidenti ragioni di sicurezza. L’onere di provvedervi è a carico del singolo utente che ne è quindi direttamente coinvolto sia logisticamente (i componenti degli impianti sono, infatti, ubicati all’interno dell’unità immobiliare e per l’assistenza è richiesta la presenza dell’utente stesso) sia, e soprattutto, economicamente Per tali motivi, oltre che per la mancanza di preparazione specifica e di informazione, si verifica che i suddetti impianti rimangano privi di manutenzione con evidente peggioramento dei rendimenti e della sicurezza e senza verifica del tasso di emissioni inquinanti (principalmente ossidi di azoto e di carbonio). Sempre in termini di rendimenti, occorre ancora una volta sottolineare, che in generale, per ragioni di taglio e/o di produzione di acqua sanitaria, si assiste a un sovradimensionamento dei generatori, per cui la somma delle potenze installate a servizio di tutte le utenze risulta eccedente il reale fabbisogno termico, con un peggioramento del rendimento di esercizio. Occorre anche considerare la sicurezza che negli impianti centralizzati (soggetti a prescrizione e controllo da parte di Vigili del Fuoco), è tenuta in grande considerazione e rispetto. Come si è già avuto modo di sottolineare nel paragrafo 19.5, una valida soluzione impiantistica alternativa alla scelta degli impianti autonomi con generatori singoli, è costituita dell’impianto centralizzato di riscaldamento e la contemporanea adozione di sistemi di contabilizzazione e regolazione del calore per ogni singola unità immobiliare: – la contabilizzazione, per consentire l’equa divisione delle spese fra gli utenti in funzione del consumo effettivo di energia termica di ciascuno di loro; – la regolazione della temperatura ambiente, per trarre vantaggio dal calore gratuito fornito dall’insolazione e dalle fonti interne di calore. Nei medi e nei grossi fabbricati residenziali, gli impianti centralizzati, se muniti di regolazione ambiente e contabilizzazione del calore, offrono lo stesso grado di “indipendenza termica” degli impianti autonomi, e in più, sono meno dannosi per la qualità dell’aria esterna, sono più controllabili dagli Enti preposti, offrono maggiori garanzie di sicurezza per l’utente e hanno costi gestionali simili, quando non inferiori. 27.1

CONTABILIZZAZIONE DEL CALORE E RIPARTIZIONE DELLE SPESE

Nell’adozione di sistemi di contabilizzazione del calore e ripartizione individuale dei costi del riscaldamento, è estremamente importante individuare una metodologia di ripartizione corretta, trasparente e facilmente comprensibile da tutti gli interessati, in modo che questi possano essere in grado di valutare l’equità della soluzione scelta. Precisando che le modalità con cui gli utenti intendono suddividere fra loro le

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spese è una questione che riguarda il regolamento di Condominio e che, comunque, a tale proposito è bene rifarsi alla norma tecnica UNI “Norma sulla ripartizione delle spese di riscaldamento”, è auspicabile introdurre dei criteri di equità dal punto di vista tecnico in modo da facilitare al massimo la completa accettazione del sistema di ripartizione dei costi da parte degli utenti, che è una delle condizioni principali per un concreto successo dell’eventuale investimento e quindi per un reale aumento del comfort e del risparmio. Per “equa ripartizione delle spese” si deve intendere la suddivisione delle spese totali del servizio di riscaldamento fra più utenti in base alla disponibilità che ciascuno di loro ha avuto del servizio, e all’uso effettivo che ne ha fatto. La spesa di ciascun utente è quindi da considerarsi suddivisa in due parti: – quota fissa: per la disponibilità del servizio, che compensa i costi sostenuti per la conduzione dell’impianto e la sua manutenzione per l’energia termica dispersa in centrale e nella rete di distribuzione; – quota variabile: per l’uso del servizio, che compensa il costo del combustibile e dell’energia elettrica spesa per il sistema di distribuzione del calore. L’incidenza della prima voce sul totale, “quota fissa”, è di grande importanza perché: se troppo alta viene meno per l’utente l’incentivo a risparmiare energia modificando le sue abitudini; se è troppo bassa vengono penalizzati gli utenti che usano normalmente il servizio, ed eccessivamente premiati quelli che lo usano poco. La giusta “quota fissa” non è purtroppo di facile determinazione, perché comprende una componente (l’energia termica dispersa in centrale e nella rete di distribuzione) che varia con il grado di utilizzazione dell’impianto o fattore di carico. Essa può quindi essere determinata solo a conclusione del periodo di riscaldamento. Se però l’impianto risulta munito di un contatore del combustibile e di un misuratore di energia utile prodotta, la componente energetica della quota fissa è determinabile con precisione in qualunque momento; inoltre si hanno utili indicazioni sul rendimento medio stagionale del generatore che risultano preziose per una oculata manutenzione. In mancanza di questa strumentazione, si deve quindi calcolare una quota fissa ragionevole, modificandola eventualmente nella stagione successiva per adeguarla al reale carico termico medio, oppure stabilirla una volta per tutte (come viene fatto in altri Paesi europei, dove la contabilizzazione del calore è obbligatoria). La componente energetica della quota fissa potrebbe anche essere fissata in base a criteri di utilità collettiva, cioè al fine di incentivare il risparmio volontario degli utenti, penalizzando i “consumisti”. In tal caso la percentuale deve essere bassa, e tale criterio può essere normalmente applicato negli edifici a occupazione fissa, cioè con alto grado di utilizzazione. Ciò indurrà gli utenti a gestire il proprio impianto senza sprechi, il che si tradurrà, a fine periodo, in un sensibile risparmio collettivo che è di per sé un risultato apprezzabile. 27.1.1 Contabilizzazione. Per contabilizzazione del calore si intende la misura, il più possibile precisa, dell’energia utilizzata dall’utente. A tale scopo i sistemi più adatti sono i cosiddetti “sistemi diretti”. Tali sistemi sono costituiti dai “contatori di calore”, o misuratori di energia termica.

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Le loro caratteristiche, le modalità di prova, di omologazione e di verifica sono oggetto di varie norme (UNI EN 1434-2007) e, quindi, sono gli strumenti che più si prestano a una contabilizzazione precisa e senza contestazioni. Sono inoltre gli unici apparecchi che consentono anche l’adozione di qualsiasi sistema di regolazione (valvole termostatiche, valvole di zona on-off oppure modulanti, regolazione climatica centrale) e qualsiasi tipo di corpo scaldante. Hanno anche il vantaggio di dare l’indicazione del calore fornito direttamente nella corretta unità di misura (kWh), rendendo così comprensibile all’utente l’entità dei suoi consumi e consentendogli il confronto con altri. Le qualità di un buon misuratore di energia termica sono: – precisione della misura; – mantenimento della precisione nel tempo; – protezione contro le manomissioni; – minima manutenzione; – indicazione della misura del calore visibile dall’utente; – funzionamento anche in mancanza di alimentazione elettrica; – possibilità di telelettura. Sono oggi disponibili sul mercato sistemi elettronici integrati che provvedono contemporaneamente alla regolazione di temperatura e alla contabilizzazione del calore. Tali sistemi, basati sull’uso di apparecchiature a microprocessori, sono quelli che presentano le più ampie possibilità di diffusione, perché risolvono i problemi di gestione e di trasparenza che, come si è ripetutamente detto, sono di grande importanza. Per quanto detto si può considerare che l’effetto sui consumi energetici di una corretta contabilizzazione del calore, come premessa per un’equa ripartizione delle spese, sia del tutto simile a quello della sostituzione dell’impianto di riscaldamento centralizzato con una serie di impianti autonomi. Le esperienze mostrano che la riduzione dei consumi va dal 20 al 30%. La ripartizione individuale del calore utilizzato è, pertanto, da considerarsi il mezzo più efficace per un reale risparmio energetico. Contabilizzazione diretta (Normativa di riferimento UNI EN 1434-1-2007: “Contatori di calore - Requisiti generali”). Trattasi della misura diretta del calore ceduto all’impianto: t1

Q ⫽ ∫t qm Δh dt

(27.1)

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dove: Q ⫽ calore ceduto (kJ) qm ⫽ portata massica del fluido (kg/s) Δh ⫽ differenza di entalpia del fluido termovettore alle temperature di andata e ritorno dt ⫽ intervallo di tempo (s) Se lo strumento misura la portata volumetrica, si potrà scrivere:

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Q ⫽ ∫v k Δ⌰ dV

(27.2)

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dove: Q ⫽ calore ceduto (kJ) k ⫽ coefficiente funzione delle proprietà del fluido alle condizioni di temperatura e pressione all’atto della misura [kJ/(m3 k)] V ⫽ volume di liquido transitato (m3) Δ⌰ ⫽ differenza di temperatura fra andata e ritorno (K) Le misure si effettuano (come descritto nel capitolo 8) determinando la portata con contatori: – a turbina; – Woltmann; – a effetto Venturi; – a ultrasuoni; – magnetici; e leggendo la differenza di temperatura fra andata e ritorno (si veda anche il capitolo 8). Nella fig. 27.1 è riportato lo schema. Questo sistema può essere utilizzato per impianti a zone con distribuzione del fluido termovettore per piano e per utente (impianto centralizzato con distribuzione a zone), fig. 27.2, mentre non è impiegabile negli impianti centralizzati con distribuzione con colonne montanti (vecchi edifici), fig. 27.3.

Fig. 27.1 Contabilizzazione diretta, schema 1 sonda della temperatura di mandata; 2 sonda della temperatura di ritorno; 3 misuratore di portata; 4 modulo integratore e interfaccia.

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Fig. 27.2 Contabilizzazione diretta, 1 contatore di energia; 2 regolatore di temperatura-programmatore orario; 3 interfaccia; 4 unità centrale; 5 centralina climatica; 6 valvola di zona; 7 valvola termostatica.

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Fig. 27.3 Contabilizzazione indiretta, 1 ripartitore (trasmissione via radio); 2 antenna; 3 unità centrale; 4 valvola termostatica.

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Contabilizzazione indiretta (Norma di riferimento UNI EN 834-1997: “Ripartitori dei costi di riscaldamento per la determinazione del consumo dei radiatori. Apparecchiature ad alimentazione elettrica”). Trattasi della misura indiretta del calore ceduto all’ambiente, attraverso il calcolo di un indice di consumo: t

Uq ⫽ ∫0 (Δt K1 K2 K3) dt

(27.3)

dove: Uq ⫽ indice di consumo Δt ⫽ T superficiale – T ambiente (convenzionale) (°C) K1 ⫽ coefficiente dimensionale K2 ⫽ coefficiente di forma K3 ⫽ coefficiente di potenza dt ⫽ intervallo di tempo (s) Le misure si effettuano con: – ripartitori a evaporazione; – ripartitori elettronici. Si tratta di strumenti di piccole dimensioni che si applicano a ogni corpo scaldante con un sistema di piombatura, tale da impedirne la rimozione durante il periodo di esercizio del riscaldamento. Sono così evitati pericoli di manomissione da parte dell’utente. Il principio del ripartitore consiste nel calcolare la quantità di calore emessa dal radiatore, basandosi sulla differenza tra la sua temperatura e la temperatura ambiente; risulta evidente, quindi, che è necessario conoscere se si tratta di un calorifero composto di 3 o 10 elementi, la sua forma e il materiale di cui è fatto, oltre alla sua potenza termica effettiva. Questi dati possono essere immessi direttamente nell’apparecchio in modo che esso dia, in lettura, un valore definitivo (pronto per essere utilizzato nella ripartizione dei consumi), oppure, in caso contrario, lasciare il ripartitore configurato con valori standard, utilizzando i dati sopra citati nella fase di calcolo e ripartizione dei consumi. Questa è la sostanziale differenza tra i ripartitori programmati e quelli non programmati, detti anche a scala unica. I ripartitori a evaporazione sono di costo ridotto e di semplice installazione, per contro permettono solo letture dirette, hanno una precisione limitata, nessuna possibilità di memorizzare i dati, nessuna protezione contro le frodi. Quelli elettronici (anch’essi di semplice installazione) consentono: – – – –

la lettura locale dei dati; la diagnostica; la memorizzazione dei dati; la possibilità di trasmissione dei dati.

I modelli radio hanno un costo elevato e possono creare disagio psicologico per inquinamento elettromagnetico. Nella fig. 27.3 è riportato un esempio applicativo.

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CARATTERISTICHE DEI MISURATORI DI ENERGIA TERMICA

Come si è visto, un misuratore di energia è costituito dall’insieme di tre componenti: misuratore di portata, modulo di calcolo, coppia di sonde di temperatura. I tre componenti possono essere inseparabili (in tal caso si parla di misuratore di tipo integrato) oppure separati e assemblati. Le caratteristiche salienti dei tre principali componenti di un misuratore di energia sono succintamente riportate qui di seguito. a) Misuratore di portata: sensore volumico con il quale si misura la portata. a.1 Tecnologia: definisce il principio di misura adottato (meccanica, Venturi, ultrasuoni ecc.). a.2 Caratteristiche del corpo: definisce la pressione nominale e il materiale. a.3 Montaggio: definisce dove e come il misuratore può essere montato. a.4 Sigillatura: specifica il tipo di sigilli adottati per evitare manomissioni prima e dopo l’installazione. a.5 Dati tecnici: definiscono le caratteristiche d’esercizio. a.6 Certificazioni: definiscono le norme di riferimento e le certificazioni richieste. a.7 Caratteristiche metrologiche (massimo errore permesso, MPE): definiscono gli errori massimi permessi, o positivi o negativi, in relazione al valore vero convenzionale. b) Sonde di temperatura: sono normalmente fornite a coppie e il guasto di una comporta la sostituzione di entrambe. b.1 Tipo di elemento: definisce il tipo di termoresistenza impiegata (PT 100, PT 500 ecc.) o la termocoppia. b.2 Montaggio e collegamenti elettrici: definisce le varie possibilità di montaggio a bordo della sottostazione di teleriscaldamento e i rispettivi allacciamenti elettrici. b.2 Il tipo di guaina sarà definita dal costruttore e dovrà essere idonea alla temperatura e pressione. Si consiglia il montaggio diretto della sonda in quanto consente una riduzione della costante di tempo. b.2 La norma dà alcune raccomandazioni di montaggio. b.2 Per le sonde corte il montaggio può essere perpendicolare al tubo o ad angolo, purché la parte sensibile (20 mm circa) raggiunga o superi la mezzeria del tubo. b.2 Per le sonde lunghe, il montaggio può essere eseguito su una curva, purchè la parte sensibile (30 mm circa) si collochi nella mezzeria del tubo. b.3 Sigillatura: indispensabile per prevenire manomissioni, deve essere eseguita sulla parte idraulica per prevenire lo sfilaggio, sulla parte elettrica per prevenire interruzioni o corto circuiti. b.4 Dati tecnici: definiscono le caratteristiche di esercizio delle sonde. b.5 Caratteristiche metrologiche (massimo errore permesso, MPE): definiscono gli errori massimi permessi, o positivi o negativi, in relazione al valore vero convenzionale. Sono rappresentati errori relativi; variazione in funzione del Δt.

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c) Modulo di calcolo c.1 Tecnologia: definisce il tipo di tecnologia impiegata (a microprocessore, analogica). c.2 Montaggio: definisce i possibili tipi di montaggio. c.3 Sigillatura: i sigilli devono proteggere dalle manomissioni relative ai componenti che ne garantiscono la taratura. A collegamenti elettrici ultimati, i sigilli devono proteggerlo dalle manomissioni e dall’accesso alle morsettiere e alle funzioni di servizio. c.3 La sigillatura deve altresì impedire l’interruzione dell’alimentazione. c.3 Tale interruzione sarà inoltre rilevata dal software. c.4 Dati tecnici: definiscono le caratteristiche di esercizio del modulo di calcolo. c.5 Caratteristiche metrologiche (massimo errore permesso, MPE): definiscono gli errori massimi permessi, o positivi o negativi, in relazione al valore vero convenzionale. Sono rappresentati come errori relativi, variano in funzione del Δt e della portata. c.6 Targhettatura: definisce i dati che il costruttore deve riportare sulla targa esterna al misuratore. c.7 Caratteristiche del display: definiscono come e quali informazioni sono disponibili sul display. c.8 Autodiagnostica: definisce la capacità del modulo di calcolo di individuare e indicare difetti di funzionamento e manomissioni. c.9 Ingressi dal misuratore di portata (valido per componenti separati). Definiscono il tipo di segnale accettato dal modulo di calcolo. c.10 Uscite: definiscono quali variabili sono disponibili sotto forma di segnali e in quale forma. c.11 Accessori: definiscono alcuni strumenti di cui i costruttori dispongono per parametrizzare, verificare, testare, leggere, registrare le variabili oggetto della misura. c.12 Stabilità della calibrazione iniziale: definisce una garanzia del costruttore sulla durata nel tempo della calibrazione rispetto alla taratura iniziale. c.13 Interfaccia per prelievo dati: dispositivo per il prelievo locale dei dati a mezzo supporto elettronico (terminale portatile o PC portatile). c.14 Telelettura: definisce il sistema di lettura remota e quali dati sono disponibili. c.15 Memorizzazione dati: definisce la capacità di registrare dati: mensile, annuale. Nelle sottocentrali d’utenza degli impianti di teleriscaldamento, la misura viene effettuata sul circuito primario, installando il sensore volumetrico sulla tubazione di ritorno ove la temperatura generalmente è più bassa che sulla mandata (fig. 27.4). Nel caso di impianti centrali con diversi circuiti che si diramano dalla centrale termica è possibile installare su ogni circuito un contatore (fig. 27.5), allo scopo di poter esattamente contabilizzare i consumi di utenze con caratteristiche diverse l’una dall’altra: periodi di funzionamento, tipologia di impianto ecc. Nella scelta e nell’installazione del contatore occorre la massima attenzione per-

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Fig. 27.4 Sottocentrale di teleriscaldamento e produzione di acqua calda ad uso igienico-sanitario.

Fig. 27.5 Centrale termica con utenze diverse.

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ché, trattandosi di un apparecchio di misura dal quale dipende un fatto economico, non si possono rischiare errori. Le variabili che possono influire molto sulla affidabilità e ripetibilità della misura sono la portata minima e la differenza di temperatura fra mandata e ritorno. Per entrambe è necessario non andare al di sotto dei valori minimi ammessi per lo strumento impiegato, pena errori di misura anche notevoli. Nella scelta del contatore, quindi, occorre studiare il circuito nel quale dovrà essere installato, prediligendo l’installazione in circuiti a portata costante e scegliendo un contatore che possa garantire corrette letture per valori molto bassi di Δt. Della particolare cura da porre nel montaggio sia del sensore volumico sia delle sonde si è già detto al paragrafo 3.6.5. 27.3

TELEGESTIONE

I sistemi di misura dell’energia sono oggi così sofisticati e completi che è possibile controllare, regolare e leggere a distanza tutti i parametri dell’impianto. Il contatore di energia è integrato in un sistema di regolazione a microprocessore il quale consente, utilizzando i parametri già disponibili, la telelettura e la regolazione con lo scopo di ottimizzare il funzionamento e predispone gli interventi di manutenzione. I vantaggi del sistema sono notevoli e vanno dalla possibilità di telesorvegliare molte sottocentrali o moltissimi impianti autonomi, alla possibilità di leggere in un’unica postazione presidiata i consumi energetici, di controllare il regolare funzionamento degli impianti e delle apparecchiature, a tutto vantaggio della sicurezza, del risparmio energetico, dell’inquinamento atmosferico.

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La rimozione dall’aria dei contaminanti solidi (polveri, microrganismi ecc.) e gassosi va sotto il nome di filtrazione. In questo capitolo ci si limiterà a considerare soltanto la rimozione delle particelle solide nel settore degli impianti di climatizzazione e ventilazione di tipo civile. In questo ambito la concentrazione di particelle va da 0,2 mg/m3 fino a 2 mg/m3; nel campo industriale, invece, le concentrazioni di particelle nei fumi o nei gas provenienti da processi vanno da 200 fino a 40.000 mg/m3. La polvere di cui occorre interessarsi è quella contenuta nell’aria (esterna e di ricircolo) che viene trattata negli impianti. L’aria esterna contiene una miriade di particelle diverse: silice, ceneri, terra, mate-riale vegetale e organico, metalli, organismi viventi (spore, batteri), pollini ecc. È evidente che la polvere avrà caratteristiche diverse da zona a zona (urbana, agricola, industriale ecc.), a seconda delle stagioni dell’anno, delle condizioni atmosferiche, della direzione e velocità del vento e così via. Le dimensioni delle particelle variano da 0,01 μm (aerosol) a 0,1 μm per fumo di sigarette e da 0,1 fino a 10 μm per la polvere atmosferica; comunque oltre il 98% delle particelle contenute nell’aria atmosferica ha dimensioni inferiori a 1 μm ma il loro peso sul totale è pari solo al 3%; a tal proposito vedasi la tab. 28.1. Tab. 28.1

Dimensioni e concentrazioni delle particelle nell’atmosfera

Dimensioni

Dimensione media

(μm)

(μm)

da 10 a 30 da 5 a 10 da 3 a 5 da 1 a 3 da 0 a 1

28.1

20 7,5 4,0 2,0 0,5

Concentrazione numerica (%) 0,005 0,175 0,250 1,070 98,5

Concentrazione in peso (%) 28 52 11 6 3

EFFETTI DEL PARTICOLATO FINE SULLA SALUTE

L’evoluzione dell’inquinamento atmosferico urbano è stata profonda negli ultimi decenni. Le componenti classiche legate all’industria e al riscaldamento, come SO2, polverosità totale e NO2, si sono radicalmente ridotte, mentre è aumentata netta-

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mente la concentrazione delle particelle fini e ultrafini nel range tra 0,01 e 0,03 μm (micrometri) di diametro aerodinamico. La dimensione è molto importante, poiché determina la profondità dell’albero respiratorio alla quale gli inquinanti possono giungere. Sotto i 10 micron quasi tutte le particelle giungono agli alveoli polmonari e le più fini entrano nel circolo dove determinano effetti che possono influire su patologie dei vasi e del cuore. Anche la composizione chimica è variabile e può avere rilevanza tossicologica. Come molti studi tossicologici e epidemiologici recenti hanno mostrato l’effetto dell’inquinamento ambientale sulla salute è reale e misurabile con effetti a lungo termine che determinano una aumentata mortalità per cause cardiovascolari e per cause respiratorie, nonché per tumore polmonare. L’evoluzione nella conoscenza del particolato atmosferico ha evidenziato che la componente a maggior valenza tossicologica organica (idrocarburi policiclici aromatici, IPA, e composti organici volatili, VOC) e inorganica (metalli pesanti, fibre di amianto) è contenuta prevalentemente nelle frazioni più fini (in particolare PM2,5 ma anche PM1 e PM0,1). Lo studio ha confermato come nel PM2,5 gli IPA costituiscano oltre il 90% del particolato raccolto, mentre per la frazione inorganica, i solfati e i nitrati di ammonio rappresentino oltre il 40% del totale. Infine, il comportamento aerodinamico di questa frazione interessa direttamente il comparto alveolare dell’albero respiratorio, con i meccanismi di deposizione delle particelle costituite dalle sostanze tossicologicamente più attive o veicolanti le stesse. Pertanto la scelta del PM2,5 e soprattutto del PM1 risulta ancora più indicata per le correlazioni tra inquinamento ambientale e gli esiti sanitari su apparato respiratorio e cardiocircolatorio già evidenziati con il PM10. Come si può comprendere, quindi, non è semplice scegliere un tipo di filtro valido per tutte le applicazioni; in funzione dei risultati che si desidera ottenere occorre scegliere il filtro più adatto. La filtrazione è importante per diversi motivi che, come si può facilmente immaginare, vanno dalla necessità di prevenire lo sporcamento delle batterie di scambio termico dei gruppi di trattamento dell’aria a quella, per esempio, di evitare che la deposizione di particelle da 0,1 μm sui circuiti elettronici possa determinare danni. In linea generale, comunque, la filtrazione è opportuna e necessaria per: – raggiungere una buona qualità dell’aria interna così da permettere il benessere degli occupanti; le particelle con diametro di 1 μm o inferiore sono dannose per l’organismo umano, in quanto non vengono filtrate dalle prime vie respiratorie e raggiungono direttamente i polmoni; – proteggere dallo sporcamento gli arredi; – ridurre gli oneri di manutenzione per la pulizia degli arredi, delle pareti ecc.; – rimuovere il pericolo di incendio che può svilupparsi per accumulo di polveri nei canali di distribuzione dell’aria; – allungare la vita dei prodotti deperibili rimuovendo gli inquinanti solidi dagli ambienti di lavorazione; – rimuovere i batteri, le spore e quant’altro possa essere nocivo e pericoloso negli ambienti sanitari (sale operatorie, sale di terapia intensiva ecc.).

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CARATTERISTICHE DEI SISTEMI FILTRANTI

Sono essenzialmente tre le caratteristiche operative che distinguono fra di loro i diversi tipi di filtri: – efficienza; – perdita di carico o resistenza al passaggio dell’aria; – capacità di contenimento polveri. L’efficienza esprime la più o meno grande attitudine di un filtro a rimuovere le particelle di polvere da una corrente d’aria; si dovrebbe, meglio, parlare di probabilità di cattura che è, però, legata alla polvere utilizzata nel test con il quale l’efficienza è stata determinata. Parlare di efficienza senza precisare il test di riferimento è privo di significato. La resistenza di un filtro rappresenta la caduta di pressione statica che un filtro presenta al passaggio di una determinata portata d’aria; si esprime in pascal (Pa). Poiché il moto dell’aria in un filtro è pressoché laminare la perdita di carico è proporzionale alla portata e cresce con l’efficienza di filtrazione e con il grado di intasamento. La capacità di contenimento polveri indica la quantità massima di polvere (di determinate caratteristiche) che può essere trattenuta da un filtro attraversato da una determinata portata d’aria prima che la sua efficienza decada fortemente o che la sua perdita di carico abbia raggiunto un valore limite. La capacità di accumulo dipende dalla natura e dalla granulometria delle particelle così come dalla concentrazione, dall’umidità e dalla portata. Test effettuati su diversi tipi di filtri e con polveri diverse hanno permesso di stabilire, con una certa approssimazione, l’ordine di grandezza della vita operativa di un filtro; si tratta, comunque, di dati che non possono essere considerati di valore assoluto. In linea generale si può dire che l’aumento della perdita di carico di un filtro funzionante a portata costante, con una concentrazione costante di polvere, è pressoché proporzionale alla durata di utilizzazione. Quando, tuttavia, si è prossimi al completo intasamento del filtro, la resistenza sale molto rapidamente (fig. 28.1). La perdita di carico massima che si può accettare deve essere compresa fra tre e quattro volte la resistenza iniziale a filtro pulito. Ciò significa, per esempio, che per un filtro assoluto con una perdita iniziale di 250 Pa si potrà arrivare fino a 1000 Pa prima di provvedere alla sua sostituzione. La durata di un filtro dipende, ovviamente, dalla concentrazione di polvere che, come si è già visto, è molto variabile: dai 50 μg/m3 nelle zone rurali a 2 mg/m3 nelle zone industriali. In pratica, per concentrazione normale di non oltre 0,1 μg/m3, la durata media di diversi tipi di filtri può essere a titolo indicativo: – filtri in fibra di vetro o con fibra sintetica: 3 ⫼ 6 mesi – filtri ad alta efficienza: 6 ⫼ 12 mesi – filtri assoluti: 12 ⫼ 24 mesi La capacità di un filtro e, conseguentemente, la sua vita sono, comunque, tanto maggiori per quanto ampia è la sua superficie e minore la portata d’aria trattata.

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Fig. 28.1

Diagramma della perdita di carico di un filtro in funzione della polvere accumulata.

È necessario, perciò, cercare il migliore compromesso fra la durata e i costi di acquisto e di gestione. 28.3

PRINCIPI GENERALI SULLA FILTRAZIONE DELL’ARIA

Esistono due tipi di filtri: – filtri meccanici, – filtri elettronici. I filtri di tipo meccanico rimuovono la polvere catturandola con il mezzo filtrante. Il modo con cui la polvere viene catturata comporta due differenti considerazioni; la prima è la probabilità che le particelle di polvere possano incontrare una fibra del mezzo filtrante, mentre la seconda è la probabilità che la particella, una volta in contatto con la fibra del filtro, possa continuare ad aderirvi. I filtri elettronici sono apparecchiature che impongono alle particelle di polvere che l’attraversano una carica tale per cui queste possono essere poi raccolte da piastre sottoposte a carica elettrica opposta. 28.3.1 Filtri meccanici. Possono essere definiti tre meccanismi secondo i quali avviene la cattura delle particelle di polveri: – captazione per inerzia (impingement); – captazione per intercettazione e per diffusione (interception, diffusional effect); – captazione per effetto setaccio (straining). Una corrente d’aria contenente polvere, nell’attraversamento di un setto filtrante, si suddivide in una moltitudine di microcorrenti gassose che fluiscono attraverso le

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fibre del filtro stesso. Le particelle trascinate da queste microcorrenti subiscono numerosi cambiamenti di direzione, fin quando non sono catturate e ciò avviene sotto l’effetto, come si è detto, di tre differenti processi. A secondo dei filtri uno dei meccanismi prevale sugli altri ma difficilmente ne sussiste uno soltanto. La captazione per inerzia (fig. 28.2) avviene per effetto delle forze d’inerzia per cui le particelle vengono a contatto con le fibre del filtro poste sul loro percorso mentre la corrente gassosa procede aggirando l’ostacolo; questo meccanismo interessa principalmente le particelle di grosse dimensioni, superiori a 1 μm, e cresce con l’aumento della velocità. I filtri nei quali è prevalente questo meccanismo di cattura sono quelli a pannelli e quelli trattati con sostanze adesive; tutti hanno, comunque, bassi valori di efficienza.

Fig. 28.2

Captazione per inerzia.

La captazione per intercettazione si ha quando le particelle di polvere, contenute nella corrente d’aria, aderiscono alle fibre per effetto delle forze di attrazione elettrostatica (fig. 28.3). L’efficacia di questo meccanismo aumenta con il ridursi del dia-

Fig. 28.3

Captazione per intercettazione.

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metro delle fibre, della loro reciproca distanza; è anche favorita da una bassa velocità di attraversamento. Su questo principio lavorano i filtri di medio/alto rendimento. Il meccanismo della diffusione rende comprensibile la cattura delle particelle di piccolissime dimensioni; queste sono bombardate dalle molecole dell’aria, per cui anch’esse vengono sottoposte a movimenti oscillatori di tipo browniano. Questi movimenti erratici aumentano la probabilità che le particelle vengano a contatto con le fibre del filtro e che, quindi, siano trattenute (fig. 28.4), sempre per effetto di attrazione elettrostatica. Le probabilità che le particelle di polvere vengano trattenute crescono con il diminuire delle dimensioni delle fibre e della velocità di attraversamento. Questo meccanismo è tipico dei filtri con alto rendimento. L’effetto setaccio si ha quando la dimensione delle particelle più piccole è superiore alla distanza fra le fibre del filtro, per cui esse vengono trattenute (fig. 28.5). Questo meccanismo è valido per trattenere polvere grossolana, fibre, filacce ecc. Di questo tipo sono i filtri a pannelli con ridotta efficienza.

Fig. 28.4

Meccanismo di captazione per diffusione.

Fig. 28.5

Effetto setaccio.

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Nella fig. 28.6 si riportano, a titolo indicativo, le curve di variazione dell’efficienza, in funzione delle dimensioni delle particelle e della velocità per i tre meccanismi di captazione: la curva di efficienza globale è la risultante delle tre curve elementari. I materiali impiegati per la fabbricazione dei filtri sono la carta, le lane minerali e la fibra di vetro.

Fig. 28.6 Variazione dell’efficienza di filtrazione in funzione delle dimensioni delle particelle di polvere e della velocità di attraversamento dell’aria. 1 captazione per inerzia; 2 captazione per diffusione; 3 captazione per intercettazione.

28.3.2 Filtri elettronici. Nei filtri elettronici (o elettrostatici) l’aria attraversa un primo stadio nel quale esiste un intenso campo elettrico (fig. 28.7) ottenuto con piastre fra le quali esiste una differenza di potenziale di 12 kV. In questo stadio le particelle di polvere vengono caricate positivamente, per cui possono poi (in un secondo stadio) essere raccolte su piastre a potenziale negativo. Nel secondo stadio sussiste una differenza di potenziale di 6 kV. Il doppio stadio evita la formazione di ozono, inaccettabile nell’aria immessa dagli impianti di climatizzazione. L’efficienza di un filtro elettronico dipende da molti fattori, fra i quali vi sono i seguenti. – Le dimensioni delle particelle: particelle di grandi dimensioni posseggono una discreta inerzia per cui può risultare difficile che esse siano raccolte dalle piastre del secondo stadio. – L’efficienza è inversamente proporzionale alla velocità di attraversamento; i filtri elettronici richiedono anche un’uniformità di velocità sulla sezione frontale. – Il potenziale applicato nei due stadi (di ionizzazione e di raccolta): i valori indicati di 12 e 6 kV sono ritenuti ottimali, valori più alti possono determinare formazione di ozono, valori inferiori riducono l’efficienza. Questa tipologia di filtro assicura efficienze molto elevate su un largo spettro dimensionale di particelle, garantendo nel contempo perdite di carico molto contenute durante l’intera vita operativa.

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Fig. 28.7

Filtro elettrostatico.

D’altra parte, trattandosi di filtri costituiti di una struttura complessa di elementi metallici di precisione, essi hanno costi iniziali e costi di manutenzione importanti, perché richiedono lavaggi relativamente frequenti per mantenere un livello elevato di efficienza. Per questi motivi sono maggiormente utilizzati in applicazioni industriali. Nel settore del condizionamento dell’aria sono impiegati solo in impianti con esigenze molto elevate di filtrazione e dove esista una struttura di manutenzione efficiente e organizzata. Questa tecnologia possiede ancora elevati margini di sviluppo, grazie all’impiego di materiali e tecniche costruttive innovative, come nel caso di un filtro elettrostatico attivo di nuova generazione (elettroattivo) messo a punto attraverso un progetto di ricerca biennale finanziato dal Ministero dell’Università e della ricerca scientifica e tecnologica, condotto con la collaborazione del Dipartimento di Energetica del Politecnico di Milano. Per il migliore funzionamento dei filtri elettronici è necessario installare a monte prefiltri che hanno la funzione di: – uniformare la portata d’aria su tutta la superficie del filtro; – catturare le particelle di grandi dimensioni che potrebbero innescare archi fra le piastre con danni e formazione di ozono. La rimozione della polvere dalle piastre collettrici poi è, in genere, fatta con sistema di lavaggio automatico o ricorrendo al sistema di agglomerazione, per cui le particelle vengono agglomerate in particelle di più grandi dimensioni e, quindi, trattenute da filtri posti a valle di tipo rotativo o a tasche. Nuova normativa. Il 27 novembre 2007 è stata ratificata dal Presidente dell’UNI, entrando a far parte del corpo normativo nazionale, la norma UNI 11254: “Filtri per aria elettrostatici attivi per la ventilazione generale. Determinazione dell’efficienza di filtrazione”.

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La norma si applica ai filtri per aria destinati alla ventilazione in generale, funzionanti per mezzo di uno o più campi elettrostatici applicati attivamente tramite un generatore. Tali filtri sono classificati in accordo con le prestazioni dimostrate nelle procedure di prova. I filtri elettrostatici (precipitatori) possono essere a uno o a più stadi (mono- o politensione): sono ammessi filtri dotati di media caricati attivamente (cioè che necessitano di una apposita regolazione e alimentazione elettronica); non sono ammessi filtri di tipo in fibra precaricata o dotati di carica elettrostatica passiva. La norma contiene, inoltre, una serie di requisiti che tali filtri devono possedere per potere accedere alle prove. Contiene le descrizioni delle procedure e della struttura del circuito di prova. Classificazione Il criterio di classificazione è adottato in base a valori di efficienza media nei confronti di particelle del diametro di 0,4 μm di di-ethyl-hexyl-sebacate. In base alla particolare efficienza dei filtri elettrostatici, è stabilito un valore limite minimo di efficienza iniziale pari all’80% per poter accedere alla classificazione. Sono stabilite quattro classi di efficienza, A, B, C e D in ordine di efficienza media decrescente (tab. 28.2) I diversi filtri sono classificati anche in base alla caduta di pressione iniziale (deve essere possibile distinguere tra filtri elettrostatici “puri”, cioè dotati di piastre di raccolta contrapposte, piane e non, e filtri dotati di media con carica elettrostatica attiva o di tipo misto). Tab. 28.2

Classificazione dei filtri elettrostatici “attivi” funzionanti con una carica elettrostatica fornita da un alimentatore

Δp ⬍ 30 Pa

Δp ⬎ 30 Pa

Efficienza media % (particelle di 0,4 μm)

D-PE C-PE B-PE A-PE

D-EM C-EM B-EM A-EM

80 ⱕ Em < 90 90 ⱕ Em < 95 95 ⱕ Em < 99 Em ⱖ 99

La classificazione PE è riferita a filtri elettrostatici con perdita di carico iniziale inferiore a 30 Pa, mentre la sigla EM caratterizza i filtri elettrostatici che comportano una perdita di carico superiore. Questa differenza dipende dalla tecnologia costruttiva adottata ed è necessaria per individuare, già dalla denominazione, il comportamento del filtro durante la vita operativa. Infatti i filtri PE, aventi la classica struttura a piastre metalliche, sono caratterizzati da una bassa perdita di carico, che mantengono quasi invariata nel tempo; i filtri EM sono, invece, realizzati con una struttura simile ai normali filtri “meccanici” e con questi ultimi condividono solo in parte un andamento della perdita di carico proporzionale al grado di sporcamento. Da notare che la classe D coincide per efficienza con la classe F7 della EN 779, la C coincide con la F8; la B, invece, va oltre la F9. La classe A va ancora oltre e non pone un limite massimo, che coincide con il limite tecnico del sistema di prova. Ciò permetterà al progettista di valutare oppor-

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tunamente l’eventuale sostituzione alternativa di filtri tradizionali con i filtri elettrostatici attivi di nuova generazione. 28.4

METODI DI PROVA DEI FILTRI

I metodi di prova dei filtri sono abbastanza complessi e non ne esiste uno solo che possa descrivere le prestazioni di tutti i tipi di filtri. Idealmente un metodo di prova dovrebbe riprodurre condizioni reali per fornire dati attendibili agli utilizzatori. In pratica, però, la grande variabilità di dimensioni delle particelle nonché la quantità più o meno grande di polvere che può essere presente nell’aria da filtrare rendono estremamente difficoltoso individuare un metodo sicuro e valido in tutti i possibili casi. I test devono cercare di stabilire, principalmente: – con quale efficienza lavorerà il filtro preso in esame; – quanta polvere può essere rimossa, prima che intervenga la manutenzione; – qual è la resistenza al passaggio dell’aria che il filtro presenta. Occorrerà, infine, considerare anche l’effetto della sicurezza ai fini degli incendi. Metodi di prova dei filtri sono stati proposti e messi a punto in differenti località del mondo e in diversi campi: settore automobilistico, settore energia atomica, settore militare, industria del riscaldamento e condizionamento ecc. Nel settore di interesse del termotecnico si considerano i filtri per aria destinati alla ventilazione generale e i filtri assoluti. I filtri del primo tipo si dividono in due classi: – classe G, filtri grossolani, adatti per particolato di dimensioni relativamente grandi, da G1 a G4; – classe F, filtri fini, adatti per particolato di dimensioni inferiori, da F5 a F9. I filtri assoluti, per i quali si utilizzano efficienze basate sul numero di particelle catturate, si distinguono in: – filtri di tipo H, HEPA: high efficiency particulate air-filters, classi da H10 a H14; – filtri di tipo U, ULPA: ultra low penetration air-filters, classi da U15 a U17. 28.5

FILTRI PER VENTILAZIONE GENERALE

La norma di riferimento per filtri di ventilazione generale è la norma UNI EN 779, febbraio 2005: “Filtri d’aria antipolvere per ventilazione generale - Determinazione della prestazione di filtrazione”. La norma contiene i requisiti che i filtri d’aria antipolvere devono possedere. Descrive i metodi e l’impianto di prova per la misura delle prestazioni del filtro. Si applica ai filtri antipolvere che possiedono un’efficienza iniziale minore del 98% in riferimento a particelle di 0,4 μm. La norma costituisce il recepimento, in lingua inglese e italiana, della norma europea EN 779 (edizione novembre 2002). Rispetto all’edizione precedente è stata modificata la metodologia di prova per la classificazione. In particolare è sostituita la misura di efficacia colorimetrica/opacimetrica con la misura di efficienza in funzione del diametro delle particelle.

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Il sistema di classificazione fa riferimento al valore medio di efficienza per particelle con diametro pari a 0,4 μm in sostituzione del valore di efficienza colorimetrico medio. La norma definisce i requisiti che un filtro deve possedere, nonchè la classificazione. Requisiti. Il filtro deve essere progettato in modo tale da prevenire un montaggio scorretto. Il filtro deve essere progettato in modo tale che quando è correttamente montato all’interno del condotto di ventilazione non vi siano perdite in corrispondenza dei bordi sigillati. Il filtro nel suo complesso (materiale filtrante e telaio) deve essere progettato e costruito con materiale adatto a sopportare l’esposizione a temperature, umidità e ambienti corrosivi, nonché le sollecitazioni meccaniche a cui sarà probabilmente sottoposto durante l’utilizzo corrente. Polvere o fibre rilasciate dal materiale filtrante, a causa della portata di aria che attraversa il filtro, non devono costituire pericolo o fastidio per le persone (o i dispositivi) esposte all’aria filtrata. Classificazione. I filtri sono classificati in funzione della loro efficienza dopo essere stati sottoposti alle seguenti condizioni di prova: – portata di aria pari a 0,944 m3/s (3400 m3/h), se il costruttore non specifica nessuna portata nominale; – caduta di pressione massima finale pari a 250 Pa per i filtri grossolani (G); – caduta di pressione massima finale pari a a 450 Pa per i filtri fini (F). I filtri, sottoposti a prova come specificato, sono classificati secondo quanto indicato nella tab. 28.3, per esempio G3, F7 ecc. Tab. 28.3 Classe

Classificazione dei filtri d’aria secondo UNI EN 779 - 2005 Caduta di pressione finale Pa

G1 G2 G3 G4 F5 F6 F7 F8 F9

250 250 250 250 450 450 450 450 450

Efficienza in massa Efficienza media (Em) media (Am) misurata per particelle con con polvere sintetica diametro di 0,4 μm % % 50 ⱕ Am ⬍ 65 65 ⱕ Am ⬍ 80 80 ⱕ Am ⬍ 90 90 ⱕ Am – – – – –

– – – – 40 ⱕ Em ⬍ 60 60 ⱕ Em ⬍ 80 80 ⱕ Em ⬍ 90 90 ⱕ Em ⬍ 95 95 ⱕ Em

Nota. Le caratteristiche della polvere sono molto diverse da quelle della polvere sintetica per l’intasamento utilizzata nelle prove. Per questa ragione i risultati della prova non forniscono un’indicazione per prevedere sia le prestazioni durante il funzionamento sia la vita tecnica. La perdita della carica elettrica del materiale filtrante o il rilascio di particelle o fibre possono inoltre influire 0 sull’efficienza.

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I filtri delle classi G vengono provati con una polvere sintetica (1) che simula quella naturale ed è costituita da polvere inorganica (72% in massa), nero fumo (23%) e filamenti di cotone (5%). La polvere inorganica (detta polvere stradale dell’Arizona) consiste essenzialmente di particolato di silice e ha una distribuzione dimensionale del particolato in accordo con quanto riportato nella tab. 28.4. Durante la prova dei filtri delle classi G si determinano, oltre al valore di arrestanza nei singoli intervalli di carico, anche la capacità di ritenzione di polvere (dust holding capacity) e le perdite di carico. Si definisce capacità di ritenzione di polvere la quantità di polvere sintetica trattenuta dal filtro fino al raggiungimento del valore finale (massimo) di perdita di carico. La capacità di ritenzione di polvere corrisponde al prodotto della massa totale di polvere immessa a monte del filtro per l’efficienza di massa media. Per efficienza di massa media (Am) si intende il rapporto tra la quantità totale di polvere utilizzata per l’intasamento trattenuta dal filtro e la quantità totale di polvere iniettata fino alla caduta di pressione finale. È utilizzata per la classificazione dei filtri G (viene espressa in %). Per i filtri fini (classi F), l’arrestanza misurata con polvere sintetica è molto prossima al valore unitario e non è significativa; pertanto per tali filtri le prestazioni vengono espresse tramite l’efficienza, definita con riferimento al numero di particelle arrestate e non alla loro massa. Nella UNI EN 779:2005 si fa riferimento alla efficienza media Em. Per efficienza media (Em) si intende la media pesata delle efficienze per i diversi livelli specificati di intasamento con polvere fino alla caduta di pressione finale. L’efficienza media, utilizzata per la classificazione dei filtri F, è espressa in %. Tab. 28.4 Polvere inorganica di prova (polvere dell’Arizona) che costituisce il 72% in massa della polvere sintetica per il test di determinazione dell’arrestanza nei filtri delle classi G (Norma EN 779-2005).

(1)

Dimensione (μm)

Volume di particolato con dimensione maggiore del valore indicato (%)

1 2 3 4 5 7 10 20 40 80

96,5 ⫼ 97,5 87,5 ⫼ 89,5 78,0 ⫼ 81,5 70,5 ⫼ 74,5 64,0 ⫼ 69,0 54,0 ⫼ 59,0 46,0 ⫼ 50,0 26,0 ⫼ 30,0 9,0 ⫼ 12,0 0,0 ⫼ 0,5

La polvere sintetica è quella definita inizialmente nello Standard ASHRAE 52.1.

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L’efficienza media Em,i viene determinata con riferimento a particelle di DEHS (di-ethyl-hexyl-sebacate)(2) con diametro d = 0,4 μm e mediante misura con contaparticelle. Viene dunque abbandonata la precedente definizione di efficienza colorimetrica collegata con l’utilizzo di un misuratore opacimetrico (dust spot method), definizione a lungo utilizzata e sulla quale si basava ancora la UNI EN 779 (1995). Si noti che l’efficienza di un filtro aumenta in modo sostanziale all’aumentare del carico (sporcamento del filtro), nella tab. 28.5 si riportano, a titolo indicativo, le efficienze (a 0,4 μm) misurate su filtri di classi F7-F9 in condizioni iniziali e finali e il valore medio attribuito. Tab. 28.5

Valori di efficienze (a 0,4 μm) misurate su filtri di classi F7-F9 in condizioni iniziali e finali e il valore medio attribuito

Classe dei filtri UNI EN 779

Efficienza iniziale (%)

Efficienza finale (%)

Efficienza media (%)

F7

19

70

50

F8

50

86

68

F9

75

99

87

Se ne potrebbe trarre la conclusione che è vantaggioso lasciare che il filtro si carichi di particolato fino a quando le perdite di carico non raggiungano il valore massimo ammissibile; peraltro, specie per i filtri con elevata capacità di carico (ad esempio i filtri a tasca), va evitata la possibilità di sviluppo di contaminanti biologici e quella di trasporto a valle di odori, imponendo, quindi, la sostituzione a cadenze temporali prefissate, indipendentemente dal fatto che non sia ancora stata raggiunta la perdita di carico massima. Nei test viene utilizzato un aerosol con disperse goccioline di DEHS prodotte con un ugello di Laskin. Le goccioline devono essere prodotte, con adeguate concentrazioni, nell’intervallo dimensionale compreso tra 0,2 e 3,0 μm. Il metodo richiede l’impiego di un contatore di particelle ottico (OPC) (nell’intervallo 0,2 e 3,0 μm) e con la possibilità di suddividere tale intervallo in non meno di 5 classi dimensionali, approssimativamente equidistanti su una scala logaritmica. Le prove dei filtri delle classi F secondo il nuovo metodo di prova (EN 779:2002) consentono di determinare, oltre ai citati valori di efficienza, altri parametri prestazionali e, cioè: – capacità di ritenzione (accumulo) della polvere (risultato di prova); – andamento della caduta di pressione a filtro pulito in funzione della portata d’aria; – andamento della caduta di pressione in funzione del carico cumulato di test (massa, perdita di carico); – andamento dell’efficienza in funzione del carico cumulato di test (massa, perdita di carico). Le proprietà di rilievo del DEHS sono: massa volumica ρ = 912 kg/m3, punto di fusione 225 K, punto di ebollizione 529 K, pressione di vapore (a 273 K) 1,9 μPa.

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Rilascio da parte dei filtri. Con il termine “rilascio” si intende il comportamento dei filtri durante l’utilizzo che può essere di tre tipi: – rimbalzo delle particelle; – rilascio di fibre o di materiale particellare; – rilascio di particelle catturate in precedenza. È probabile che durante il ciclo di vita funzionale di un impianto qualcuno o tutti questi fenomeni abbiano luogo. Dei tre fenomeni (per un approfondimento si rimanda alla norma) l’ultimo è quello più probabile nel settore degli impianti di condizionamento. Infatti, all’aumentare della quantità di polvere catturata dal filtro, possono diventare evidenti alcuni effetti, quali: – una particella che entra nel materiale filtrante può entrare in collisione con una particella già catturata in precedenza e immetterla nuovamente nel flusso di aria; – la velocità dell’aria, nei piccoli canali attraverso il materiale filtrante, aumenta a causa dello spazio occupato dalle particelle catturate; inoltre il materiale filtrante può essere compresso dall’aumento di resistenza alla portata, causando così un ulteriore aumento di velocità nei canali; in questo modo aumenta la forza che il fluido esercita sulle particelle depositate e, quindi, alcune di esse possono essere rilasciate; – i movimenti del materiale filtrante durante il funzionamento provocano il riposizionamento delle particelle di polvere contenute all’interno della sua struttura, causandone un immediato rilascio. I movimenti del materiale filtrante possono essere causati da svariate circostanze quali: – normale passaggio dell’aria attraverso il filtro, combinato con il funzionamento attacca/stacca periodico (per esempio giornaliero) dell’impianto di condizionamento; – variazione delle portate di aria con conseguente compressione e decompressione del materiale filtrante; – vibrazioni meccaniche. Il rilascio dovuto a queste cause (anche conosciuto come blow off oppure unloading) può essere misurato e quantificato. L’effetto legato al rilascio di particelle catturate in precedenza si manifesta in modo equivalente per filtri sia di classe F che di classe G.

28.6

FILTRI A ELEVATA EFFICIENZA HEPA E ULPA

In Italia è in vigore la norma europea EN 1822 “High efficiency air filters (HEPA and ULPA)”, sviluppata dal CEN/TC195, che riguarda la classificazione e i diversi test prestazionali per i filtri ad alta efficienza. Trattasi di una norma nazionale valida per tutti i Paesi europei e fa decadere ogni altra normativa o regola, che devono intendersi superate.

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FILTRAZIONE

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La norma è divisa in 5 parti ed è stata pubblicata in Italia dall’UNI (maggio 2002). Parte 1: UNI EN 1822-1:2002. Filtri aria a particelle per alta ed altissima efficienza (HEPA e ULPA) – Classificazione, prove di prestazione e marcatura. Parte 2: UNI EN 1822-2:2002. Filtri aria a particelle per alta ed altissima efficienza (HEPA e ULPA) – Produzione di aerosol, apparecchiature di misura, conteggio statistico delle particelle. Parte 3: UNI EN 1822-3:2002. Filtri aria a particelle per alta ed altissima efficienza (HEPA e ULPA) – Prove per filtri planari medi. Parte 4: UNI EN 1822-4:2002. Filtri aria a particelle per alta ed altissima efficienza (HEPA e ULPA) – Individuazione di perdite in elementi filtranti (metodo a scansione). Parte 5: UNI EN 1822-5:2002. Filtri aria a particelle per alta ed altissima efficienza (HEPA e ULPA) – Determinazione dell’efficienza di elementi filtranti. La parte 3 riferisce sui test da effettuare su un provino in foglio piano, mentre le parti 4 e 5 descrivono il metodo di prova del filtro finito, costruito con il rotolo dal quale è stato tratto il provino. I test di collaudo cui sottoporre i filtri assoluti sono: 1. prova di efficienza di filtrazione del materiale filtrante (media) su provino campione in foglio piano; 2. prova di efficienza dell’elemento filtrante con metodo normalizzato, attraverso l’impiego di fotometro, contatore a nuclei di condensazione (CNC)(3) oppure contatore ottico di particelle (OPC)(4); 3. controllo di integrità del filtro finito (elemento filtrante), per verificare l’assenza di perdite localizzate; la prova viene comunemente chiamata leak test. La prova consiste in un controllo esteso a un elevato numero di posizioni locali (scanning), effettuato con metodo fotometrico o mediante conta particellare, secondo uno standard prestabilito. La tab. 28.6 riporta, in accordo con la citata norma, i differenti metodi di prova a cui devono essere sottoposti i filtri HEPA (H) e i filtri ULPA (U), dopo la loro fabbricazione, in relazione alla diversa classificazione. L’efficienza integrale è calcolata come media aritmetica di tutti i valori di efficienza locale misurati punto per punto su un elemento filtrante. Invece, con il termine di efficienza globale si intende il valore misurato attraverso due sonde posizionate al centro del condotto di prova e installate rispettivamente una a monte e una a valle del filtro di prova (come previsto nei metodi NaCl, DOP monodisperso a 0,3 ␮m e UNI EN 1822-5 solo per classi H10, H11 e H12). L’efficienza locale rappresenta i valori misurati con un’estesa scansione su tutta la superficie del filtro. Questo tipo di test è previsto dalla norma UNI EN 1822-4 ed è obbligatorio per le classi H13, H14, U15, U16 e U17. Nel caso di filtri assoluti non si eseguono le prove di intasamento in quanto la capacità di accumulo ha un interesse molto piccolo. (3) (4)

CNC = condensation nucleus counter, anche chiamato CPC = condensation particle counter. OPC = optical particle counter.

95

99,5

99,95

99,995

99,9995

99,99995

99,999995

H 11

H 12

H 13

H 14

U 15

U 16

U 17

0,000005

0,00005

0,0005

0,005

99,9999

99,99975

99,9975

99,975

99,75

---

0,0001

0,00025

0,0025

0,025

0,25

---

---

---

MPPS Scan method (EN 1822-4)

MPPS Scan method (EN 1822-4)

MPPS Scan method (EN 1882-4)

MPPS Scan method (EN 1882-4)

Oil thread method / MPPS Scan method

Oil thread method / MPPS Scan method

Prova di tipo (EN 1822-4/EN 1822-5)

Prova di tipo (EN 1822-4/EN 1822-5)

17:11

0,05

0,5

---

---

Metodi di prova dei singoli elementi filtranti

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5

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Locale Efficienza Penetrazione (%) (%)

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Oil thread test: Prova di integrità alla nebbia d’olio di paraffina per la ricerca di perdite. MPPS scan method: Prova a scansione con aerosol DEHS in particelle di massima penetrazione.

85

Integrale Efficienza Penetrazione (%) (%)

H 10

Classe del filtro

Tab. 28.6 Classificazione dei filtri assoluti secondo UNI EN 1822-1:2002 e metodi di prova

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28.6.1 Efficienza del media filtrante piano. Attualmente i maggiori produttori di media filtrante dispongono di apparecchiature idonee e forniscono i dati relativi alle prestazioni di un campione del loro prodotto in foglio piano secondo la nuova normativa utilizzando come aerosol di riferimento DOP (di-octyl phtalate), DEHS (di-ethyl-hexyl-sebacate), oppure olio di paraffina ecc. La prova viene effettuata (su almeno cinque campioni del rotolo del materiale filtrante) a un determinato valore di velocità dell’aria attraverso il materiale (su specifica del costruttore di filtri HEPA e ULPA). Tale valore, generalmente compreso tra 1,3 e 5,3 cm/s, è in stretta dipendenza della geometria del “pacco filtrante”, ovvero della superficie netta di filtrazione e della portata d’aria nominale del filtro finito. Oggi la sensibilità della strumentazione CNC e OPC permette di effettuare una spettrometria misurando con buona attendibilità valori di efficienza pari al 99,9999999% (penetrazione 0,0000001). Ciò consente l’apprezzamento di quelle che saranno le prestazioni effettive dei filtri assoluti nelle reali condizioni di funzionamento, siano essi elementi filtranti HEPA che ultrafiltri di grado ULPA. La norma prevede di determinare una curva di efficienza spettrale riferita alle diverse grandezze di particelle nel campo compreso tra 0,10 e 0,5 ␮m. Ciò permette di valutare per ogni singolo rotolo di media filtrante il diametro critico MPPS (most penetrating particle size), cioè quella grandezza di particelle che realizza la penetrazione massima ovvero la minima efficienza, dimensione tipicamente compresa tra 0,15 e 0,25 μm. Al termine della prova ogni rotolo di materiale filtrante viene etichettato con le condizioni di funzionamento previste e la relativa MPPS da utilizzare per le prove sui filtri finiti costruiti con quel rotolo. Per poter, quindi, svolgere le parti 4 e/o 5 di EN 1822 è necessario avere effettuato la prova secondo la parte 3. Di conseguenza i dati di efficienza rappresentati nella tab. 28.6 con cui si procede alla classificazione dei filtri HEPA e ULPA, sono riferiti alla MPPS. È da sottolineare che con lo stesso materiale filtrante la MPPS varia con la velocità; quindi MPPS non è una proprietà del solo materiale, ma anche della portata. La velocità di attraversamento del materiale con cui viene svolta la prova determina, quindi, la portata nominale di aria prevista per il funzionamento effettivo. Una volta individuata la particella MPPS, si deve generare un aerosol monodisperso ovvero con goccioline che abbiano tutte quello stesso diametro, per poter determinare l’efficienza locale e globale dell’elemento filtrante. 28.6.2 Determinazione perdite locali del filtro. Come si è visto nella tab. 28.6 per i filtri assoluti H10 e H11 basta una prova di tipo; per tutti gli altri filtri è richiesto un “collaudo individuale” allo scopo di individuare eventuali “perdite locali”; ciò può essere fatto attraverso due metodi differenti per i filtri H12 e H13, mentre per i filtri da H14 a U17 la determinazione delle eventuali perdite deve essere fatta soltanto mediante Scan method o MPPS Scanning (Leak Test). Rapporto di prova (Test report). I risultati del collaudo individuale dovranno essere riportati sul rapporto di prova che deve contenere le informazioni di seguito elencate; questo documento individuale deve essere inserito all’interno della confezione dei filtri HEPA e ULPA:

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a) Descrizione del filtro in prova tipo e dimensioni portata d’aria nominale dimensione delle particelle di massima penetrazione (MPPS) numero di matricola dell’elemento filtrante

–

b) Parametri generali delle condizioni di prova posizione di installazione del filtro (con riferimento alle coordinate del circuito di prova) aerosol di prova (sostanza, diametro medio, deviazione geometrica standard) generatore di aerosol (tipo, dati operativi) sistema usato per misurare la concentrazione dell’aerosol di prova (tipo, dati operativi) contatori di particelle, sui lati a monte e a valle del filtro (tipo, dati operativi) sistema di diluizione per il contatore di particelle a valle del filtro (tipo, dati operativi) campionamento sul lato a valle del filtro (dimensioni sonda, portata di campionamento, velocità di scansione, distanza dal filtro, sovrapposizione passaggi) settaggio valore del segnale (che mostra quando viene superato il limite del valore di concentrazione locale) temperatura e umidità relativa dell’aria nel circuito di prova

– – – –

c) Risultati di prova caduta di pressione del filtro (alla portata nominale) efficienza media ed efficienza minima conferma che il filtro è esente da perdite classe del filtri in accordo con UNI EN 1822-1

– – – – – – – –

Marcatura degli elementi filtranti. Tutti gli elementi filtranti devono essere marcati individualmente in modo visibile e indelebile attraverso un’etichetta adesiva con le indicazioni seguenti: – denominazione, marchio o nome del produttore; – sigla di riferimento, numero di matricola e tipo di filtro; – numero della norma europea applicata per la prova (UNI EN 1822-4); – gruppo e classe del filtro secondo tale normativa; – portata d’aria alla quale il filtro è stato classificato; – direzione del flusso d’aria in fase operativa o di collaudo. Deve essere fornita anche una copia adesiva di tale etichetta (all’interno della confezione del filtro) perché possa essere applicata sulla documentazione del committente.

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FILTRI PER POLVERE GROSSA

La captazione della polvere per effetto inerziale caratterizza tutta una serie di filtri meccanici in cui la velocità di attraversamento del mezzo filtrante è relativamente alta, pur con ridotte perdite di carico. Questi filtri sono adatti per catturare polveri grossolane anche in alte concentrazioni. Le caratteristiche di molti di questi filtri dipendono dal tipo di adesivo di cui sono impregnati, allo scopo di trattenere le polveri. In questa categoria si distinguono: – filtri a pannelli; – filtri rotativi; – filtri a rete metallica; – filtri metallici antigrasso. Le celle filtranti, sui filtri piani, sono realizzate con un telaio in cartone o metallico contenente il mezzo filtrante, che può essere costituito da diversi materiali; alcune celle sono rigenerabili a secco, altre mediante lavaggio, mentre la maggior parte sono del tipo a perdere (fig. 28.8). Il mezzo filtrante può essere: – in fibra sintetica (poliestere, polipropilene, nylon, fibra modacrilica ecc.); – in fibra di vetro trattata con pellicola adesiva; – con maglia metallica di alluminio o acciaio.

Fig. 28.8

Filtri piani, filtri a tasche, filtri assoluti ecc. (Trox).

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Per i filtri rotativi vengono impiegati materassini filtranti forniti in rotoli; il materiale è costituito da fibra di vetro o sintetica (trattata con resina) con densità crescente nel senso del flusso dell’aria. Il filtro è costituito da un telaio in acciaio zincato (fig. 28.9) comprendente i carter di contenimento dei rulli e le guide di scorrimento del materassino. L’avanzamento è ottenuto, automaticamente in funzione della perdita di carico, con un motoriduttore. In alcuni casi ai filtri rotativi vengono direttamente accoppiati filtri di maggiore efficienza. Pressoché tutti i mezzi filtranti sono autoestinguenti (classe di reazione al fuoco 1). Le perdite di carico vanno da 50 a 200 Pa. Le principali applicazioni di questi filtri sono: – prefiltri nelle centrali di trattamento aria; – filtri per termoventilatori, aerotermi, ventilconvettori;

Fig. 28.9

Filtro rotativo (FCR).

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– centrali di ventilazione cucine; – cabine di spruzzatura e forni di verniciatura. I filtri antigrasso, installati sulle cappe delle cucine, sono usualmente realizzati in alluminio e acciaio inossidabile. Sono realizzati in maniera da costringere l’aria a subire variazioni di direzione (zig-zag) così da facilitare la condensazione del vapore e la separazione di goccioline del grasso trasportato; la condensa e il grasso vengono poi raccolti da collettori laterali dai quali possono essere scaricati. Questi filtri si possono lavare con acqua calda e detersivo e, una volta asciugati, possono essere di nuovo usati.

28.8

FILTRI PER POLVERI FINI

Questi filtri sono caratterizzati da una superficie filtrante molto più grande della superficie della sezione frontale; per questi filtri, quindi, la velocità con la quale l’aria attraversa il mezzo filtrante è ben inferiore a quella sulla sezione frontale. I vantaggi di questi tipi di filtri sono principalmente: – alle basse velocità i meccanismi di cattura delle polveri per intercettazione e per diffusione sono esaltati, come si è già visto; – la resistenza offerta al passaggio dell’aria può essere mantenuta su valori accettabili, altrimenti non ottenibili specie con filtri ad alta efficienza; – la vita media del filtri è più lunga considerata la grande capacità di ritenzione delle polveri. Lo svantaggio è che questi filtri occupano uno spazio non trascurabile lungo il condizionatore. Essi sono costituiti da mezzi filtranti in fibre di vetro o sintetiche, oppure da carta in microfibre di vetro, pieghettata con separatori in alluminio (pieghe profonde) o in filo (piccole pieghe), entro telai di contenimento. Questi ultimi tipi di filtro sono anche chiamati “multidiedri” o “tasche rigide” e sono realizzati con materiali tutti ininfiammabili o inceneribili senza rilascio di gas tossici. I filtri a tasche non rigide funzionano bene negli impianti a portata costante nei quali il flusso d’aria mantiene le tasche tutte aperte e in tensione; ma non altrettanto accade in quelli a portata variabile perché alle basse portate le tasche possono rimanere in parte flosce con cattiva efficienza. In tali impianti, pertanto, sarà bene preferire filtri a tasche rigide o filtri piani. Tutti questi filtri non sono rigenerabili. Quelli a tasche hanno perdita di carico finale di 250 ⫼ 300 Pa; i filtri multidiedri a piccole pieghe e le celle a pieghe profonde possono sopportare perdite di carico finali fino 300 e 600 Pa. Le principali applicazioni si hanno: – nella climatizzazione di buona qualità di uffici, alberghi, centri di calcolo, centrali telefoniche, laboratori ecc.; – nella prefiltrazione di filtri assoluti in industrie elettroniche, farmaceutiche, fotografiche, alimentari, negli ambienti ospedalieri ecc.

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CONDIZIONAMENTO

28.9

FILTRI HEPA E ULPA

Il mezzo filtrante è in carta di fibre di vetro, ininfiammabile, idrofugata, trattata contro batteri e muffe, pieghettata in fogli continui e pieghe profonde regolarmente distanziate da separatori ondulati (in alluminio) che hanno lo scopo di supportare il mezzo filtrante e creare canali attraverso i quali l’aria può fluire per distribuirsi sul mezzo filtrante; la velocità con la quale l’aria attraversa il mezzo è di circa 0,03 m/s. Il telaio generalmente è in legno conglomerato, ma può essere, per particolari esigenze, in alluminio, in acciaio zincato o acciaio inox. La tenuta fra il mezzo filtrante e il telaio è ottenuta con resine sintetiche. Il filtro è, infine, completato da una guarnizione in neoprene a cellule chiuse (o silicone per alte temperature) onde evitare qualsiasi filaggio di aria non trattata intorno al filtro. Sul mercato esistono diversi tipi di filtri che dovranno essere di volta in volta scelti in funzione delle prestazioni richieste e delle caratteristiche particolari ricavabili dalla letteratura tecnica messa a disposizione dai costruttori. Le applicazioni principali di questi filtri sono: – filtrazione dell’aria in zone a contaminazione controllata (industrie micromeccaniche, aerospaziali, nucleari ecc.); – camere bianche nell’industria elettronica; – filtrazione nelle industrie farmaceutiche e alimentari; – cappe a flusso laminare; – in ambito ospedaliero (camere operatorie, degenze per immunodepressi ecc.).

28.10

FILTRI A CARBONE ATTIVO

Pur esulando un po’ dai limiti che ci si è imposti, sembra opportuno accennare ai filtri con carboni attivi in grado di trattenere inquinanti gassosi diversi. Questi filtri sono preparati a partire da carbone coke, legno, noci di cocco ecc.; ogni materiale fornisce la sua specifica caratteristica al filtro che lo rende preferibile per determinate applicazioni. I trattamenti termici o chimici a cui essi sono sottoposti conferiscono loro una superficie specifica molto elevata, dell’ordine di 1000 ⫼ 2000 m2/g. Il diametro dei pori dei carboni attivi è dell’ordine di millimicron e, cioè, dello stesso ordine di grandezza delle molecole. I carboni attivi fissano le molecole dei gas sulla superficie interna dei pori, per effetto delle forze di attrazione molecolare. L’adsorbimento è funzione di numerosi parametri fra i quali: – la natura del gas; – la sua concentrazione; – la temperatura (più essa è bassa migliore sarà l’adsorbimento: 50 °C rappresentano la temperatura massima); – l’umidità relativa, che non deve oltrepassare il 70%. In alcuni casi è necessario ricorrere all’impregnazione del carbone; ciò è necessario, per esempio, per adsorbire:

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– – – –

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idrogeno solforato (H2S), ricorrendo al ferro; vapori di mercurio, ricorrendo allo iodio; ioduro di metile radioattivo, con carboni impregnati di ioduro di potassio; ammoniaca (NH3), con acido fosforico o sali di rame.

Le capacità di adsorbimento del carbone attivo per diverse sostanze odoranti e gas contaminanti è riportata nella tab. 28.7. In questa, a fianco di ogni sostanza, è riportato un numero che indica la capacità più o meno alta del carbone di adsorbire la stessa sostanza. Tab. 28.7

Capacità di adsorbimento per diverse sostanze e gas contaminanti

Sostanza

Indice

Sostanza

Indice

Acetaldeide * Aceto Acetone Acido acetico Acido acrilico Acido formico * Acido lattico Acido nitrico * Acido solforico Acrilonitrile Adesivi Alcool etilico Alcool metilico Alcool propilico Ammina * Ammoniaca * Anidride carbonica Anilina Antisettico Aromi alimentari Benzene Benzina Catrame Cloro Cloroformio Cloruro di etile Combustibile liquido Detergenti Diclorobenzene Etano Etere Etilene * Fenolo Fertilizzanti Formaldeide * Fosgene

3 1 2 1 1 2 1 1 1 1 1 1 1 1 3 3 3 1 1 1 1 1 1 2 1 1 1 1 1 4 2 4 1 1 3 2

Fumo di sigarette Gas corrosivi * Gas tossici * Gomma Grassi e oli lubrificanti Idrogeno Iodio Iodoformio Kerosene Metano Nafta Naftalina Nicotina Nitrobenzene Odori animali Odori di combustione Odori di cucina Odori di fogna * Ossido di carbonio Ossido di metile Ozono Pentano Pesticida Prodotti radioattivi * Propano Propilene * Resine Tetracloroetano Tetracloroetilene Toluene Trementina Tricloroetilene Urea Vapori d’asfalto Vapori di vernice Xilene

1 2 1 2 1 4 1 1 1 4 1 1 1 1 1 2 1 1 4 1 1 2 1 3 3 3 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1

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1. 2. 3. 4.

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Il codice di lettura è: alta capacità di adsorbimento, pari al 20 ⫼ 50% (media 35%) del peso di carbone; discreta capacità, dal 10 al 25% (media 16%) del peso del carbone; bassa capacità, inferiore al 10%; bassissima capacità, inferiore al 5%.

Per le sostanze contrassegnate da asterisco (*) è necessario utilizzare carboni attivi impregnati. I filtri a carboni attivi si trovano in commercio sotto forma di celle ricaricabili in acciaio zincato, nelle quali il carbone è contenuto fra due lamiere microstirate. A monte dei filtri a carbone attivo è sempre consigliabile installare prefiltri a media efficienza al fine di non intasarli di polvere. L’impiego più comune, come si può intuire, è: – trattamento di deodorizzazione dell’aria in ambienti civili; – adsorbimento in applicazioni industriali, laboratori, cucine ecc. Per i filtri non impregnati è possibile la rigenerazione ricorrendo a cicli termici di riscaldamento. 28.11

FILTRI INERZIALI AUTOMATICI

Per il pretrattamento di grandi volumi di aria ricca di polvere di tipo industriale o proveniente da zone sabbiose (deserto ecc.) è necessario ricorrere a separatori inerziali, costituiti da diverse celle a forma di diedro (fig. 28.10), sulle cui pareti laterali sono praticate aperture dalle quali può fuoriuscire l’aria. L’aria da trattare, infatti, penetra nel gruppo filtrante attraverso l’apertura di ogni cella e viene, quindi, fatta uscire dalle aperture laterali. Le particelle di polvere, trascinate dalla corrente d’aria, tendono a depositarsi, per effetto delle forze d’inerzia, sul fondo della cella, dove esiste un condotto di raccolta e scarico, dal quale esse vengono poi allontanate con un ventilatore di spurgo che aspira l’aria carica di polveri e che è all’incirca il 10% dell’aria primaria totale.

Fig. 28.10

Schema di filtro inerziale.

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Il grado di separazione è abbastanza elevato e dipende dalla granulometria della polvere e dalla velocità; con polveri da 10 μm l’efficienza raggiunge quasi il 100%. Si è rilevato che le migliori prestazioni si hanno con portate d’aria tali da creare perdite di carico fra 250 e 300 Pa. 28.12

AMBIENTI A CONTAMINAZIONE CONTROLLATA: FILTRI PER CAMERE BIANCHE

Dal maggio 2001 sono state pubblicate in Italia le norme UNI EN ISO 14644, versione ufficiale in lingua italiana della norma europea EN ISO 14644. La norma si articola in 7 parti, il titolo comune a tutte è: Camere bianche ed ambienti associati controllati. Ogni parte affronta un tema specifico. Parte 1: 1:2001 “Classificazione della pulizia dell’aria” (in lingua italiana). La norma riguarda la classificazione della pulizia dell’aria nelle camere bianche e nell’ambiente associato controllato esclusivamente in termini di concentrazione di particelle aerotrasportate. Parte 2: 2:2001 “Specifiche per la prova e la sorveglianza per dimostrare la conformità continua con la ISO 14644-1” (in lingua italiana). La norma specifica i requisiti per le prove periodiche di camere bianche o zone pulite al fine di attestare la conformità continua alla ISO 14644-1 per la classificazione designata di pulizia particellare dell’aria. Parte 3: 3:2006 “Metodi di prova” (in lingua inglese). La norma specifica i metodi di prova per la classificazione di particolato aerotrasportato e per la caratterizzazione delle prestazioni delle camere bianche e delle zone pulite. Parte 4: 4:2004 “Progettazione, costruzione e avviamento” (in lingua inglese). La norma specifica i requisiti per la progettazione e la costruzione di camere bianche, ma non prescrive i mezzi tecnologici o contrattuali specifici per soddisfare tali requisiti. Parte 5: 5:2005 “Funzionamento” (in lingua inglese). La norma specifica i requisiti fondamentali per il funzionamento delle camere bianche. Parte 7: 7:2005 “Dispositivi separatori (cappe per aria pulita, cassette per guanti, isolatori e mini-ambienti)” (in lingua inglese). La norma specifica i requisiti minimi per la progettazione, costruzione, installazione, prove e approvazione dei dispositivi separatori. Parte 8: 8:2007 “Classificazione della contaminazione molecolare aerotrasportata” (in lingua inglese). La norma fornisce la classificazione della contaminazione molecolare nelle camere bianche ed ambienti associati controllati, in termini di concentrazioni nell’aria di sostanze chimiche specifiche (singole, gruppi o categorie) e fornisce un protocollo per includere i metodi di prova, le analisi e i fattori temporali pesati all’interno delle specifiche di classificazione. Vengono ora commentate brevemente la Parte 1 e la Parte 4.

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28.12.1 Norma UNI EN ISO 14644-1. Le camere bianche e l’ambiente associato controllato permettono di contenere la contaminazione dovuta alle particelle aerotrasportate entro livelli tali da consentire attività sensibili alla contaminazione particellare. I prodotti e i processi che traggono beneficio dal controllo della contaminazione dovuta a particelle aerotrasportate appartengono ad aree produttive quali: l’industria aerospaziale, la microelettronica, l’industria farmaceutica, la fabbricazione di dispositivi medici, l’industria alimentare e la fabbricazione di articoli sanitari. La UNI EN ISO 14644-1 riguarda la classificazione della pulizia dell’aria nelle camere bianche e nell’ambiente associato controllato esclusivamente in termini di concentrazione di particelle aerotrasportate. Ai fini della classificazione vengono prese in considerazione solamente le distribuzioni cumulative di particelle aventi dimensioni soglia (limite inferiore) comprese tra 0,1 Ìm e 5 Ìm. Definizioni. Ai fini della norma UNI EN ISO 14644-1, si applicano le definizioni che seguono. Generalità Camera bianca (o zona pulita). Camera all’interno della quale la concentrazione di particelle aerotrasportate è controllata e che è costruita e utilizzata in modo da minimizzare l’introduzione, la generazione e la ritenzione di particelle al suo interno, e in cui altri parametri di rilievo, per esempio la temperatura, l’umidità e la pressione, sono controllati a seconda delle necessità. Classificazione. Livello (o processo di specifica o determinazione del livello) del grado di pulizia per particelle aerotrasportate applicabile ad una camera bianca o ad una zona pulita, espresso in termini di Classe ISO N, che rappresenta la massima concentrazione consentita (espresse in numero di particelle per metro cubo d’aria) di particelle caratterizzate da determinate dimensioni prese in considerazione. Particelle aerotrasportate Particella. Oggetto solido o liquido che, ai fini della classificazione dei gradi di pulizia dell’aria, ricade in una distribuzione cumulativa basata su una dimensione soglia (limite inferiore) nella gamma compresa tra 0,1 μm e 5 μm. Dimensione delle particelle. Diametro di una sfera che, mediante un dato strumento per il dimensionamento delle particelle, produce una risposta equivalente alla risposta prodotta dalla particella sottoposta alla misurazione. Concentrazione delle particelle. Numero di particelle individuali per unità di volume d’aria. Distribuzione delle dimensioni delle particelle. Distribuzione cumulativa della concentrazione delle particelle in funzione della dimensione delle particelle stesse. Particella ultrafine. Particella caratterizzata da un diametro equivalente minore di 0,1 μm. Macroparticella. Particella caratterizzata da un diametro equivalente maggiore di 5 μm.

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Fibra. Particella caratterizzata da un rapporto tra lunghezza e spessore maggiore o uguale a 10. Stati di occupazione Stato di “come costruito”. Condizione in cui l’installazione è completa con tutti i servizi connessi e funzionanti, ma è priva delle attrezzature, dei materiali e del personale necessari alla produzione. Stato di “impianto fermo”. Condizione in cui l’installazione è completa, con le attrezzature installate e funzionanti con modalità concordate tra cliente e fornitore, ma il personale è assente. Stato di “impianto in funzione”. Condizione in cui l’installazione è funzionante con modalità specificate, con un numero specificato di addetti presenti ed operanti secondo le modalità concordate. Il grado di pulizia dell’aria per particelle in una camera bianca o in una zona pulita deve essere definito in uno o più dei tre stati di occupazione, vale a dire gli stati di “come costruito”, di “impianto fermo” e di “impianto in funzione”. Nota. Dovrebbe essere considerato che lo stato di “come costruito” è applicabile alle camere bianche o alle zone pulite completate di recente o modificate di recente. Una volta terminate le prove nello stato di “come costruito” si può procedere all’effettuazione di ulteriori prove nello stato di impianto fermo o nello stato di impianto in funzione oppure in entrambe le condizioni. Numero di classificazione Il grado di pulizia per particelle aerotrasportate deve essere indicato mediante un numero di classificazione N. La massima concentrazione ammessa di particelle Cn per ciascuna dimensione considerata D viene determinata tramite l’equazione: Cn ⫽

10N

冢 冣 0,1 –––– D

2,08

(28.1)

dove: Cn ⫽ è la massima concentrazione consentita (espressa come numero di particelle per metro cubo d’aria) di particelle aerotrasportate caratterizzate da dimensioni maggiori o uguali a quelle della particella considerata. Il valore di Cn deve essere arrotondato al numero intero più vicino, utilizzando non più di tre cifre significative; N ⫽ è il numero di classificazione ISO, che non deve superare il valore di 9. È possibile specificare dei numeri di classificazione ISO intermedi, dove il minore incremento consentito di N è pari a 0,1; D ⫽ è la dimensione delle particelle considerate, espressa in micrometri; 0,1 ⫽ è una costante con una dimensione espressa in micrometri. Nella tab. 28.8 vengono presentate le classi di pulizia per particelle aerotrasportate e le corrispondenti concentrazioni di particelle aventi dimensioni maggiori o uguali alle dimensioni considerate e indicate.

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Tab. 28.8 Numero (N) di classificazione ISO Classe ISO 1 Classe ISO 2 Classe ISO 3 Classe ISO 4 Classe ISO 5 Classe ISO 6 Classe ISO 7 Classe ISO 8 Classe ISO 9

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CONDIZIONAMENTO

Classi di pulizia per particelle aerotrasportate selezionate per camere bianche e zone pulite Limiti di concentrazione massima (particelle/m3 d’aria) per particelle di dimensioni maggiori o uguali alle dimensioni considerate indicate qui di seguito (i limiti di concentrazione sono calcolati secondo l’equazione (28.1) 0,1 μm

0,2 μm

0,3 μm

10 100 1.000 10.000 100.000 1.000.000

2 24 237 2.370 23.700 237.000

10 102 1.020 10.200 102.000

0,5 μm

1 μm

4 35 8 352 83 3.520 832 35.200 8.320 352.000 83.200 3.520.000 832.000 35.200.000 8.320.000

5 μm

9 293 2.930 29.300 293.000

Nota. Per le incertezze correlate al processo di misurazione, i dati relativi alla concentrazione, utilizzati per la determinazione del livello di classificazione, non devono avere più di tre cifre significative.

28.12.2 Norma UNI EN ISO 14644-4. Questa parte della norma riporta le prescrizioni per la progettazione e la costruzione delle camere bianche e fornisce un elenco di parametri circa la loro funzionalità, ma non prescrive i mezzi tecnologici o contrattuali specifici per soddisfare tali requisiti. Molto interessanti sono le considerazioni relative all’opportunità e, spesso, necessità di impedire contaminazioni delle clean-room da ambienti adiacenti. La quantità di aria immessa deve, pertanto, essere maggiore di quella calcolata di una quantità tale da compensare quella che fuoriesce dalla camera per mantenerla in sovrappressione. Vengono suggeriti tre sistemi. a) Una modesta pressione differenziale può essere mantenuta fra la clean-room e le altre zone adiacenti consentendo il passaggio di aria dalla zona pulita verso quella esterna attraverso griglie di transito in cui la velocità dell’aria deve essere superiore a 0,2 m/s. È evidente che la velocità di transito più adatta dovrà essere determinata considerando eventuali ostacoli, gradienti termici, altre aspirazioni ed espulsioni ecc. (fig. 28.11). b) Un altro sistema è quello di mantenere una differenza di pressione fra la cleanroom e gli ambienti circostanti, compresa fra 5 e 20 Pa, controllando continuamente e automaticamente il mantenimento di questa sovrappressione (fig. 28.12) c) Il terzo sistema consiste nel confinare completamente la clean-room con barriere, porte ecc., allo scopo di impedire il passaggio verso la zona pulita di contaminanti provenienti dagli ambienti circostanti.

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Fig. 28.11

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Passaggio di aria dalla zona pulita a quella esterna in una clean-room.

Δp ⫽ da 5 Pa a 20 Pa

Fig. 28.12

Schema per il controllo della pressione differenziale tra due ambienti confinanti.

28.13

RACCOMANDAZIONI SULL’USO DEI FILTRI: NORMA UNI EN 13779-2008

La norma UNI EN 13779 (vedasi capitolo 11 dove è ampiamente commentata) raccomanda i valori minimi delle classi di filtri da impiegare in relazione alla qualità dell’aria esterna (ODA) e a quella dell’aria interna (IDA) tab. 28.9. Per le qualità dell’aria esterna ODA 4 e ODA 5 la norma non fornisce alcun suggerimento e le indicazioni riportate nella zona ombreggiata sono solo di carattere informativo. In ambienti urbani è consigliabile ricorrere a filtri molecolari (filtri per gas), soluzione ideale nelle aree di categoria ODA 3 e ODA 4. Il filtro per gas deve essere combinato con un filtro per polveri, classe F8 o F9 posizionato a valle. Per motivi igienici, è consigliabile utilizzare un sistema di filtrazione delle particelle a due fasi. – Nella prima fase: minimo F5, se possibile F7. – Nella seconda fase: minimo F7, se possibile F9. – Se la filtrazione viene effettuata in un’unica fase, la classe minima richiesta è F7.

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Tab. 28.9

Tipi di filtri e classi di qualità dell’aria ambiente secondo UNI EN 13779-08

Categoria aria esterna (ODA) ODA 1 - Aria pura con eventuale presenza temporanea di contaminanti naturali (per es. pollini) ODA 2 - Aria con elevata concentrazione di polveri ODA 3 - Aria con concentrazioni elevate di inquinanti gassosi (CO2, CO, NO2 e SO2) ODA 4 - Aria con concentrazioni elevate di polveri o gas

IDA 1 Elevata

IDA 2 Media

F9

F8

F7

F5

F7⫹F9

F6⫹F8

F5⫹F7

F5⫹F6

F7⫹GF*⫹F9 F7⫹GF*⫹F9 F5⫹F7

F5⫹F6

F7⫹F9

F6⫹F8

IDA 3 IDA 4 Moderata Bassa

F6⫹F7 G4⫹F6

ODA 5 - Aria con altissime concentrazioni F6⫹GF*⫹F9 F6⫹GF*⫹F9 F6⫹F7 G4⫹F6 di polveri o gas GF* ⫽ filtro per inquinanti gassosi (filtro a carbone attivo o a base di allumina impregnata).

Per l’aria di ricircolo occorre installare come minimo un filtro di qualità F5, in modo da garantire la protezione del sistema. È consigliabile adottare la stessa classe di filtro per il flusso d’aria esterna principale. Per preservare i sistemi di aspirazione ed espulsione, occorre utilizzare almeno la classe F5. Indipendentemente dal tipo di classe implementato, l’efficienza non deve mai scendere al di sotto dei valori stabiliti. È, quindi, opportuno verificare periodicamente l’efficienza dei filtri, che viene valutata sottoponendo a test i filtri stessi, come richiesto dallo standard europeo EN 779:2005 in vigore, che ha sostituito il precedente EN 779. L’intervallo di sostituzione dei filtri non deve essere stabilito solo in base a motivazioni di ordine economico, ma deve tenere in considerazione anche fattori igienici. Dopo aver fissato tre soglie limite, quella che viene raggiunta per prima determinerà il tempo di sostituzione: perdita di carico finale, tempo trascorso dall’installazione e tempo di attività. – Filtri utilizzati come prima fase: 2000 ore di attività, con un massimo di un anno dall’installazione o dal raggiungimento della perdita di carico finale. – Filtri utilizzati come seconda fase o terza fase: 4000 ore di attività, con un massimo di due anni dall’installazione o dal raggiungimento della perdita di carico finale. – Filtri per aria di scarico e ricircolo: 4000 ore di attività, con un massimo di due anni dall’installazione o dal raggiungimento della perdita di carico finale. Per evitare l’aumento della carica batterica, è necessario progettare l’impianto in modo che l’umidità relativa rimanga sempre al di sotto del 90% e che i valori medi di umidità misurata nell’arco di tre giorni siano inferiori all’80% in tutte le parti del sistema, inclusi i filtri.

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I filtri per gas non influiscono sulla perdita di carico durante il normale funzionamento. In assenza di una dichiarazione definitiva al riguardo nell’ambito dello standard UNI EN 13779, è consigliabile cambiare i filtri (molecolari) IAQ per gas dopo un anno dall’installazione o dopo 5000 ore di attività. Particolare attenzione deve essere prestata alla perfetta tenuta dei filtri nel loro alloggiamento, il che significa un’aderenza perfetta del mezzo filtrante al contenitore, in grado di evitare qualsivoglia trafilamento di aria. Esistono due tipi di cleanroom a seconda del tipo di distribuzione dell’aria in ambiente: il primo è quello nel quale l’immissione e la distribuzione dell’aria sono di tipo convenzionale (non unidirezionale): l’aria è immessa dall’alto da diffusori a soffitto e non si crea, anche per la velocità con cui l’aria esce, un flusso laminare. L’aria si miscela con l’aria contaminata e viene ripresa dalla parte bassa del locale (fig. 28.13); l’aria immessa può essere tutta esterna, spesso è una miscela di aria esterna e aria di ricircolo. Questo tipo di camera bianca è anche definito convenzionale. L’altro tipo di camera bianca è quello nel quale l’aria (immessa dall’alto o da una parete) si muove, con effetto pistone dalla zona di ingresso a quella di uscita, senza miscelarsi con l’aria ambiente ma spingendola verso la zona di aspirazione (fig. 28.14): flusso unidirezionale. Nelle camere bianche convenzionali i filtri HEPA sono posti dopo il ventilatore di mandata ma nella macchina di trattamento aria; i canali a valle sono spesso realizzati in acciaio inossidabile o, comunque, con materiali che non rilascino particelle nell’aria.

Fig. 28.13

Camera bianca con flusso d’aria non direzionale.

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Fig. 28.14

Camera bianca a effetto laminare.

Nelle camere bianche a flusso laminare, invece, i filtri HEPA o ULPA sono sistemati direttamente a soffitto o a parete; sono così eliminate eventuali cause di contaminazioni fra la macchina e l’ambiente. È necessario che i filtri siano installati in modo tale da evitare qualsiasi filaggio di aria fra un pannello e l’altro. Diversi sistemi sono stati messi a punto dai costruttori; tutti prevedono, per lo più, una struttura costituita da canaline a U che possono essere riempite di un fluido (atossico, inodore, non volatile, imputrescibile, ad alta viscosità) che, quindi, è in grado di costituire una tenuta perfetta tutt’intorno ai pannelli filtranti, che sono muniti di un risvolto verticale che penetra nel fluido (fig. 28.15). È stato messo a punto anche un altro sistema che può definirsi “misto”, nel quale l’ambiente viene trattato con sistemi a diffusione turbolenta, tranne una zona in cui si realizzano flussi unidirezionali, che permettono di controllare sul piano di lavoro delle classi precise.

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Fig. 28.15

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Telaio per pannelli a flusso laminare.

Ciò può essere ottenuto realizzando il confinamento fra le due zone con cortine, cappe ecc., conseguendo notevoli risparmi sia di impianto che di gestione. Nella tab. 28.10 viene fornita un’interessante indicazione (ripresa da numerose fonti) circa l’estensione della superficie filtrante rispetto a quella totale del soffitto. La velocità dell’aria in uscita è di 0,45 ⫾ 20% m/s. La tab. 28.11 riporta il numero di ricambi/ora necessari in funzione della classe di pulizia delle camere bianche, il tipo di immissione dell’aria da adottare nonché il fabbisogno energetico specifico. Vengono forniti, anche, alcuni valori indice (relativi) sul costo di investimento e di esercizio per le camere bianche di varie classi. Tab. 28.10

Tab. 28.11

Superficie filtrante rispetto alla superficie del soffitto

Classe

Percentuale di superficie filtrante sul soffitto

ISO 2 ISO 3 ISO 4 ISO 5

90% 75% 60% 40%

Parametri significativi per la progettazione delle camere bianche

Classe di pulizia

Ricambi ora Tipo imm. Fabb. energia aria kW/m2

ISO 3 4 5 6 7

500-600 400-500 200-300 20-60 10-25

unidirez. unidirez. unidirez. turbolento turbolento

1,2 1,0 0,7 0,4 0,2

Indici di costo Impianto

Esercizio

6,0 5,0 2,5 1,5 1,0

12,0 10,0 3,8 1,5 1,0

Nota: Il fabbisogno di energia può considerarsi per 1/3 dovuto al raffreddamento e per 2/3 alla ventilazione.

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CONDIZIONAMENTO

Nella tab. 28.12 è fornita un’indicazione circa i filtri da adottare per ambienti a contaminazione controllata. Tab. 28.12

Classe di filtri e relativi valori di efficienza per applicazioni in ambienti a contaminazione controllata

Applicazioni

Efficienza MPPS

Flusso unidirezionale verticale – Classe ≤ ISO 3 ≥ 99,999995% Flusso unidirezionale verticale – Classe ISO 4 ≥ 99,99995% Flusso unidirezionale verticale od orizzontale – Classe ISO 5 ≥ 99,9995% Soffitti a schermi forellinati – Classi ISO 6 e ISO 7 ≥ 99,995% Terminali distribuiti a soffitto – Classe ISO 7 ≥ 99,995% Camere sterili di isolamento per degenza pazienti ≥ 99,995% Sale operatorie – Flusso unidirezionale (laminare) ≥ 99,995% Ambienti farmaceutici e di produzione sterile ≥ 99,95% Sale operatorie convenzionali – Flusso turbolento ≥ 99,95% Produzione nastri magnetici e compact disc ≥ 99,95% Unità di trattamento dell’aria – Classi ISO 8 e ISO 9 ≥ 99,5% Stabulari per cavie da laboratorio ≥ 99,5% Produzione pellicole fotografiche ≥ 95% Cabine e tunnel di verniciatura ≥ 85% Centri per computer e centrali telefoniche ≥ 85%

28.14

Classe contaminazione controllata U17 U16 U15 H14 H14 H14 H14 H13 H13 H13 H12 H12 H11 H10 H10

ASPETTI ENERGETICI E AMBIENTALI DI UN FILTRO

I consumi energetici di un filtro per aria possono essere stimati conoscendo il valore medio delle perdite di carico mostrate durante la vita operativa, utilizzando la formula seguente: – (Q P T) E ⫽ –––––– (28.2) η 1000 dove: Q ⫽ portata (m3/s) – P ⫽ valore medio delle perdite di carico (Pa) T ⫽ durata della vita operativa (h) η ⫽ rendimento del ventilatore Ad esempio, un tipico filtro ad efficienza medio-alta (F8-F9), nell’arco di un anno (8760 ore), a 1 m3/s di portata, avente una perdita di carico media di 250 Pa, richiederà 3129 kWh di energia elettrica, ipotizzando per il ventilatore un rendimento del 70%. Se il costo per kWh è di 0,11 €, si avrà un costo annuale, per la sola energia elettrica, pari a circa 344 €, un importo molto superiore a quello di acquisto (il costo

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commerciale medio di un filtro del genere è intorno ai 70 €). In termini di contributo ai gas serra, considerando che 1 kW elettrico prodotto in Italia comporta l’emissione in atmosfera di 0,504 kg di CO2 (valore medio dichiarato dall’ENEL per il 2004), si avrà annualmente il rilascio di 3129 ⫻ 0,504 ⫽ 1577 kg di anidride carbonica. Il filtro elettrostatico attivo può essere realizzato in varie esecuzioni e con strutture differenti, in base ai parametri di progetto desiderati: in particolare, uno degli oggetti principali dell’attività di ricerca e sviluppo di questo prodotto è stato quello relativo alla messa a punto di un filtro per la ventilazione generale, intercambiabile con quelli attualmente usati nelle unità di trattamento aria (UTA) destinate al condizionamento dell’aria in ambito civile. Le prove di tipo hanno mostrato dei valori estremamente interessanti dal punto di vista dell’efficienza di abbattimento delle polveri e della perdita di carico iniziale, al di là delle aspettative (efficienza di classe H11/H12 secondo EN 1822 su particelle di 0,2 μm, con una perdita di carico iniziale ⬍ 10 Pa). Sulla base di questi risultati, per un edificio di Milano sono stati messi a punto dei filtri con caratteristiche di efficienza adatte per il mercato della ventilazione generale, che comprendono un prefiltro e un filtro finale di sicurezza, entrambi in medium fibroso piano e continuo di bassa grammatura. Le prove di laboratorio per la certificazione di questi filtri fanno riferimento alla nuova norma UNI 11254. I dati indicano, per esempio, per filtri elettroattivi di efficienza sovrapponibile a F7-F8-F9 (classi D-EM 80 ⱕ Em ⬍ 90, C-EM 90 ⱕ Em ⬍ 95 e B-EM 95 ⱕ Em ⬍ 99, su particelle da 0,4 μm), una perdita di carico iniziale di circa 60⫼80 Pa a 0,944 m3/s (con prefiltro e postfiltro incorporati, responsabili generalmente di gran parte delle perdite di carico osservate). Per alimentare questi filtri occorre un alimentatore ad alta tensione e bassa corrente, in grado di erogare alcune centinaia di microampere a 10 kV: la potenza installata è tipicamente di 6 W. A questo punto, se si immagina di utilizzare un filtro elettroattivo al posto del normale filtro a medium filtrante in carta previsto nel nostro esempio di stima dei costi energetici, si potrebbe ragionevolmente stimare almeno un dimezzamento della media delle perdite di carico. (Sono in corso delle prove dal vero per stimare le effettive perdite di carico finali dopo un anno: nelle UTA il filtro elettroattivo non incorpora prefiltro e postfiltro, proprio come avviene con i filtri a medium tradizionale, poiché nella filtrazione dell’aria esterna i prefiltri arrestano una grande quantità di particelle grossolane e devono essere sostituiti ad intervalli molto più frequenti dei filtri a media e alta efficienza che hanno il compito di proteggere. In queste condizioni, la perdita di carico finale del filtro elettroattivo è solo di pochi Pa superiore a quella iniziale). Dato che la stima non prevede il contributo di prefiltri e postfiltri, la perdita di carico media potrebbe essere molto inferiore ma, per eccesso di prudenza, si può considerare non più di un dimezzamento di questo valore: in tal caso, se si stimano 125 Pa, si avrà un consumo elettrico del ventilatore di 1564 kWh, a cui si dovrà aggiungere il consumo dell’alimentatore (0,006 kWh ⫻ 8760 h ⫽ 53 kWh) per un totale di 1617 kWh, con una diminuzione di 3129 ⫺ 1617 ⫽ 1512 kWh. In questo modo, per ogni filtro F7 sostituito da un elettroattivo, si potrebbe, per ogni anno, evi-

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tare di immettere in atmosfera un quantitativo di CO2 pari a 1512 ⫻ 0,504 ⫽ 762 kg, limitandosi ad una stima conservativa. Si può quindi affermare che una possibile adozione generalizzata di questa nuova tipologia di filtri porterebbe almeno a una diminuzione intorno al 50% delle emissioni di CO2 causate dalla filtrazione nel settore del condizionamento dell’aria. Questo risultato comporterebbe anche un netto aumento della efficienza nell’abbattimento degli inquinanti all’interno degli ambienti confinati, a tutto vantaggio della salute degli occupanti.

28.15

PROBLEMI DI INSTALLAZIONE

Una volta definiti i tipi di filtri da impiegare per ogni applicazione, occorre verificare che l’installazione rispetti alcuni importanti presupposti perché la bontà della filtrazione non sia vanificata. Sarà, quindi, opportuno verificare che siano rispettati almeno i seguenti accorgimenti: – i filtri devono essere installati in maniera tale che l’aria li investa perpendicolarmente; – è bene che non vi siano zone morte e che, quindi, l’aria sia uniformemente ripartita sulla superficie frontale dei filtri; – evitare elevate velocità di arrivo dell’aria sul filtro; – lasciare prima e dopo la sezione filtrante uno spazio (che può andare, in funzione del tipo da 500 mm a 1000 mm) necessario per poter ispezionare la superficie filtrante; – prevedere portine di ispezione nelle sezioni di filtrazione dei gruppi di trattamento aria; in queste sezioni prevedere lampade (a bassa tensione) per poter osservare il comportamento dei filtri anche con macchina in funzione; – aver cura che le portine siano a chiusura ermetica onde evitare che l’aria possa penetrare nel condizionatore da zone in depressione a valle dei filtri; – curare al massimo la tenuta dei filtri nei telai di contenimento, per impedire facili by-pass, tutt’intorno al pannello filtrante; – non installare i filtri molto vicino alle griglie di presa aria esterna, per evitare che possano bagnarsi, con gravi danni e possibile intasamento anche per formazione di gelo sopra e dentro il filtro; – prevedere sempre un indicatore (pressostato differenziale) che possa segnalare l’intasamento dei filtri o consentire l’avanzamento del tessuto filtrante, nel caso di filtri rotativi; – per i filtri elettrostatici è opportuno un indicatore di mancanza di tensione; – per i filtri assoluti, per i quali non vale il criterio della perdita di carico massima perché questi sono preceduti da prefiltri efficaci e accumulano piccola massa di polvere, si deve usare un criterio temporale in base al quale il filtro si sostituisce dopo un determinato periodo di tempo (un anno o più) per evitare formazione di microrganismi e odori.

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Dal punto di vista della sicurezza è bene impiegare sempre materiali non combustibili; si tenga, comunque, presente che la polvere e le filacce accumulate sul filtro possono infiammarsi e sarà quindi prudente, specie in presenza di grandi banchi di filtri, prevedere rivelatori di fumo. Anche il pericolo di contaminazione deve essere valutato attentamente, in quanto i filtri costituiscono collettori di microrganismi che, in particolari condizioni di umidità, possono riprodursi e divenire anche pericolosi per il personale di manutenzione. Quindi evitare che i filtri possano essere bagnati, come si è già detto, proteggendoli, se del caso, da spruzzi provenienti dall’esterno o dalle sezioni di umidificazione con opportuni paraspruzzi. Nel caso di filtri impiegati per filtrare aria contaminata, per proteggere il personale e per poterli avviare alla distruzione, vengono impiegati speciali contenitori (canister - fig. 28.16) dai quali i filtri possono essere estratti e immessi in sacchi di polietilene senza alcun contatto con il personale e, quindi, in assoluta sicurezza.

Fig. 28.16

Contenitore per filtri assoluti e prefiltri (canister) con estrazione filtri in regime di sicurezza (Trox).

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RECUPERO DEL CALORE

Nell’ambito degli impianti di climatizzazione il recupero di calore consiste essenzialmente nel trasferimento di energia fra l’aria ripresa dagli ambienti e che viene inviata all’espulsione e l’aria esterna di rinnovo; le apparecchiature e i sistemi impiegati possono consentire il recupero del solo calore sensibile oppure il recupero del calore totale e cioè del calore sensibile e del calore latente, contenuti nell’aria espulsa. 29.1

ASPETTI TECNICI

Con riferimento alla fig. 29.1, se si indicano con: . . me e mi le portate massiche dell’aria esterna e dell’aria espulsa (kg/s); t1, t2, t3 e t4 le temperature dell’aria esterna ed espulsa rispettivamente all’ingresso e all’uscita dal recuperatore (K); h1, h2, h3, h4 le entalpie dell’aria esterna ed espulsa rispettivamente all’ingresso e all’uscita dal recuperatore (J/kg); l’efficienza ε di un recuperatore può esprimersi quale rapporto fra l’energia trasferita e quella massima che teoricamente sarebbe possibile trasferire dall’aria espulsa a quella esterna:

.

.

mi (h3  h4) me (h2  h1) ε  ––––––––––––  –––––––––––– . . mmin (h3  h1) mmin (h3  h1)

.

dove mmin è la portata più piccola fra me e mi.

Fig. 29.1

Recuperatore di calore fra aria espulsa e aria esterna.

(29.1)

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RECUPERO DEL CALORE

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L’efficienza, nel caso del recupero di solo calore sensibile, è data da:

.

.

mi (t3  t4) me (t2  t1) ε  ––––––––––––  –––––––––––– . . mmin (t3  t1) mmin (t3  t1)

(29.2)

L’entalpia contenuta nell’aria esterna che lascia il recuperatore è data da:

.

mmin h2  h1  ε –––– . (h  h1) me 3

(29.3)

mentre l’entalpia dell’aria espulsa che lascia il recuperatore è:

.

mmin h4  h3  ε –––– . (h  h1) mi 3

(29.4)

Nel caso le due masse siano eguali: h2  h1  ε (h3  h1)

(29.5)

h4  h3  ε (h3  h1)

(29.6)

Per il recupero di calore sensibile le temperature t2 e t4 saranno: t2  t1  ε (t3  t1)

(29.7)

t4  t3  ε (t3  t1)

(29.8)

Nel recuperatore di solo calore sensibile non vi è trasferimento di umidità; così pure si può recuperare anche il calore latente di condensazione, raffreddando l’aria calda e umida al di sotto del suo punto di rugiada, ma senza trasferimento di umidità. Nei recuperatori di calore totale, invece, vi è anche un recupero di umidità. Questi ultimi sistemi sono desiderabili: – nel periodo estivo, in climi caldo-umidi, perché il trasferimento di calore e umidità all’aria espulsa riduce il carico di raffreddamento dell’impianto; – nel periodo invernale, in climi freddi e secchi, perché il trasferimento di calore e umidità dall’aria espulsa all’aria esterna di rinnovo riduce la potenzialità termica necessaria per l’umidificazione invernale. L’efficienza dei recuperatori dipende da molte variabili fra le quali si possono elencare: – contenuto di umidità nell’aria più calda; – superficie di scambio del calore; – velocità di attraversamento dell’aria; – configurazione geometrica; – portate delle due masse d’aria che scambiano calore. L’efficienza dipende molto dalle direzioni con cui i due flussi d’aria attraversano lo scambiatore: con flussi d’aria equicorrenti (fig. 29.2) l’efficienza raggiunge al massimo il 50%; con flussi d’aria controcorrente si può arrivare teoricamente al 100% (fig. 29.3). Nei tipi con flussi incrociati (fig. 29.4) l’efficienza va dal 50% al 70%.

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CONDIZIONAMENTO

Fig. 29.2

Recuperatore con flussi equicorrenti.

L’efficienza può essere ridotta per effetto di deposito di polvere sulle superfici di scambio. Questo fatto, a lungo andare, determina riduzione dello scambio termico e aumento della perdita di carico (aumenta la potenza assorbita dal ventilatore), con diminuzione della portata. È, perciò, opportuno prevedere sempre una sezione filtrante, per lo meno sull’aria esterna in ingresso qualora l’aria espulsa sia abbastanza pulita; ciò non può dirsi per aria ripresa da cappe di cucina che contiene grassi e molta umidità. Altri aspetti che vanno considerati sono i seguenti. – La corrosione che, in presenza di atmosfere aggressive, può determinare un attacco delle pareti metalliche dei recuperatori, con possibile foratura e susseguente contaminazione di uno dei flussi d’aria; va posta attenzione, quindi, alla scelta dei materiali con i quali vengono realizzati gli scambiatori. La corrosione, fra l’altro, modificando la superficie del metallo provoca anche una riduzione del coefficiente di trasmissione del calore con abbassamento dell’efficienza.

Fig. 29.3

Recuperatore con flussi in controcorrente.

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RECUPERO DEL CALORE

Fig. 29.4

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Recuperatore con flussi incrociati (cross-flow).

– Le perdite incrociate, la contaminazione incrociata o, comunque, una possibile miscelazione di parte delle due masse d’aria che scambiano calore: ciò può essere pericoloso quando l’aria espulsa può contaminare l’aria esterna avviata al rinnovo di aria in ambienti a rischio. – Nei recuperatori, nei quali le condizioni di esercizio possono portare l’aria da espellere (calda e umida) fino a temperature di 0 °C o inferiori, si manifesta il fenomeno del gelo, conseguente al raffreddamento spinto della condensa. In queste condizioni si ha una riduzione della sezione di passaggio dell’aria, un aumento delle perdite di carico, una riduzione della portata e si può arrivare anche all’intasamento totale del recuperatore, con esclusione dal servizio. È, quindi, necessario, quando si presentano simili casi, prevedere un controllo che possa, in caso di pericolo, intervenire riducendo, per esempio, l’efficienza (by-passando l’aria esterna ecc.). La perdita di carico per entrambe le correnti d’aria che attraversano il recuperatore dipende da diversi fattori fra cui: il tipo di scambiatore, le portate, la temperatura, l’umidità e il tipo di collegamento ai canali lato ingresso e lato uscita. Si può, comunque, affermare che, fermo restando il tipo di recuperatore, le perdite di carico aumentano: – con le temperature dei fluidi che l’attraversano; – con l’aumento degli eventuali depositi di polvere, condensa ecc.; – con l’aumento della pressione atmosferica; – con l’aumento delle velocità di attraversamento. Per quanto riguarda le velocità occorre notare che l’efficienza diminuisce con l’aumento della velocità che, fra l’altro, determina un aumento di perdita di carico e, quindi, di potenza assorbita dai ventilatori. Basse velocità di attraversamento, quindi, sono favorevoli perché sono ridotte le perdite di carico, l’efficienza è buona e ridotto è il costo di esercizio; di contro si ha un maggior costo perché le apparecchiature sono di maggiori dimensioni, il che comporta anche un aumento degli spazi occupati.

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CONDIZIONAMENTO

29.1.1 Applicazioni dei recuperatori aria-aria. Per calcolare il calore (sensibile o totale) trasferito con un recuperatore aria-aria da una corrente d’aria all’altra, ci si riferisce alle seguenti espressioni: – per il calore totale qtot  Vmin ρ (hin  hout)

(kW)

(29.9)

– per il solo calore sensibile qsens  Vmin ρ cp (tin  tout)

(kW)

(29.10)

dove: Vmin  portata d’aria minima fra le due (m3/s) ρ  massa volumica (kg/m3);  calore specifico dell’aria uguale a 1,006 [kJ/(kg K)] cp hin, hout  entalpie dell’aria all’ingresso e all’uscita (kJ/kg) tin, tout  temperature dell’aria all’ingresso e all’uscita (°C) Per valutare, invece, la massima teorica quantità di calore recuperabile con uno scambiatore si utilizzano le espressioni: – per il calore totale: qtot max  Vmin ρ (h3  h1)

(kW)

(29.11)

– per il calore sensibile: qsens max  Vmin ρ cp (t3  t1)

(kW)

(29.12)

L’effettiva quantità di calore scambiata si ottiene, una volta nota l’efficienza ε, moltiplicando il valore massimo trovato per ε. Qualche esempio potrà essere utile per chiarire meglio le procedure. Recupero di solo calore sensibile in inverno. Nell’ipotesi di una portata d’aria espulsa di 7 m3/s alla temperatura di 20 °C con un’umidità relativa bassa (20%) (ρ  1,2 kg/m3), impiegata per preriscaldare 7 m3/s di aria esterna che si trovi a 5 °C con l’80% di u.r., utilizzando un recuperatore aria-aria con efficienza del 60%, i dati di funzionamento saranno: – quantità massima teorica di calore sensibile trasferita, dall’espressione (29.12): qsens max  7  1,2  1  [20  (5)]  210 kW Conoscendo (dai dati forniti dal costruttore) che l’efficienza è del 60%, si può calcolare l’effettiva quantità di calore scambiata: qsens eff  0,6  210  126 kW – le condizioni dell’aria esterna uscente dal recuperatore, espressione (29.7), sono: t2  5  0,6  [20  (5)]  10 °C – le condizioni dell’aria espulsa all’uscita dal recuperatore, espressione (29.8), sono:

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RECUPERO DEL CALORE

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t4  20  0,6  [20  (5)]   5 °C Riportando questi valori sul diagramma psicrometrico (fig. 29.5) si rileva che non c’è deumidificazione. Dall’espressione (29.10) si ricava, infine: – il calore ceduto dall’aria espulsa: qc  7  1,2  1,0  (20  5)  126 kW – il calore recuperato nell’aria esterna: qr  7  1,2  1,0  [10  (5)]  126 kW Recupero di calore sensibile in inverno con condensazione di vapore. Si prenda ora in esame il caso di un recupero da aria (7 m3/s) a 21 °C con il 50% di u.r. (ρ  1,18 kg/m3) e aria esterna (8 m3/s) che si trovi a 5 °C con l’80% di u.r. (ρ  1,31 kg/m3). La quantità massima teorica di calore sensibile recuperabile si calcola, considerando la portata minima, con l’espressione (29.12): qsens max  7  1,2  1  [21  (5)]  218,4 kW Nell’ipotesi di un’efficienza del 70% si ricava il calore effettivamente scambiato: qsens eff  0,7  218,4  152,9 kW

Fig. 29.5

Recupero di solo calore sensibile in inverno.

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CONDIZIONAMENTO

Le condizioni all’uscita dal recuperatore saranno: – per l’aria esterna, con l’espressione (29.10):

冢

冣

152,9 t2  5  –––––––––––––––––  9,59 °C 8,0  1,31  1,0 – per l’aria espulsa, con l’espressione (29.9): 152,9 h4  h3  ––––––––– 7  1,18 Dal diagramma psicrometrico si ricava: h3  41 kJ/kg e pertanto: h4  22,49 kJ/kg Dalla fig. 29.6 si constata la deumidificazione dell’aria espulsa e, quindi, la necessità di dover scaricare la condensa dal recuperatore. La temperatura al bulbo umido dell’aria espulsa uscente è di 7 °C. La quantità di calore ceduto dall’aria espulsa è: qc  7  1,18  (41  22,49)  152,9 kW Il calore recuperato nell’aria esterna è: qr  8  1,31  [9,59  (5)]  152,9 kW

Fig. 29.6

Recupero di calore sensibile in inverno, con condensazione di vapor d’acqua.

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RECUPERO DEL CALORE

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Recupero di calore totale in estate. Nel caso di impiego di un recuperatore che consenta il recupero totale di calore il calcolo deve prendere in considerazione i valori di entalpia corrispondenti alle diverse condizioni dell’aria. L’esempio prende in considerazione una portata d’aria espulsa di 5 m3/s alle condizioni di 26 °C con il 50% di u.r.; l’aria esterna, in quantità di 7 m3/s si trova a 32 °C con il 50% di u.r. Si tratta di un caso tipico nelle condizioni del clima italiano. Le condizioni iniziali, quindi, sono: – Aria esterna: - temperatura al bulbo asciutto: 32 °C - umidità relativa: 50% - temperatura al bulbo umido: 23,7 °C - entalpia h1  70,5 kJ/kg - massa volumica ρ  1,13 kg/m3 – Aria espulsa: - temperatura al bulbo asciutto: 26 °C - umidità relativa: 50% - temperatura al bulbo umido: 18,7 °C - entalpia h3  53 kJ/kg - massa volumica ρ  1,16 kg/m3 Le massime teoriche quantità di calore trasferibili sono ricavabili (riferendosi al diagramma psicrometrico della fig. 29.7) dall’espressione:

Fig. 29.7

Recupero di calore totale in estate.

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CONDIZIONAMENTO

qtot max  1,16  5  (70,5  53)  101,5 kW qsens  1,16  5  (58,5  53)  31,9 kW dove hA  58,5 è l’entalpia del punto A ottenuto dall’incontro fra i segmenti del sensibile e del latente: qlat  1,16  5  (70,5  58,5)  69,6 kW Se dal costruttore del recuperatore sono state fornite le efficienze:

εsens  0,7 εtot  0,6 si ricava: qtot  0,6  101,5  60,9 kW qsens  0,7  31,9  22,33 kW qlat  60,9  22,33  38,57 kW Le condizioni delle due masse d’aria all’uscita dal recuperatore saranno: – aria esterna: 22,33 t2  32  ––––––––––––––  29,17 °C 1,13  7  1,0 60,9 h2  70,5  ––––––––––––––  62,80 kJ/kg 1,13  7 (a cui corrisponde una temperatura al bulbo umido di 20,8 °C) – aria espulsa: 22,33 t4  26  –––––––––––––  29,85 °C 1,16  5  1,0 60,9 h4  53  –––––––––––––  63,5 kJ/kg 1,16  5 La quantità di calore ceduta dall’aria esterna è: qc  1,13  7  (70,5  62,80)  60,9 kJ/kg il calore assorbito dall’aria espulsa è: qr  1,16  5  (63,5  53)  60,9 kJ/kg 29.1.2 La legge 10/91 e il recupero di calore. È noto che la legge 10/91 (già precedentemente la legge n. 373 aveva introdotto il concetto) prescrive che venga effettuato il recupero del calore dall’aria espulsa nel caso siano verificate le condizioni di elevati valori della portata di aria esterna, per un grande numero di ore di funzionamento e climi molto freddi. Nel paragrafo 20.5.4 è riportata la tab. 20.10 nella quale, a fronte delle portate d’a-

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RECUPERO DEL CALORE

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ria (G) è indicato il numero massimo di ore di funzionamento (M) (in funzione dei gradi-giorno della località), al di là del quale occorre prevedere il recupero. L’efficienza del recuperatore deve essere non inferiore al 50%. Le norme ora in vigore nulla dicono circa il recupero di calore nel periodo estivo che, invece, qualora questo sia necessario in inverno, può essere utilmente sfruttato, purché se ne tenga conto in fase di progettazione. 29.2

SISTEMI E COMPONENTI

Si passeranno, ora, in rassegna i principali recuperatori esistenti sul mercato nonché alcuni sistemi che prevedono più di un’apparecchiatura per ottenere il recupero. Nella tab. 29.1 si riportano a confronto i diversi sistemi evidenziandone le principali caratteristiche e differenze. 29.2.1 Recuperatori a piastre fisse. Questi recuperatori sono realizzati accoppiando piastre che lasciano passare alternativamente aria espulsa e aria esterna. La distanza fra le piastre va da 2,5 a 12,5 mm; spesso la distanza fra le piastre è ottenuta mediante rilievi che migliorano lo scambio termico. Si possono avere recuperatori con flussi in controcorrente ma quelli più usati, anche perché più agevoli da installare, sono quelli a flussi incrociati (fig. 29.8). Questo recuperatore consente di recuperare anche il calore latente ma non l’umidità in quanto i due flussi d’aria sono separati, a meno di impiegare recuperatori in cui le piastre non sono metalliche ma, per esempio, di carta trattata che permette il recupero totale del calore e dell’umidità. Il materiale più comunemente impiegato è l’alluminio, per la semplicità di lavorazione e la leggerezza; le piastre sono fra di loro saldate. La tenuta nel tempo è abbastanza buona e può essere inficiata soltanto se, per un’elevata pressione differenziale, si crea un’incrinatura che consente il passaggio di aria da un lato all’altro. Questi recuperatori sono economicamente convenienti, di semplice installazione e non comportano eccessivi incrementi di consumo di energia. Poiché sono di difficile pulizia è necessario prevedere filtri di buona efficienza sulle due correnti d’aria; bene sarebbe poter lavare le piastre e, allo scopo, è necessario prevedere uno scarico d’acqua, che è utile anche per scaricare l’eventuale condensa. 29.2.2 Recuperatore rotativo. Il recuperatore di calore rotativo è costituito da un cilindro ripieno di un materiale permeabile all’aria avente una grande superficie interna. Le due correnti d’aria attraversano, in controcorrente, questo cilindro (fig. 29.9) per cui vi è uno scambio di calore sensibile e, in alcuni tipi, anche di calore totale. Uno degli inconvenienti è la contaminazione dei due fluidi che può avvenire per trafilamento di aria attraverso le guarnizioni (periferiche e al centro della ruota) ma essenzialmente perché parte dell’aria rimane inglobata nelle celle del materiale contenuto nel rotore e viene ceduto all’altra aria. Questa contaminazione si può ridurre diminuendo la velocità di rotazione, ma principalmente prevedendo un settore di lavaggio, intermedio fra i due, attraversato da aria di rinnovo per cui si ha una rimo-

Flusso d’aria

Nessuna parte in movimento. Piccola perdita di carico. Facile pulizia.

60  800

Campo di temperatura (°C)

Vantaggi

60  250

25  370

Perdita di carico (Pa)

Si recupera il latente. Costruzione compatta. Piccola perdita di carico.

Nessuna parte in movimento tranne l’oscillazione. La posizione del ventilatore non è critica.

40  35

100  500

24

da 50 in su

Prese di aria esterna e di espulsione possono essere anche molto distanti. La posizione del ventilatore non è critica.

45  500

100  500

1,5  3

da 50 in su

Trasferimento del latente da corrente d’aria remota. Efficiente lavaggio microbiologico delle due correnti d’aria.

40  46

170  300

1,5  2,2

–

Sensibile (40  60%)

–

(segue)

Nessuna parte in movimento. Aria esterna ed espulsione anche distanti. La posizione del ventilatore non è critica.

40  40

100  500

24

da 50 in su

Sensibile (40  60%)

Controcorrente Equicorrente

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55  95

2,5  5

15

da 25 a 35.000 e oltre

Sensibile (55  65%)

Controcorrente Equicorrente

Batterie accoppiate Torri entalpiche Batterie accoppiate accoppiate con flusso bifase

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Velocità frontale normalmente impiegata (m/s)

da 25 in su

Sensibile (45  65%)

Controcorrente Equicorrente

Tubi di calore

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Portata (L/s)

Sensibile Sensibile (5080%) (50  80%) Totale (5585%) Totale (5585%)

Controcorrente Equicorrente

Controcorrente Corrente incrociata Equicorrente

Calore recuperato (efficienza)

Rotativo

Piastre fisse

Descrizione

Tab. 29.1 Confronto fra diversi sistemi di recupero del calore aria-aria

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CONDIZIONAMENTO

Piastre fisse

Il latente si può recuperare solo con materiali igroscopici.

0  5%

Con serranda di by-pass

Con serranda di by-pass sull’aria esterna.

Descrizione

Limitazioni

Perdite incrociate

Controllo della resa

Controllo del gelo

(seguito tabella 29.1)

Con serranda di by-pass sull’aria esterna.

Con valvole Con valvola a tre vie o variazione di velocità della pompa

Con valvola a tre vie o variazione di velocità della pompa

Variando l’angolo di inclinazione si arriva fino al 10% della resa

Preriscaldamento Con serranda di Con valvola a tre In pratica non vi è pericolo di aria esterna, fermata by-pass sull’aria vie. gelo. del rotore ecc. esterna, variando l’inclinazione ecc.

Modificando la velocità di rotazione o con serranda di bypass

0%

0,02%

Efficienza limitata

0%

L’efficienza può essere limitata dalle perdite di carico e dai costi. Pochi fornitori.

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0%

Alta efficienza raggiungibile soltanto con studi accurati.

Batterie accoppiate Torri entalpiche Batterie accoppiate accoppiate con flusso bifase

L’efficienza può essere limitata dalle perdite di carico e dal costo. Pochi costruttori.

Tubi di calore

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1  10%

Nei climi freddi vi può essere un aggravio della manutenzione. Possibili contaminazioni incrociate.

Rotativo

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CONDIZIONAMENTO

Fig. 29.8

Recuperatore a piastre fisse (Technik).

zione dell’aria inquinata rimasta inglobata. Con questo sistema si può arrivare a una contaminazione dell’1%, a spese, però, dell’efficienza, per effetto del raffreddamento di parte della massa per questo lavaggio con aria esterna. I materiali impiegati, nel settore degli impianti di climatizzazione, sono l’alluminio e l’acciaio; acciai inossidabili e materiali ceramici sono utilizzati per alte temperature e per atmosfere corrosive. Nei recuperatori di calore totale il materiale del rotore è trattato con allumina o cloruro di litio, allo scopo di recuperare umidità dall’aria più umida per trasferirla a quella più secca. Il controllo della resa può essere effettuato in due modi: – con variazione delle velocità di rotazione, visto che al diminuire della velocità l’efficienza cala; – con serranda di by-pass sull’aria di rinnovo. La manutenzione di questo tipo di recuperatore è semplice; molto importante è evitare di trattare aria sporca prevedendo filtri qualora la qualità dell’aria lo richieda. Occorre, infine, attuare le normali operazioni di controllo del motore, della trasmissione ecc.

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RECUPERO DEL CALORE

Fig. 29.9

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Recuperatore rotativo.

29.2.3 Recuperatore a tubi di calore. Il recuperatore è costituito da un insieme di tubi, fra di loro non comunicanti, sigillati e contenenti un fluido bifase; esso si presenta come una batteria divisa in due parti da un separatore. Il calore viene trasmesso da un flusso d’aria all’altro per mezzo dell’evaporazione e della successiva condensazione del fluido contenuto nello scambiatore. Nel campo della climatizzazione si impiegano fluidi organici (CFC, HCFC). Dalla fig. 29.10 è possibile rendersi conto di come sia fatto: un setto divide (spesso in parti eguali se le portate sono simili) lo scambiatore che viene così attraversato (in controcorrente) dai due flussi d’aria, senza contaminazione reciproca (per lo meno fino a differenza di pressioni di 12 kPa). Questi recuperatori trovano impiego sia nel campo civile (con temperature massime dell’aria espulsa fino a 40 °C) sia nel settore industriale dove è possibile recuperare calore da gas caldi fino a 170 °C. Il recuperatore consente evidentemente anche il recupero in fase estiva, e ciò si ottiene modificando l’inclinazione dell’unità da  5 gradi a  5 gradi (fig. 29.11). È evidente che questa possibilità si ha soltanto quando il setto divide in due parti eguali il recuperatore. I materiali impiegati nelle versioni standard sono: – tubi: rame, – alette: alluminio, – telaio: acciaio zincato.

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CONDIZIONAMENTO

Fig. 29.10

Schema di funzionamento di uno scambiatore a tubi di calore.

Per applicazioni speciali si possono usare: – tubi: rame stagnato, alluminio, – alette: alluminio preverniciato, rame, rame stagnato, – telaio: acciaio inox, alluminio, ottone. Le portate d’aria o di gas trattabili vanno da 600 a 20.000 m3/h. I vantaggi, come già visto, sono: – durata lunghissima (se i materiali impiegati sono adatti ai fluidi trattati);

Fig. 29.11 Disposizione verticale del recuperatore di calore, con 5 gradi di inclinazione sul piano orizzontale (lo schema è riferito al funzionamento invernale).

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RECUPERO DEL CALORE

– – – –

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non soggetti a usura; senza pericolo di contaminazione; ingombro ridotto; possibilità di impiego anche in periodo estivo.

Le limitazioni sono date essenzialmente dalla perdita di carico, dal costo e dal limitato numero di costruttori. 29.2.4 Recupero con batterie accoppiate. Un sistema abbastanza semplice per il recupero del calore è quello ottenuto con due batterie fra di loro collegate con un circuito idraulico chiuso, nel quale fluisce un fluido termovettore (acqua oppure una soluzione anticongelante) che, quindi, opera come vettore dell’energia da una batteria all’altra. Una batteria è attraversata da aria esterna e l’altra dall’aria da espellere. Il sistema recupera soltanto calore sensibile: in inverno l’aria esterna viene preriscaldata, mentre in estate viene raffreddata, sempre sfruttando l’aria espulsa. Il sistema è raffigurato nella fig. 29.12. Per evitare il gelo della condensa sulla batteria lato aria espulsa, si ricorre a una valvola di regolazione a tre vie che mantiene la temperatura del fluido entrante nella stessa batteria a temperatura superiore a 0 °C: la valvola può essere anche controllata dalla temperatura di mandata dell’aria di rinnovo. Il sistema è molto semplice e flessibile; consente di avere in posizioni anche distanti la presa dell’aria esterna e la zona di espulsione, il che spesso è molto vantaggioso. Altro aspetto interessante è l’impossibilità totale di contaminazione. L’efficienza, visto il doppio trasferimento di calore, è piuttosto bassa (45  65%)

Fig. 29.12

Circuito di recupero con batterie.

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CONDIZIONAMENTO

e non vale la pena tentare di migliorarla (con batterie ad alto numero di ranghi, alettature molto fitte ecc.) perché aumentano i costi anche di gestione. Per quanto riguarda i materiali impiegati, nel settore del comfort, questi sono gli stessi di quelli utilizzati per la costruzione delle batterie dei gruppi di trattamento aria, visto che in nulla differiscono da queste. Per quanto riguarda la manutenzione, occorre filtrare l’aria, controllare il regolare funzionamento della pompa e della regolazione automatica, periodicamente rabboccare il circuito per compensare le piccole perdite. 29.2.5 Recupero con torri entalpiche accoppiate. Si tratta di un sistema di recupero aria-liquido nel quale un liquido circola continuamente in due torri nelle quali incontra (fig. 29.13) l’aria esterna e l’aria espulsa. La soluzione è costituita generalmente da cloruro di litio e acqua. Le torri sono riempite di materiale (non metallico) per consentire un intimo contatto fra aria e soluzione. Nel periodo invernale la soluzione, incontrando l’aria espulsa, sottrae calore e umidità che sono, quindi, riversati nell’aria esterna. Nel periodo estivo il processo si inverte, nel senso che la soluzione assorbe calore e umidità dell’aria esterna e li riversa nell’aria espulsa. Per controllare l’assorbimento di umidità in inverno è necessario ricorrere a un preriscaldamento della soluzione prima del suo ingresso nella torre dell’aria esterna (per aumentare la temperatura e l’umidità dell’aria esterna) e a un reintegro di acqua nella torre dell’aria espulsa per compensare, in estate, l’eventuale eccessiva perdita di acqua.

Fig. 29.13

Recupero con torri entalpiche.

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Per quanto riguarda la contaminazione si è visto che essa è bassissima e non supera lo 0,025%. Importante e utile è, invece, la caratteristica azione antibatterica e antivirale svolta dal cloruro di litio. L’efficienza del sistema va dal 40% al 60%. Poiché le torri sono fra di loro indipendenti e collegate soltanto da tubazioni, è possibile installarle anche a distanza il che, spesso, è un vantaggio. Per la manutenzione non sussistono particolari problemi e basterà attenersi alle prescrizioni delle case costruttrici. 29.2.6 Recupero con batterie accoppiate e fluido bifase. Il sistema, costituito da due batterie collegate da tubi, è un circuito sigillato che contiene un fluido bifase. Come nei tubi di calore, la batteria attraversata dal fluido caldo funziona da evaporatore per cui il fluido passa all’altra batteria dove condensa cedendo calore all’altra corrente d’aria. Nei sistemi bidirezionali (fig. 29.14) le due batterie sono allo stesso livello per cui è possibile il funzionamento sia in inverno (preriscaldamento dell’aria esterna) sia in estate (preraffreddamento dell’aria esterna).

Fig. 29.14

Schema di recupero con batterie a fluido bifase.

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CONDIZIONAMENTO

Nel circuito unidirezionale le due batterie sono poste a differenti livelli per cui è possibile soltanto il trasferimento di calore dalla batteria bassa a quella più alta. A differenza dei tubi di calore, in cui il ritorno dal condensatore avviene per capillarità, in questo sistema il trasferimento del liquido avviene per gravità; un’altra importante differenza è data dalla necessità di avere una discreta differenza di temperatura fra le due batterie per poter funzionare. L’efficienza è molto legata a questa differenza di temperatura, per cui si va dal 40% per un Δt di 10 °C, fino al 60% per un Δt di 30 °C e oltre. 29.2.7 Altri sistemi di risparmio energetico. Un attento esame della variabilità nel tempo dei carichi termici e la conoscenza delle caratteristiche di funzionamento del sistema edificio-impianto possono suggerire sistemi e metodi di risparmio energetico alternativi a quelli che adottano i recuperatori di calore descritti. Negli impianti di condizionamento a tutta aria, per esempio, vi sono alcuni periodi dell’anno in cui le condizioni di temperatura dell’aria esterna sono particolarmente favorevoli per cui essa può essere impiegata per far fronte ai carichi termici in ambiente. Perché ciò possa essere realizzato è necessario che l’impianto sia dotato di un ventilatore di ricircolo ed espulsione avente una portata pari alla massima possibile portata di aria esterna, che la griglia di presa e il canale dell’aria esterna siano proporzionati per una portata pari a quella totale del condizionatore servito e che sia possibile, con un gioco di serrande coniugate e motorizzate (fig. 29.15), variare con continuità i quantitativi di aria esterna, di aria espulsa e di aria ricircolata. Con questo sistema la quantità di aria esterna, man mano che la temperatura esterna sale, può aumentare in maniera tale da mantenere costante la temperatura di immissione pari al valore occorrente per compensare i carichi: generalmente 13  14 °C. Fino a quando, quindi, l’aria esterna è a temperatura inferiore o eguale a questi valori può essere utilizzata tenendo escluso il gruppo frigorifero. In una tale favorevole situazione si parla di free-cooling e in tal caso non può essere utilizzato il recupero. Un altro sistema interessante di recupero di calore si può realizzare in quei casi in cui, per particolari esigenze di alcune zone (CED, locali interni ecc.), è necessario mantenere in funzione, anche in inverno, il gruppo frigorifero.

Fig. 29.15

Schema per il free-cooling.

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Il recupero del calore si può allora ottenere inserendo nella corrente d’aria espulsa una batteria alimentata con acqua refrigerata; il calore trasferito all’acqua viene riversato al condensatore dove lo si ritrova, a più alta temperatura, incrementato dell’equivalente termico del lavoro svolto al compressore. Si tratta, in altre parole, di un sistema a pompa di calore, nel quale la sorgente fredda è l’aria espulsa. Questo sistema ha, inoltre, il grande vantaggio di poter attingere la massima quantità di calore, senza che, come avviene nei recuperatori aria-aria, l’aumento della temperatura dell’aria esterna porti a una graduale riduzione della quantità di calore recuperata, riducendo così il tempo durante il quale il recupero può essere utilmente sfruttato.

29.3

CONSIDERAZIONI ECONOMICHE

I sistemi di recupero del calore dovrebbero essere progettati e realizzati nell’intento di raggiungere un’economia energetica globale, con un accettabile ritorno dell’investimento (PP, payback period) e con un buon risultato economico generale, valutato nel periodo di vita utile dell’investimento. Il costo totale dovrebbe prendere in considerazione il costo delle apparecchiature di recupero (tanto maggiore per quanto più elevata è l’efficienza ε), di quelle ausiliarie (pompe, ventilatori, regolazioni automatiche ecc.) e il costo della posa in opera. Il costo di gestione del sistema deve tener conto di tutte le variabili (portate, caduta di pressione, efficienza dei ventilatori, costo dell’energia, quantità di energia recuperata) e del periodo di tempo durante il quale il sistema è utilizzato. Il tempo di utilizzazione, d’altra parte, è di difficile valutazione, in relazione alla variabilità dei carichi termici, delle portate d’aria ecc. Ottimizzare il costo totale di gestione è, quindi molto difficile e complesso e richiede che si prendano in considerazione moltissime variabili indipendenti. Nel settore della climatizzazione, inoltre, i sistemi di recupero operano spesso con piccole differenze di temperature, il che richiede uno studio molto accurato e attento per massimizzare il risparmio. Una volta, comunque, fatti i calcoli dei costi di gestione sarà possibile, con i metodi della matematica finanziaria, valutare il payback period (PP) quale rapporto fra il costo dell’investimento più interessi e i costi annui dell’energia risparmiata. Un buon impianto di recupero dovrebbe avere un PP non superiore a 5 anni.

29.4

MISURE E CONTROLLI

La legge richiede l’installazione dei recuperatori tutte le volte che la quantità d’aria esterna supera determinati valori limite in relazione alla durata di funzionamento dell’impianto. La legge prescrive anche che il recupero di calore sia per lo meno eguale al 50% della potenzialità occorrente al riscaldamento dell’aria di rinnovo.

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CONDIZIONAMENTO

La verifica della buona esecuzione dell’impianto e dell’efficienza del recupero è fattibile a patto che, già in fase di progettazione, siano stati previsti gli spazi per effettuare le misure delle portate d’aria (e di acqua) e delle temperature dei fluidi che scambiano calore, onde poter fare un bilancio energetico. Non sempre, però, le misure possono essere effettuate; in tal caso occorre escogitare sistemi alternativi che possano rendere per lo meno un’idea della validità della soluzione adottata.

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UMIDIFICAZIONE

L’umidità dell’aria occupa un ruolo molto importante sia per il benessere delle persone sia per molte attività industriali; è fondamentale, quindi, conoscere quali siano i valori consigliati e i limiti inferiori e superiori da non superare. Nel capitolo 35, dove si illustrano gli impianti più idonei alle diverse applicazioni, sono riportati anche i valori di umidità relativa consigliati. 30.1

L’UMIDITÀ E IL BENESSERE

Merita un discorso un po’ più diffuso l’influenza che l’umidità ha sul benessere delle persone. In realtà non si conosce ancora perfettamente l’azione dell’umidità su ogni aspetto del comportamento umano. È risaputo, peraltro, che una bassa umidità accresce l’evaporazione delle mucose nasali e orali, essiccandole con manifestazioni di irritazione; lo stesso può dirsi per l’epidermide e per i capelli. Anche un’elevata umidità relativa è dannosa per la salute. Ormai è accertato che le migliori condizioni per il benessere delle persone si riscontrano per valori dell’umidità compresi fra il 30% e il 60%. Questi valori sono raccomandati dalla norma ANSI/ASHRAE 62.1989 per valori normali di temperatura. Nella fig. 30.1 è riportato un diagramma (Sterling et al., 1985) nel quale è possibile rilevare che la zona migliore per il benessere si ha proprio fra il 30% e il 60%. Si può notare come per questi valori di umidità vi sia un’alta mortalità per batteri e virus, così come diminuiscono le infezioni respiratorie, le riniti allergiche e l’asma. Anche la produzione di ozono da parte di alcune macchine per ufficio (fotocopiatrici) si riduce molto per valori di umidità del 60%. Dell’effetto dell’umidità sulle strutture dell’edificio si è già parlato nel capitolo 5.

30.2

CONSIDERAZIONI ENERGETICHE

Mantenere in inverno un determinato livello di umidità relativa in ambiente costa energia, perché per umidificare occorre far evaporare una certa quantità di acqua e questa evaporazione può essere ottenuta o con il calore direttamente somministrato all’acqua (generatori del vapore che viene poi immesso nell’aria) oppure con il calore sottratto all’aria nel processo di evaporazione dell’acqua. È evidente che la quantità di energia spesa è proporzionale alla portata d’aria esterna (di infiltrazione o trattata dal condizionatore) e alla differenza di contenuto d’acqua fra la condizione finale desiderata e quella iniziale.

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Fig. 30.1

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CONDIZIONAMENTO

Intervallo di umidità relativa ottimale per il benessere e la salute (Sterling et al., 1985).

La quantità d’acqua da evaporare è data dalle seguenti espressioni: – per ventilazione dovuta a infiltrazione naturale:

.

M  ρ Vn (xi  xe )  S  L

(30.1)

– per ventilazione meccanica, con portata costante di aria esterna:

.

M  3,6 ρ Qe (xi  xe )  S  L

(30.2)

– per ventilazione meccanica, con portata variabile di aria esterna:

冢

冣

. ti  tm M  3,6  Qe(xi  xe) ––––––– SL ti  to dove: . M V n Qe xi e xe S L ρ ti tm to

(30.3)

 portata d’acqua da evaporare (kg acqua /h)  volume dell’ambiente da umidificare (m3)  numero di ricambi aria/h  portata volumetrica di aria esterna (L/s)  contenuto assoluto di umidità dell’aria interna e dell’aria esterna (kgvapore/kgaria secca)  contributi di umidità da fonti interne (kgvapore /h), per esempio le persone  eventuali fughe di vapore (kgvapore /h)  massa volumica dell’aria al livello del mare: 1,2 kg/m3  temperatura interna di progetto (°C)  temperatura della miscela di aria (°C)  temperatura esterna di progetto (°C)

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Poiché il calore di vaporizzazione dell’acqua è 2,43  103 kJ/kg, nota la portata d’acqua da evaporare, si calcola l’energia da spendere per l’umidificazione. È bene, comunque, valutare attentamente sia le condizioni termoigrometriche da mantenere nei diversi ambienti (vedasi tab. 30.1), che il vapore emesso dalle persone a seconda dell’attività svolta (tab. 30.2). Tab. 30.1 Tipologia di edifici

Valori caratteristici di riferimento Portata aria esterna (L/s per persona)

Temperatura (°C)

Umidità relativa (%)

21  22 20  21 20  22 22  21

40  45 30  40 45  50 30  40

20  24 20  24

30  4 30  45

22 22 22 22 17  27

35  45 35  45 35  45 35  45 40  60

20  22 20  21 20  21

35  45 30  45 30  40

20  21 20  21 20  21 15  24 20  21 20  22 21  22 20  22 20  22 20  21 22  24

40  45 40  45 40  45 35  50 45  50 30  40 30  50 35  40 35  40 30  40 40  45

Residenze 11 Uffici 11 Centri elaborazione dati 7 Banche 11  12 Alberghi - camere da letto, soggiorni, sale da pranzo 11 - sale conferenze 5 (da verificare in funzione del volume e dell’affollamento) Ospedali - degenze 11 - camere sterili 11 - sale mediche, soggiorni 8,5 - terapie fisiche 11 - sale operatorie, sale parto tutta aria esterna: 15  20 m3/(h m3) Laboratori 6  10 Ristoranti 10 Bar 11 Centri commerciali - gallerie 9 - negozi e boutique 11,5 Ipermercati 9 Musei 6 Biblioteche 5,5 Palestre e assimilabili 6,5  10 Aeroporti 8 Teatri 5,5 Cinema 5,5 Quartieri fieristici 7  10 Edifici scolastici 57

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CONDIZIONAMENTO

Tab. 30.2

Emissione di vapor d’acqua a seconda dell’attività svolta

ATTIVITÀ Seduto, a riposo Seduto, lavoro molto leggero Seduto, moderatamente attivo Lavoro leggero, passeggiando Seduto, lavoro leggero Danza moderata Camminando con carichi Esercizi leggeri Lavori pesanti Atletica

TIPICO DI

g/h

Spettatori in teatro Clienti di hotel e ristoranti Impiegati di ufficio, negozianti Impiegati di ufficio, commessi di negozi Operai di assemblaggio elettronica Ballerini, bambinaie Camerieri ristorante Giocatori bowling, ecc Operai, attività in palestra Pallacanestro, esercizi pesanti, ecc.

50 70 90 90 200 240 270 380 420 470

Le nuove norme europee, recepite anche in Italia dall’UNI, sono molto severe nello stigmatizzare l’abuso che si fa di sistemi di umidificazione anche per impianti a servizio di residenze e/o di edifici per uffici. Nel dettaglio si riportano qui di seguito, nella versione originale, alcuni paragrafi molto importanti desunti da queste norme, ampiamente commentate nel capitolo 11. Norma UNI EN 13779-2008: Ventilazione degli edifici non residenziali. Requisiti di prestazione per i sistemi di ventilazione e di climatizzazione. 7.5 Indoor air humidity In the absence of alternative information, the design shall be based on the assumption that no humidity sources other than human occupancy and supply and infiltration air exist. In design, the following design criteria shall be considered, taking into account the energy issues, climatic conditions winter/summer, condensation risk, and options how to control the indoor air humidity: – absolute humidity, minimum value winter, and/or maximum value summer (for example, 6 g/kg can be specified as a winter minimum, corresponding 22 °C/40%; while 12 g/kg can be specified as a summer maximum, corresponding 26 °C/60 %); – relative humidity, need to define minimum and/or maximum values; – risks for condensation and moisture damages in structures and systems (consideration of surface temperatures and/or pressure conditions); – control of the indoor air humidity (see 6.3; example: uncontrolled dehumidification by cooling vs. controlled dehumidification). Note 1: Humidification or dehumidification of room air is usually not required but if they are used the use should be limited to minimum and excess humidification and dehumidification avoided. Note 2: EN 15251 gives more guidance on target values for humidification and dehumidification.

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Norma UNI EN 15251-2008: Criteri per la progettazione dell’ambiente interno e per la valutazione della progettazione energetica degli edifici, in relazione alla qualità dell’aria interna, all’ambiente termica, all’illuminazione e all’acustica. 6.4 Humidity The humidification of indoor air usually not needed. Humidity has only a small effect on thermal sensation and perceived air quality in the rooms of sedentary occupancy, however, long term high humidity indoors will cause microbial growth, and very low humidity (1520%) causes dryness and irritation of eyes and air ways. Requirements for humidity influence the design of dehumidifying (cooling load) and humidifying systems and will influence energy consumption. The criteria depend partly on the requirements for thermal comfort and indoor air quality and partly on the physical requirements of the building (condensation, mould etc.). For special buildings (museums, historical buildings, churches) additional humidity requirements shall be taken into account. Humidification or dehumidification of room air is usually not required but if used excess humidification and dehumidification should be avoided. Recommended design values of indoor humidity for occupied spaces for dimensioning of dehumidification and humidification systems are given in B.3. E ancora. 7.4 Humidity The criteria used for equipment design and sizing (6.2.3, B.3) shall be used also in energy calculations. Indoor air shall not be dehumidified to a lower relative humidity and not humidified into higher relative humidity than the design values besides an upper limit for the absolute humidity is recommended. Unoccupied buildings shall not be humidified (with some exceptions such as rnuseums) but may need to be dehumidified to prevent long term moisture damage. Nell’appendice B si riportano i criteri raccomandati per la progettazione dell’umidificazione e della deumidificazione. B.3 Recommended criteria for dimensioning of humidification and dehumidification If humidification or dehumidification is used, the values in Table B.6 are recommended as design values under design conditions. Usually humidification or dehumidification is needed only in special buildings like museums, some health care facilities, process control, paper industry etc. Besides it is recommended to limit the absolute humidity to 12 g/kg.

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CONDIZIONAMENTO

Table B.6 - Example of recommended design criteria for the humidity in occupied spaces if humidification or dehumidification systems are installed Type of building/space

Design Design relative relative humidity for humidity for dehumidification, % humidification, %

Category

Spaces where humidity criteria are set by human occupancy. Special spaces (museums, churches ecc.) may require other limits.

I

50

30

II

60

25

III

70

20

IV

70

20

Le categorie si riferiscono a diversi livelli di aspettativa della qualità dell’aria interna. Oltre che per motivi di spesa energetica, una limitazione dell’umidità relativa in ambiente è dettata dalla necessità di evitare condensazioni visibili e/o invisibili sulle e nelle pareti esterne che delimitano i diversi ambienti. È quindi necessario, verificare se la temperatura superficiale delle pareti esposte non sia inferiore a quella di rugiada, corrispondente alle condizioni termoigrometriche dell’ambiente interno (tab. 30.3) e costruire anche il diagramma di Glaser per controllare che non esistano le condizioni per la condensazione del vapor d’acqua all’interno delle pareti. Tab. 30.3 Umidità relativa ambiente massima per evitare condensazione sui vetri (*) Temperatura esterna (°C) 5 0 –5 – 10 – 15 – 20

Umidità relativa massima (%) Vetro semplice

Vetro doppio

41 31 23 17 12 9

60 52 45 39 33 28

(*) Convezione naturale, temperatura ambiente 23 °C.

30.3

SISTEMI E COMPONENTI

Per umidificare l’aria si ricorre a diversi tipi di apparecchiature e di sistemi che vanno dai piccoli umidificatori domestici ai grandi impianti di umidificazione che trovano impiego nelle industrie tessili ecc. Affinché l’aria possa assorbire vapor d’acqua è necessario che la sua temperatura sia superiore a quella di rugiada dell’ambiente che deve essere umidificato; è per questo che spesso l’aria prima di incontrare la sezione di umidificazione deve essere preriscaldata.

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UMIDIFICAZIONE

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In questo paragrafo si esamineranno i sistemi più diffusi nel settore della climatizzazione civile: – lavatori d’aria; – umidificatori con pacchi evaporanti; – umidificatori con iniezione di vapore prodotto localmente; – umidificatori con iniezione di vapore prodotto a distanza con generatori di vapore; – umidificatori a ultrasuoni; – umidificatori con aria compressa. 30.3.1 Lavatori d’aria. L’aria può essere umidificata con i lavatori d’aria (fig. 30.2) utilizzando acqua (ricircolata) spruzzata nella corrente d’aria (che può essere più o meno preriscaldata) con ugelli che la polverizzano finemente. Questo umidificatore (più appropriatamente si parla di sezione di umidificazione) è costituito da una camera nella quale sono disposti gli ugelli, da una vasca nella quale si raccoglie l’acqua caduta, un separatore di gocce per evitare trascinamenti di acqua; una pompa aspira l’acqua della vasca e la spinge agli ugelli. L’acqua evaporata e quella occorrente per avere una diluizione continua della concentrazione di sali, vengono immesse direttamente e continuamente attraverso una valvola a galleggiante. Una tipica sezione di umidificazione è illustrata nella fig. 34.4. L’intimo contatto fra aria e acqua determina una trasmissione di calore e di massa fra i due fluidi. Nel caso di umidificazione con acqua ricircolata, la temperatura dell’aria si abbassa mentre quella dell’acqua rimane costante e si porta quasi al valore della temperatura al bulbo umido dell’aria entrante (fig. 30.3). Trascurando piccoli scambi di calore il processo si può considerare adiabatico.

Fig. 30.2

Lavatore d’aria.

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Fig. 30.3

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CONDIZIONAMENTO

Andamento delle temperature dell’aria e dell’acqua in un lavatore d’aria.

Nel diagramma psicrometrico (fig. 30.4) la trasformazione è rappresentata da un segmento lungo una linea di temperatura al bulbo umido costante che parte dalle condizioni iniziali dell’aria (punto 1) e si ferma prima della curva di saturazione (punto 2). Le prestazioni di un lavatore d’aria sono espresse dall’efficienza di saturazione, definita quale rapporto fra la differenza di temperatura al bulbo asciutto fra l’ingresso e l’uscita dell’aria e la differenza fra la temperatura al bulbo asciutto e al bulbo umido dell’aria entrante: (t1  t2) ε  100 ––––––– (t1  t 1)

(30.4)

dove: t1, t2  temperature dell’aria al bulbo asciutto dell’aria entrante e uscente t 1  temperatura al bulbo umido dell’aria entrante Evidentemente ε  100% quando l’aria in uscita ha una temperatura eguale a quella al bulbo umido: t2  t 1 – – – –

L’efficienza di un lavatore è funzione di molti fattori quali: la velocità dell’aria nella sezione (tanto più è bassa tanto maggiore sarà l’efficienza); la lunghezza della sezione che determina il tempo di contatto aria-acqua; la portata dell’acqua spruzzata; il numero di ranghi di ugelli (due ranghi di ugelli che spruzzano controcorrente fanno aumentare molto l’efficienza).

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Fig. 30.4

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Rappresentazione dell’umidificazione adiabatica nel diagramma psicrometrico.

Nella tab. 30.4 si riportano, a titolo indicativo, le efficienze per diversi tipi di lavatori. È necessario, comunque, riferirsi ai dati sperimentali forniti dai costruttori. Tab. 30.4

Efficienze di saturazione per diversi tipi di lavatori d’aria

Sistemazione ranghi di ugelli Equicorrente, 1 rango Equicorrente, 1 rango Controcorrente, 1 rango Equicorrente, 2 ranghi Contrapposti, 2 ranghi Controcorrente, 2 ranghi

Lunghezza della sezione (m)

Efficienza, ε (%)

1,2 1,8 1,8 2,4  3,0 2,4  3,0 2,4  3,0

50  60 60  75 65  80 80  90 85  95 90  98

La perdita di carico di un lavatore dipende dal numero di ranghi di ugelli, dal tipo di separatore di gocce, dalla velocità di attraversamento dell’aria, dalla densità dell’aria ecc. Anche in questo caso occorre prendere in considerazione i valori forniti dai costruttori: si può andare da 60 a 250 Pa. La sezione è realizzata con modalità e materiali diversi, funzione anche del tipo di condizionatore nel quale è inserita; è opportuno prevedere una o due portine di ispezione, sulle quali alcuni oblò consentiranno di verificare, a macchina in funzione, la regolarità e l’uniformità della diffusione dell’acqua polverizzata.

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È necessario effettuare periodicamente un’accurata manutenzione e pulizia della sezione di umidificazione, provvedendo a scaricare giornalmente l’acqua dalla vasca di raccolta, a pulire gli ugelli che facilmente si incrostano in presenza di acqua non trattata, a eliminare alghe, limo e altri depositi dalla vasca. In qualche caso occorrerà utilizzare anche un biocida, con le dovute cautele. Questo sistema è stato ora abbandonato per il pericolo di formazione e proliferazione di batteri di Legionella pneumophila. 30.3.2 Umidificatori con pacco evaporante. L’umidificazione si ottiene per effetto dell’evaporazione di acqua che viene fatta scorrere in un mezzo poroso attraverso il quale viene fatta passare l’aria da trattare. Anche questa umidificazione si può considerare adiabatica, per cui si ha un raffreddamento dell’aria. Il controllo dell’umidità si può ottenere con un umidostato che può aprire o chiudere una valvola solenoide posta sull’alimentazione dell’acqua. L’acqua deve essere introdotta in quantità superiore a quella minima teorica occorrente, allo scopo di evitare un deposito eccessivo di sali sul pacco evaporante e nella bacinella sottostante; l’acqua in esubero viene scaricata dal troppo pieno della bacinella. Anche quando si impiega una pompa di ricircolo è necessario procedere a uno spurgo continuo (bleed-off). In quest’ultimo caso la portata della pompa è molto piccola e così è ridotta la potenza elettrica assorbita. Il pacco evaporante è generalmente in cellulosa impregnata di resine termoindurenti. L’efficienza del sistema varia con la temperatura dell’aria, la sua umidità, la velocità di attraversamento e con il numero di banchi che possono essere previsti: può andare, quindi, dal 55  60%, nei sistemi con acqua a perdere e un solo pacco, per salire fino all’85  90% per pacchi multipli e pompa di ricircolo. Anche questo sistema non viene più riproposto nei nuovi impianti. 30.3.3 Umidificatori con vapore prodotto localmente. Questi umidificatori, utilizzando acqua di acquedotto, producono vapore a mezzo di energia elettrica con elettrodi immersi direttamente nell’acqua da evaporare o a mezzo di una resistenza elettrica. Il vapore viene prodotto a pressione atmosferica e, attraverso un distributore, viene immesso nella corrente d’aria da umidificare. Nei modelli con elettrodi immersi (fig. 30.5) la corrente elettrica passa direttamente attraverso l’acqua, riscaldandola fino a portarla all’ebollizione. Non occorre acqua demineralizzata ma dopo un po’ di tempo l’accumulo di sale diventa tanto elevato che occorre sostituire il recipiente (generalmente in polipropilene) nel quale l’acqua è contenuta. Questi apparecchi sono, comunque, dotati di apparecchiature di controllo elettronico con microprocessore in modo da controllare la produzione automatica del vapore, assicurando un funzionamento sicuro. Negli altri tipi il vapore viene ottenuto facendo bollire l’acqua nella quale sono immerse una o più resistenze elettriche. Il sistema ha i seguenti vantaggi: – installazione semplice, in quanto gli apparecchi sono compatti e occorre provvedere solo al collegamento elettrico e idraulico (adduzione acqua e scarico); – non è necessario alcun pretrattamento dell’acqua di alimentazione;

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Fig. 30.5

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Umidificatore elettrico a elettrodi.

– la regolazione, insita nel sistema, consente di poter controllare agevolmente l’umidità relativa nonché il regolare funzionamento dell’apparecchio. Lo svantaggio, ma d’altra parte è dovuto al funzionamento dell’apparecchio, è un consumo di energia elettrica direttamente correlato alla produzione di vapore e può essere facilmente calcolato, come si è già detto, considerando che occorrono circa 2,43  103 kJ per kilogrammo di acqua evaporata; un apparecchio che produca 10 kg/h di vapore assorbirà una potenza di circa 7 kW. Occorre, quindi, valutare con attenzione il problema quando si tratta di umidificare grandi portate d’aria. Nell’installazione occorre rispettare alcune distanze minime fra il distributore del vapore e gli elementi del circuito a valle: bisogna riferirsi ai dati forniti dai costruttori. Gli stessi apparecchi, con portate ridotte, sono realizzati anche per immissione di vapore direttamente in ambiente, per impianti civili. 30.3.4 Umidificatori a iniezione diretta di vapore. Questo tipo di umidificatore è essenzialmente costituito (fig. 30.6) da: un distributore del vapore, un separatore realizzato in ghisa contenente trucioli di acciaio inox allo scopo di ridurre la rumo-

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Fig. 30.6

Umidificatore a vapore (Armstrong).

rosità del vapore, una valvola di regolazione per modulare la quantità di vapore in funzione delle esigenze, uno scaricatore di condensa e un filtro sull’arrivo del vapore. Il vapore inviato all’umidificatore è quello prodotto in caldaie apposite e si tratta di vapore in pressione e ad alta temperatura. Poiché la temperatura dell’aria, a valle dell’immissione di vapore, si mantiene pressoché costante, il processo può considerarsi isotermo (fig. 30.7): per cui, dopo un preriscaldamento (da 1 a 2), l’immissione di vapore porterà l’aria da 2 a 3, nelle volute condizioni di umidità. La quantità di acqua da fornire al sistema, sotto forma di vapore, nota la portata d’aria (L/s), è data da: L/s (x3 – x2) 4,428 qv = –––––––––––––––––– 1000

(kg/h)

La potenza necessaria per portare l’aria da un contenuto di acqua x2 (g/kg) a x3 (g/kg), noti i valori dell’entalpia h2 e h3 (kJ/kg), è data da: Qv = L/s (h3 – h2) 0,0012

(kW)

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Fig. 30.7

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Umidificazione con vapore.

Il vapore utilizzato deve essere appositamente prodotto, non deve, cioè, essere quello prodotto per impieghi diversi, perché altrimenti si potrebbero avere odori molesti dovuti agli additivi normalmente impiegati nell’acqua di alimento caldaia (per esempio idrazina) con possibili irritazioni del sistema respiratorio, della pelle, degli occhi ecc. L’acqua di alimento per questi usi, quindi, deve essere acqua demineralizzata e deionizzata. Il distributore deve essere inserito lì dove l’aria può assorbire il vapore e a distanza tale da eventuali ostacoli (batterie, serrande ecc.) per evitare fenomeni di condensazione. Questa distanza varia in funzione della posizione del distributore e delle condizioni dell’aria (temperatura e velocità); i costruttori, comunque, forniscono dati precisi per una corretta installazione. Il vapor pulito si ottiene con produttori di vapore ai quali viene inviata acqua potabile, trattata poi con un processo di osmosi inversa, e che sono alimentati con vapore a più alta pressione (fig. 30.8). I valori di pressione possono essere differenti a seconda della disponibilità di vapore e delle esigenze del sistema di umidificazione. Il vapore, generato dal surriscaldamento dell’acqua contenuta nel recipiente, si raccoglie nella parte superiore del recipiente stesso sopra lo specchio di acqua evaporante. Ogni volta che l’utenza utilizza vapore la pressione nel recipiente diminuisce, l’acqua surriscaldata evapora, il regolatore di livello dà il consenso alla pompa ad immettere acqua di alimentazione fino a ripristinare il livello normale. Per surriscaldare l’acqua è inserito nella parte inferiore del recipiente un fascio tubiero alimentato con un fluido primario avente temperatura più alta di quella del vapore richiesto, normalmente olio diatermico, acqua surriscaldata o vapore.

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Fig. 30.8 Schema di produzione di vapore pulito per umidificazione.

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Il fascio tubiero è costituito da tubi piegati ad U mandrinati su un’unica piastra tubiera, dimensionato per un efficace scambio termico, per basse perdite di carico e con opportuni coefficienti di sporcamento sia all’interno che all’esterno tubi. Per una determinata produzione di kg/h di vapore e, quindi, per una potenzialità in kW del generatore, è possibile prevedere recipienti adatti a contenere una piccola oppure una grande massa di acqua evaporante, secondo se necessita un piccolo oppure un grande volano termico: dipende dalla richiesta di vapore da parte dell’utenza nell’arco della giornata, se costante e continua oppure se presenta punte di prelievo seguite da periodi di prelievo ridotto o nullo. La regolazione dell’umidità, ottenuta con la valvola modulante di cui è dotato l’umidificatore, con una sonda di umidità (in ambiente o nella corrente d’aria di ricircolo) e con un regolatore, consente un controllo con molta precisione e tempestività. 30.3.5 Umidificatore a ultrasuoni. Questo tipo di umidificatore ricorre all’impiego di un trasduttore piezoelettrico, immerso in acqua demineralizzata, che converte un segnale elettromeccanico in un’oscillazione ad alta frequenza. Si vengono così a creare alternativamente zone di depressione e di pressione con formazione di vapore a bassa pressione rilasciato nella corrente d’aria. L’acqua utilizzata deve essere acqua deionizzata o trattata con osmosi inversa allo scopo di eliminare sali minerali e altro. Il vantaggio di questo tipo di umidificatore è di avere bassi costi di esercizio visto che la potenza elettrica è di soli 0,06 kW per litro di acqua evaporata. 30.3.6 Umidificatori con aria compressa. In questo tipo di umidificatore l’aria compressa e l’acqua sono inviate a particolari ugelli atomizzatori dai quali esce una nebbia che viene immessa nell’aria. Anche per questo sistema è opportuno utilizzare acqua demineralizzata allo scopo di evitare che le particelle di sali contenute nell’acqua rimangano in sospensione nell’aria e si depositino sugli oggetti, gli arredi ecc. 30.3.7 Umidificatori con acqua ad alta pressione. Nei nebulizzatori con acqua ad alta pressione, pompando l’acqua a pressione di 20-80 bar attraverso ugelli muniti di orifizi, si producono goccioline d’acqua aventi un diametro dell’ordine di 0,150,20 mm. Per l’alta pressione dell’acqua in mandata e per il diametro molto ridotto degli orifizi, la nebulizzazione dell’acqua in gocce finissime avviene senza che sia necessario l’uso di aria compressa: si evitano, così, i costi del compressore d’aria esterno e della rete di aria compressa. Il diametro Sauter delle gocce è di 1015 m. Questo tipo di nebulizzatori trova attualmente applicazione sia nell’umidificazione ambientale che in quella in condotta/UTA. È particolarmente quest’ultima che può trarre vantaggio dal range di modulazione, esteso da circa il 15% al 100% della portata nominale dell’umidificatore. Il consumo energetico totale vale circa 5 W/(L/h) di acqua nebulizzata, incluso anche quello dell’impianto a osmosi inversa esterno. L’efficienza di umidificazione arriva al 90%.

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Componenti principali. Le parti principali di un sistema di nebulizzazione con acqua in pressione sono: – telaio di atomizzazione con gli ugelli nebulizzatori, dotati di dispositivo anti-gocciolamento; – il cabinet di controllo e pompaggio, nel quale trovano posto: - la pompa volumetrica, che spinge l’acqua verso gli ugelli nebulizzatori a una pressione compresa tra 20 e 80 bar; - l’inverter, per variare con continuità la velocità della pompa; - il controllore, che modula la portata di acqua nebulizzata in base alla richiesta di umidificazione per mezzo delle valvole presenti nel telaio e regolando la velocità della pompa; - sicurezze attive e passive. Igiene. Dal punto di vista igienico, questi umidificatori presentano indubbi vantaggi perché non prevedono alcuna vasca di accumulo né alcun ricircolo. Tutta l’acqua prelevata dalla rete idrica, di per sé già batteriologicamente pura, è atomizzata in una nebbia finissima e immessa nel flusso d’aria. La sezione di umidificazione comprende sempre un separatore di gocce, al termine una vasca di raccolta-gocce continuamente drenata al di sotto degli ugelli di nebulizzazione sino a sotto il separatore: assieme essi eliminano quasi completamente il rischio batterico collegato all’acqua stagnante. Eventuali gocce, infatti, che cadono per gravità o che raggiungono il separatore non completamente evaporate, vengono eliminate dal flusso d’aria e convogliate nella vasca di raccolta-gocce: la vasca è conformata per drenare continuamente l’acqua che in essa si accumula. Il separatore di gocce, inoltre, garantisce che a valle della sezione di umidificazione il flusso d’aria non contenga gocce in sospensione, le quali, se ve ne fossero, potrebbero depositarsi su un qualunque ostacolo a valle del separatore stesso. 30.3.8. Sistemi di controllo. I sistemi di controllo dell’umidità relativi possono essere meccanici, elettrici ed elettronici. Attualmente anche per umidificatori di ridotte prestazioni viene utilizzata una regolazione sofisticata. I principali controlli, relativamente all’umidità, riguardano: – l’umidità dell’aria in uscita dal sistema di umidificazione, allo scopo di impedire che il contenuto di acqua nell’aria sia tale da poter provocare condensazione nei canali (limite di alta umidità); – la presenza di flusso, in maniera tale che, in assenza di aria, un sensore disabiliti l’umidificatore. Molta attenzione va posta nei sistemi a portata variabile, nei quali cioè il controllo della temperatura ambiente avviene non modificando la temperatura dell’aria, bensì la sua portata. In questo tipo di impianto possono esservi rapide variazioni di portata che richiedono un altrettanto rapido intervento dei sistemi di regolazione dell’umidità. Per far fronte a queste esigenze si deve impiegare un sensore in ambiente e uno sul canale in maniera da anticipare la correzione (riduzione della quantità di vapore immessa al diminuire della portata) senza attendere che l’umidità ambiente superi i valori di taratura.

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PROBLEMI IGIENICO-SANITARI

Come già evidenziato nel capitolo 11 a proposito della legionellosi, occorre valutare con estrema attenzione i pericoli derivanti dall’impiego degli umidificatori. Molto utile è l’esame delle linee-guida ASHRAE (ASHRAE Guideline 12-2000: Minimizing the Risk of Legionellosis Associated with Building Water Systems), il cui scopo è quello di fornire indicazioni e prescrizioni onde minimizzare il rischio di insorgenza della legionellosi. Per quanto riguarda gli umidificatori, si sottolinea che ci possono essere periodi nei quali queste apparecchiature sono poste fuori servizio, per esigenze di manutenzione o quando non occorre umidificare. È, perciò, prudente scaricare completamente l’acqua che può rimanere stagnante nei bacini degli umidificatori. Buona norma è quella di effettuare un continuo scarico dell’acqua, così da ridurre la concentrazione di sali nell’acqua in circolo; questo comporta una buona diluizione che rimuove i batteri, i nutrienti e altri contaminanti. In queste condizioni è raro che vi sia uno sviluppo della Legionella. Le condizioni favorevoli allo sviluppo della Legionella sono, infatti, legate alla temperatura dell’acqua (fra 25 °C e 42 °C) e alla stagnazione; la diffusione si ottiene per effetto di aerosol generati dagli umidificatori. 30.4.1 Temperatura dell’acqua negli umidificatori. La temperatura dell’acqua gioca, come si è detto, un ruolo molto importante per lo sviluppo della Legionella. È quindi interessante sapere che negli umidificatori con pacco evaporante la temperatura dell’acqua circolante è molto vicina alla temperatura al bulbo umido dell’aria che viene a contatto con essa. Poiché normalmente la temperatura al bulbo umido è inferiore a 25 °C, non dovrebbero sorgere problemi di sviluppo della Legionella. Lo stesso discorso vale per i lavatori d’aria. Per quanto riguarda le dimensioni delle particelle d’acqua prodotte occorre considerare i diversi tipi di umidificatori. Umidificatori con pacco evaporante Questi dispositivi di solito producono una quantità minima di gocce. Tuttavia una manutenzione inadeguata o una distribuzione irregolare di acqua o di aria possono portare alla formazione di gocce, le cui dimensioni dipendono dal tipo di dispositivo, dalle condizioni del mezzo di riempimento, dalla velocità dell’aria e dalle portate di acqua. Si deve assumere che sia possibile, in casi estremi, la formazione di gocce di diametro inferiore a 5 μm. Umidificatori a spruzzamento e lavatori d’aria Le cause più importanti che possono portare al trascinamento di goccioline nel flusso d’aria in uscita sono: 1) presenza di ugelli sporchi/ostruiti; 2) separatori di gocce sporchi o danneggiati. Questi apparati possono produrre gocce di differenti dimensioni, anche al di sotto di 5 μm.

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Umidificatori a nebulizzatore Questi apparati possono produrre gocce di differenti dimensioni, sicuramente anche di diametro inferiore a 5 μm. Evitare sempre il ricircolo di acqua nebulizzata. Occorre anche tenere presente che negli umidificatori a pacco e nei lavatori si ha un buon abbattimento di contaminanti, per cui si possono determinare accumuli di sostanze organiche che possono diventare il nutrimento per la proliferazione dei batteri. Questi umidificatori, quindi, possono essere dispositivi con elevato rischio di contaminazione. Le zone più esposte alla contaminazione sono i collettori, i separatori di gocce, le vasche e i serbatoi di accumulo. Nel caso dei nebulizzatori, la disponibilità di nutrienti per la proliferazione batterica è minima se l’alimentazione è fornita direttamente dalla rete idrica. Se invece si impiegano tubazioni di distribuzione e/o serbatoi di accumulo d’acqua, la presenza di sedimenti e di sporcizia può costituire il nutrimento necessario. Umidificatori a vapore La temperatura di produzione del vapore è elevata, non si verifica la produzione di goccioline d’acqua e, pertanto, questi umidificatori non vengono, in condizioni normali, considerati componenti che comportano il rischio di legionellosi. Tuttavia, se l’umidificatore viene installato in modo improprio, l’umidità può dar luogo a condensazioni nei canali e portare a fenomeni di proliferazione batterica. Inoltre, nei periodi di non utilizzo, è consigliabile svuotare gli apparati per evitare la possibilità di crescita batterica nell’acqua contenuta. Indicazioni di carattere generale Come indicazioni di carattere generale si raccomanda l’adozione di un regolare programma di ispezione e manutenzione. Vanno evitate accuratamente tubazioni a fondo cieco e tutte le zone in cui l’acqua potrebbe ristagnare sia durante il funzionamento che durante le fermate dell’impianto. Va adeguatamente valutata la possibilità di adottare l’impiego di generatori di ozono per il controllo delle cariche microbiche nelle vasche e nelle tubazioni di distribuzione. I filtri per l’aria e per l’acqua devono essere puliti regolarmente secondo le istruzioni specifiche. L’esercizio di un umidificatore, identificato come possibile fonte di contaminazione, deve prevedere, oltre all’impiego di misure preventive, un programma di manutenzione e controllo, tra cui una procedura periodica di prelievo di campioni di acqua su cui effettuare test di laboratorio (consistenti in una cultura batterica con successiva conta della concentrazione). Va tuttavia osservato che l’effettuazione, come routine, di colture di campioni d’acqua prelevati dagli impianti idrici degli edifici non dovrebbe essere considerato un metodo predittivo sicuro del rischio di trasmissione. In definitiva si può concludere che i prelievi e l’effettuazione di test di laboratorio non possono e non devono rappresentare una soluzione sostitutiva di accurate pratiche di manutenzione degli impianti di condizionamento e di trattamento delle acque.

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Da quanto si è detto prima scaturisce immediatamente la necessità di una manutenzione attenta e programmata, di cui si è già parlato nel capitolo 11, ma che qui viene più dettagliatamente descritta. Operazioni di manutenzione e frequenze consigliate. Umidificatori adiabatici Ispezione per accertare eventuali danni e/o corrosioni ogni mese Ispezione degli ugelli atomizzatori, eventuale pulizia e/o sostituzione ogni mese Controllo ed eventuale pulizia del fondo delle bacinelle di raccolta ogni mese Verifica della pompa di ricircolo ed eventuale pulizia del circuito ogni mese Controllo del bleed-off e taratura ogni mese Controllo del troppo pieno ed eventuale regolazione ogni mese Pulizia dell’umidificatore tutte le volte che l’UTA viene fermata per più di 48 ore. Umidificatori a vapore Ispezioni per accertare eventuali danni e corrosioni ogni 3 mesi Pulizia periodica ogni mese Controllo della formazione di condensa nella sezione di umidificazione ogni mese Controllo delle lance di distribuzione del vapore ogni 6 mesi Controllo drenaggio condensa ogni 3 mesi Test di funzionamento del sistema di regolazione automatica ogni 6 mesi Controllo delle condizioni igieniche generali ogni 6 mesi

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La deumidificazione dell’aria, necessaria per mantenere negli ambienti climatizzati il giusto valore di umidità relativa, può essere ottenuta con diversi sistemi: a) con i lavatori d’aria (air washers); b) con batterie alettate (finned cooling coils); c) con materiali speciali (desiccant materials).

31.1

DEUMIDIFICAZIONE CON LAVATORI D’ARIA

Si è già parlato dei lavatori d’aria nel capitolo 30 dedicato all’umidificazione. Se la temperatura dell’acqua entrante è inferiore a quella di saturazione dell’aria, si ottiene un abbassamento sia della temperatura al bulbo asciutto che di quella al bulbo umido, ottenendo così il raffreddamento e la deumidificazione. L’aria che esce dal lavatore è pressoché satura con una differenza fra la temperatura al bulbo asciutto e quella al bulbo umido anche minore di 0,5 K. La differenza di temperatura fra l’aria uscente e l’acqua uscente dipende dalla differenza fra le temperature al bulbo asciutto e al bulbo umido e dall’efficienza del processo. L’efficienza è funzione di diversi fattori: – lunghezza e altezza del lavatore; – velocità dell’aria; – portata dell’acqua spruzzata; – caratteristiche degli ugelli. La temperatura finale dell’acqua è di 0,5  1 K più bassa della temperatura dell’aria uscente dipendendo dall’efficienza del sistema. Lo schematico andamento delle temperature riportato nella fig. 31.1, è utile per la comprensione di quanto affermato. Nelle normali applicazioni, nel campo del condizionamento dell’aria, l’aumento di temperatura dell’acqua va da 3 a 7 K (per acqua refrigerata), sebbene siano stati sperimentati anche valori maggiori; i valori più bassi di aumento di temperatura si hanno quando si utilizzano refrigeratori d’acqua. La prestazione di un lavatore d’aria impiegato quale deumidificatore (performance factor), è espresso da: h1  h2 Fp  –––––––– h1  h3

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Interazione fra aria e acqua in raffreddatore evaporativo.

dove: h1  entalpia dell’aria entrante (kJ/kg) h2  entalpia dell’aria uscente (kJ/kg) h3  entalpia dell’aria uscente da un deumidificatore ideale con Fp  1 (kJ/kg) Il deumidificatore ideale è quello nel quale l’aria entrante viene raffreddata e deumidificata fino a una temperatura al bulbo umido eguale alla temperatura dell’acqua uscente; tale ipotesi è teorica e termodinamicamente impossibile. Un miglioramento della prestazione si può ottenere massimizzando il contatto fra aria e acqua. Valgono anche in questo caso le raccomandazioni che sono state espresse a proposito delle condizioni di igienicità e delle necessarie operazioni di manutenzione.

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DEUMIDIFICAZIONE CON BATTERIE

La maggior parte dei dispositivi destinati alla deumidificazione dell’aria, sono realizzati con sezioni contenenti batterie alettate nelle quali viene fatta circolare acqua refrigerata o batterie alettate a espansione diretta (DX). Le batterie sono costituite da diversi ranghi di tubi (4, 6, 8, 10 ranghi e più), posti ortogonalmente alla direzione dell’aria; i tubi sono alettati all’esterno, mentre all’interno sono lisci; in alcuni casi nelle batterie vengono inseriti particolari dispositivi per accrescere la vorticosità del moto e, quindi, migliorare le performance. Nel caso di più ranghi i tubi sono collegati tra di loro, con diversi arrangiamenti, per accrescere la resa. Le batterie di raffreddamento alimentate con acqua, con soluzioni acquose di glicole, con salamoia o fluidi refrigeranti sono realizzate con tubi in rame e alette in alluminio; per evitare corrosioni è prudente, per batterie sulle quali potrà depositarsi acqua (da deumidificazione), utilizzare quelle aventi sia i tubi che le alette in rame. In particolari applicazioni possono essere realizzate anche batterie con tubi e alette in alluminio. I diametri dei tubi impiegati sono 8, 10, 12,5, 16, 20 e 25 mm, con alette spaziate da 2,0 fino a 12 mm. Le alette devono essere spaziate tenendo conto della resa, ma anche della possibilità di sporcamento e, quindi, di intasamento della batteria, nonché delle perdite di carico e del pericolo di accumulo di ghiaccio, nel funzionamento a bassa e bassissima temperatura. Lo spessore dei tubi e il materiale impiegato, vanno determinati in funzione della pressione di esercizio e della natura del fluido che deve essere trattato. Batterie ad acqua. Per il buon funzionamento delle batterie è necessario prevedere sia lo scarico di fondo che gli sfoghi d’aria. Una batteria contenente aria ha una resa inferiore a quella prevista e si possono anche generare rumori e vibrazioni. Le velocità dell’acqua nei tubi vengono mantenute fra 0,3 (valore minimo al di sotto del quale non scendere) e 2,4 m/s (valore massimo per evitare erosione, rumori ecc.). La caduta di pressione può variare fra 15 e 150 kPa. In alcuni casi l’acqua può contenere sabbia o altre sostanze in sospensione (il caso si presenta spesso quando si usa acqua di pozzo per preraffreddamenti); è necessario, pertanto, preoccuparsi di effettuare una buona filtrazione. In alcuni casi si può anche pensare a batterie aventi i collettori smontabili così da rendere possibile la scovolatura dei tubi. Quando vi sia possibilità di depositi o di incrostazioni all’interno dei tubi, è necessario considerare un coefficiente di riduzione della resa termica (fouling factor) e prendere i relativi provvedimenti cautelativi. È possibile impiegare materiali speciali quali cupronickel, bronzo, ottone e altre leghe per impedire la corrosione e/o l’erosione provocata dai materiali contenuti nel fluido circolante nei tubi.

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Una batteria può dirsi ben progettata e realizzata quando: – i diversi circuiti sono di eguale lunghezza; – i tubi sono tutti drenabili per gravità; – non presenta un’eccessiva perdita di carico, così da ridurre la spesa energetica per il pompaggio. Nel caso di più ranghi la circuitazione è realizzata in maniera tale da consentire un controcorrente incrociato; l’ingresso dell’acqua avviene dal basso e l’uscita dall’alto, così da facilitare lo sfogo dell’aria (cap. 36). Batterie a espansione diretta. Le batterie funzionanti con refrigerante e aventi lo scopo di raffreddare l’aria (quali evaporatori di un sistema frigorifero), presentano molti più problemi di quelli che si hanno con l’acqua o con soluzioni di glicole. Nei sistemi di espansione diretta due sono i sistemi più utilizzati per la laminazione: il tubo capillare e la valvola di espansione termostatica. Il tubo capillare è il più semplice dei dispositivi di laminazione: si tratta di un tubo di preciso diametro che, in funzione della sua lunghezza, permette il passaggio di una determinata quantità di liquido; tale quantità è fissa e non può, quindi, adattarsi alle variabili esigenze di impianti complessi. Il tubo capillare è, pertanto, impiegato in piccoli gruppi di condizionamento come quelli da finestra. La valvola di espansione termostatica è il dispositivo più utilizzato nelle applicazioni con espansione diretta, dalle piccole alle più importanti. Questo dispositivo regola automaticamente la portata di refrigerante liquido che arriva alla batteria, in maniera tale da garantire un surriscaldamento del vapore, all’uscita, che va da 3 a 6 K. Nella fig. 31.2 è schematicamente raffigurato il funzionamento della valvola. Il complesso è costituito da un bulbo “b”, da un capillare che collega il bulbo al cappello superiore della valvola, e dalla valvola propriamente detta. Il bulbo, il capillare e il cappello sono riempiti di un fluido che modifica il suo volume al variare della temperatura, generando una spinta sulla parte superiore della membrana di comando dell’otturatore della valvola; sulla parte inferiore di questa membrana agiscono le forze di una molla antagonista di regolazione e quella dovuta alla pressione del fluido refrigerante in arrivo. Quando, partendo da posizione di equilibrio, la temperatura avvertita dal bulbo aumenta, la pressione che si esercita sulla parete superiore della membrana aumenta, così che la valvola si apre di più facendo passare più refrigerante, viceversa accade se la temperatura si abbassa. In tal modo si riesce a controllare il surriscaldamento garantendo così sempre vapore all’uscita della batteria, evitando che il liquido possa arrivare al compressore. Il sistema descritto è quello più semplice che, però, può dar luogo a inconvenienti, per cui si adottano valvole più complesse per migliorarne il funzionamento. Per assicurare un’uniforme distribuzione di refrigerante nelle batterie con più circuiti, è necessario disporre tra la valvola e la batteria un distributore, realizzato con tubi di piccolo diametro aventi uno sviluppo eguale per tutti i circuiti.

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Fig. 31.2

Schema di una valvola di regolazione termostatica.

Controllo della resa delle batterie. La resa delle batterie ad acqua si può ottenere modificando la portata dell’acqua o quella dell’aria. Nel primo caso la portata dell’acqua fluente in una batteria si può far variare con valvola modulante o flottante; nel secondo caso si utilizza il sistema face and by-pass dampers. La portata dell’aria può essere modificata anche controllando le prestazioni del ventilatore: o variandone la velocità con inverter oppure agendo su di una serranda posta sull’aspirazione o sul premente. Per i sistemi di regolazione si rimanda al capitolo 37. Nel caso di batteria a espansione diretta il controllo può essere ottenuto aprendo o chiudendo una valvola solenoide sull’aspirazione o fermando il complesso. Controllo della temperatura e dell’umidità relativa. La contaminazione microbica è la causa più comune di malattia nelle persone che vivono in ambienti chiusi. L’ANSI/ASHRAE Standard 62.1-2007 “Ventilation for Acceptable Indoor Air Quality” e l’EPA “United States Environmental Protection Agency” raccomandano che l’umidità relativa ambiente sia mantenuta al di sotto del 60% per minimizzare i rischi di proliferazione microbica. Tradizionalmente gli impianti di climatizzazione sono focalizzati sul controllo della temperatura ambientale, mentre l’umidità relativa è raramente controllata e ci si accontenta di un controllo indiretto.

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Ora, se questo può essere vero e accettato quando si è in condizioni di carico massimo, si dimostra facilmente che, in condizioni di carico parziale, mentre la temperatura viene mantenuta e controllata al valore desiderato (set-point impostato), l’umidità relativa sale e potrebbe salire (cosa che accade spesso) oltre il valore del 60%, limite da non superare. Negli impianti a portata costante (constant volume  CV), una diminuzione del carico termico ambiente determina una parzializzazione della batteria, per ridurre la temperatura dell’aria immessa, onde raggiungere un nuovo equilibrio fra il carico ambiente da rimuovere e il calore asportato dall’aria. Poiché, però, normalmente una riduzione del carico ambiente significa una riduzione del calore sensibile, mentre il latente rimane pressoché costante, il rapporto tra sensibile e totale si modifica (il fattore termico diminuisce) e l’umidità sale. I possibili rimedi a questo non trascurabile problema sono i seguenti. a) Controllo dell’umidità relativa agendo sulla batteria di raffreddamento e deumidificazione e ricorrendo al postriscaldamento per controllare la temperatura ambiente. Trattasi di un sistema ottimo che, però, determina elevati costi di gestione se non si ricorre, per esempio, all’impiego di sistemi di recupero del calore. b) Trattamento separato dell’aria esterna a cui affidare il compito del controllo dell’umidità relativa, mentre la temperatura viene controllata agendo sulla batteria di raffreddamento posta sull’aria di ricircolo. c) Con il controllo della temperatura con il sistema face and by-pass dampers nel quale, però, non deve essere modulata la portata d’acqua refrigerata nella batteria, così che, all’aprirsi della serranda del by-pass, l’aria che passa attraverso la batteria, se pur ridotta, viene molto deumidificata. Con questo tipo di controllo sono possibili due configurazioni e, cioè, by-pass sull’aria miscelata (aria esterna  aria di ricircolo) o by-pass solo sull’aria di ricircolo. Quest’ultima configurazione è da preferirsi quando l’aria esterna contiene molta più umidità che non l’aria di ricircolo; in tal modo l’aria umida è fatta passare sempre attraverso la batteria di raffreddamento. In questo caso occorre esaminare attentamente il problema, in quanto è necessario che le dimensioni della batteria non siano troppo ridotte e tali da minimizzare l’effetto desiderato. Negli impianti a portata d’aria variabile (variable air volume  VAV), il controllo della temperatura ambiente viene effettuato agendo sulla portata d’aria immessa, mentre la temperatura dell’aria trattata a valle della batteria di raffreddamento e deumidificazione è normalmente costante. Anche con questo tipo di impianto l’umidità relativa è indirettamente controllata, ma al variare del carico essa non aumenta come nel caso della portata costante, in quanto la deumidificazione è sempre in atto. Al diminuire del carico termico al di sotto di un certo valore, anche la portata d’aria dovrebbe ridursi, ma ciò non viene consentito sia per non ridurre i ricambi e sia per non modificare eccessivamente il regime fluidodinamico di diffusione dell’aria in ambiente. Ridotta, quindi, la portata al valore minimo prefissato, la temperatura ambiente viene regolata con postriscaldamento. Anche con i sistemi VAV si può ricorrere a un trattamento separato dell’aria ester-

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na: è ciò che si realizza con gli impianti a doppio condotto a portata variabile, descritto nel capitolo 34. Installazione delle batterie. I diversi problemi relativi all’installazione delle batterie sono approfonditi nel capitolo 34 e nel capitolo 36, ai quali si rimanda per tutte le informazioni relative quali: – velocità di attraversamento dell’aria: non superiore a 2,5 m/s per evitare trascinamento dell’acqua condensata sulla superficie; – velocità dell’acqua: fra 0,3 e 2,4 m/s; – necessità di disporre di un separatore di gocce a valle per evitare trascinamento di acqua; – necessità di disporre di bacinelle di raccolta condensa in materiale non corrodibile quale, per esempio, acciaio inossidabile, con idoneo dispositivo di scarico continuo della condensa e svuotamento totale nel caso di fermo del ventilatore per evitare che, con acqua stagnante, si possa favorire lo sviluppo della legionella pneumophila. Scelta delle batterie. Nella scelta della batteria più adatta alle esigenze occorre considerare: – condizioni dell’aria entrante: temperatura, umidità, entalpia; – condizioni dell’aria uscente: temperatura, umidità, entalpia; – caratteristiche del fluido raffreddante disponibile: temperatura ecc.; – portata dell’aria da deumidificare; – valore massimo accettabile della perdita di carico lato aria; – valore massimo accettabile della perdita di carico lato fluido raffreddante; – sistema di regolazione della capacità; – eventuale presenza di atmosfera corrosiva; – materiali da utilizzare per i tubi, le alette, il telaio ecc. Occorre, fra l’altro, valutare attentamente il fatto che la resa di una batteria può essere garantita soltanto se la distribuzione dell’aria sulla sua superficie è uniforme, il che vuol dire che la velocità di attraversamento deve essere uniforme su tutta la superficie della batteria. Quasi in tutte le UTA il ventilatore è l’ultimo componente e, pertanto, è verosimile considerare uniforme la velocità dell’aria nella batteria; così non è nelle UTA nelle quali il ventilatore spinge l’aria sulle batterie. È il caso dei gruppi di trattamento aria negli impianti multizone, doppio canale, doppio condotto ecc. In tali casi è necessario installare, dopo il ventilatore e a distanza opportuna, una lamiera forata, o altro dispositivo equivalente, per poter distribuire uniformemente l’aria sulle batterie a valle. L’aria si può considerare distribuita uniformemente solo se, effettuate diverse misure di velocità su tutta la superficie della batteria, si riscontra una differenza massima, fra i diversi valori rilevati, inferiore al 20%. Un altro aspetto molto importante è la necessità che la batteria scelta sia in grado di garantire il rapporto fra calore sensibile e calore totale, necessario per mantenere in ambiente le condizioni termoigrometriche richieste.

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Per fortuna, oggi, i costruttori di batterie sono in grado, con l’ausilio di programmi di calcolo sofisticati, di effettuare una scelta appropriata, garantendo le rese richieste. Per un approfondimento si rinvia al capitolo 21 dell’ASHRAE Systems and Equipment Handbook - 2004. Calcolo delle batterie di raffreddamento e deumidificazione. Le batterie, specie quelle usate nelle UTA destinate agli impianti di climatizzazione, sono scelte e progettate assumendo i seguenti parametri: – temperatura dell’aria entrante al bulbo asciutto : da 18 a 38 °C – temperatura dell’aria entrante al bulbo umido : da 15 a 30 °C (se l’aria non deve essere deumidificata, la scelta è fatta considerando soltanto il calore sensibile) – velocità frontale dell’aria sulla batteria : da 1 a 4 m/s – temperatura di saturazione del refrigerante : da 1 a 13 °C – temperatura dell’acqua refrigerata entrante : da 1,5 a 18 °C – velocità dell’acqua : da 0,3 a 2,4 m/s Lato aria il rapporto fra calore sensibile e calore totale rimosso, con le batterie di deumidificazione, va da 0,6 a 1,0, in funzione delle applicazioni. Per una data batteria, un desiderato rapporto fra sensibile e totale può essere ottenuto con diverse possibili combinazioni di velocità dell’aria, di temperatura dell’acqua in ingresso e uscita, di portate e di condizioni dell’aria entrante. Occorre tener presente che la velocità di attraversamento dell’aria non può superare, però, dei valori prestabiliti (da 2,0 a 2,5 m/s) per evitare il trascinamento, a valle della batteria, di goccioline d’acqua. Per le batterie ad acqua, altri dati interessanti sono: – velocità dell’acqua nei tubi : 1,2 m/s – temperatura dell’acqua all’ingresso : 5,5 °C – aumento di temperatura : 7 °C – portata : 34 mL/s per kilowatt di effetto frigorifero Le condizioni all’ingresso sono quelle calcolate considerando le condizioni termoigrometriche dell’aria ambiente, dell’aria esterna e le rispettive portate. Condizioni dell’aria entrante di 26,7 °C al bulbo asciutto e di 19,5 °C al bulbo umido, sono tipiche per molte applicazioni nel campo della climatizzazione per il benessere. Nel settore industriale e nei grandi impianti di condizionamento come si è già detto occorre valutare attentamente anche l’opportunità di deumidificare separatamente l’aria esterna, così come di poter ricorrere al postriscaldamento per un più attento controllo dell’umidità relativa degli ambienti. I calcoli vengono generalmente eseguiti considerando l’aria standard a 20 °C, con una massa volumica di 1,20 kg/m3 e una pressione atmosferica di 101,325 kPa. Carico di refrigerazione. Il carico totale di refrigerazione qt di una batteria di raffreddamento e deumidificazione, per unità di peso di aria secca, con riferimento alla fig. 31.3, è data dalla somma dei seguenti termini:

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Fig. 31.3 Raffreddamento e deumidificazione.

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– calore sensibile qs rimosso per raffreddare l’aria dalla temperatura di ingresso t1 e quella di uscita t2 (kJ/kg); – calore latente ql rimosso per condensare l’umidità contenuta nell’aria alla temperatura di rugiada t4 (kJ/kg); – calore qw rimosso per raffreddare ulteriormente la condensa dalla temperatura di rugiada t4 fino alla temperatura t3 di uscita dalla batteria (kJ/kg). Si può, quindi, scrivere: qt  qs  ql  qw

(31.2)

Se si vuole conoscere il calore totale, questo può essere calcolato con l’espressione: (31.3) qt  (h1  h2)  (X1  X2) hw3 dove: h1, h2  entalpia dell’aria nelle condizioni iniziali 1 e in quelle finali 2 (kJ/kg) X1, X2  contenuto assoluto di acqua nelle condizioni iniziali 1 e in quelle finali 2 (kgacqua/kgaria secca)  entalpia specifica dell’acqua a saturazione alla temperatura finale t3 hw3 (kJ/kg) Il calore latente può essere espresso da: (31.4) ql  (X1  X2) h4 dove: h4  calore latente di vaporizzazione dell’acqua alla temperatura di condensazione t4 (kJ/kg) Il calore sensibile si può ricavare dall’espressione: qs  qw  (h1  h2)  (X1  X2) hw3  ql

(31.5)

fatte le debite sostituzioni si ricava: qs  qw  (h1  h2)  (X1  X2) (h4  hw3)

(31.6)

Se si considerano i termini: hg4  l’entalpia del vapor d’acqua saturo alla temperatura di condensazione t4 hw4  entalpia specifica dell’acqua a saturazione alla temperatura t4 si ricava: hg4  h4  hw4 per cui si può scrivere: qs  qw  (h1  h2)  (X1  X2) hg4  (X1  X2) ( hw4  hw3)

(31.7)

L’ultimo termine rappresenta il calore qw del sottoraffreddamento della condensa dalla temperatura di condensazione t4 a quella finale t3. La temperatura finale t3 è soggetta a sostanziali variazioni dovute alla tipologia di installazione della batteria,

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alla direzione del flusso d’aria ecc. In pratica t3 è spesso eguale alla temperatura al bulbo umido dell’aria uscente. Negli impianti di climatizzazione, entro i valori usuali di temperatura e umidità, non è necessario conoscere t3 con precisione, visto che il calore qw rimosso dall’aria rappresenta circa lo 0,5  1,5% del carico totale di refrigerazione. Un esempio numerico potrà essere utile per chiarire le idee. Si debba raffreddare aria da 32 °C al bulbo asciutto e 24 °C al bulbo umido, fino a una temperatura di 16 °C al bulbo asciutto e 14,5 °C al bulbo umido, e si assuma che la temperatura dell’acqua uscente dalla batteria sia di 12 °C, che è all’incirca fra la temperatura di saturazione (20,85 °C) e la temperatura della superficie della batteria (≈ 10 °C con acqua a 7 °C). Con riferimento alla fig. 31.3 e alla tab. 2.4 “Proprietà termodinamiche dell’acqua liquida e del vapore d’acqua a saturazione” e alla tab. 6.2 “Proprietà termodinamiche dell’aria umida a saturazione”, si può scrivere: h1 h2 X1 X2 t4 hw4 hw3 hg4 h4

 72,04 kJ/kgaria secca  40,69 kJ/kgaria secca  0,01557 (kgacqua/kgaria secca)  0,00972 (kgacqua/kgaria secca)  20,85°C (temperatura di saturazione)  4,186  20,85  87,28 kJ/kg  4,186  12,00  50,23 kJ/kg  2501  1,805  20,85  2538,63 kJ/kg  hg4  hw4  2451,35 kJ/kg

Dall’equazione (31.3) il calore totale è: qt  (72,04  40,69)  (0,01557  0,00972)50,23  31,06 kJ/kg Dall’equazione (31.4) il calore latente è: ql  (0,01557  0,00972) 2451,35  14,34 kJ/kg Il calore sensibile, quindi, è: qs  qw  qt  ql  31,06  14,34  16,72 kJ/kg Il calore sensibile può essere calcolato anche con l’equazione (31.7): qs  qw  (72,04  40,69)  (0,01557  0,00972) 2538,63   (0,01557  0,00972) (87,28  50,23)  16,72 kJ/kg Lo stesso valore si trova applicando l’equazione (31.6). Il calore qw è pari a 0,22 kJ/kg. 31.2.1 Manutenzione delle batterie. Lo sviluppo di sempre più elevate efficienze dei componenti aeraulici, ha portato (per le batterie alettate) a un aumento del numero di alette/pollice, nonché a un particolare disegno delle alette, in modo da aumentare la vorticosità dell’aria che attraversa la batteria, incrementando così la resa specifica.

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Ciò ha comportato una riduzione dello spessore delle alette. Ciò rende le moderne batterie più suscettibili di corrosione e di intasamento da parte delle particelle aerotrasportate. La conseguenza è una riduzione della resa! Una programmata manutenzione, che preveda la pulizia periodica delle batterie, permette di mantenerle pulite, rimuovendo dalla superficie i prodotti della corrosione, lo sporco e gli insetti che possono essersi depositati. La superficie esterna delle batterie può essere pulita con diversi sistemi, fra i quali c’è da annoverare il lavaggio con acqua in pressione e detergente, oppure può essere spazzolata e pulita con vacuum-cleaner. Nel caso di notevole sporcizia, come accade con le batterie di trattamento aria (per esempio nelle UTA per ristoranti con grasso accumulato), sarà necessario rimuovere la batteria e lavarla con acqua, vapore, aria compressa o acqua molto calda. È ovvio che il metodo migliore è sempre quello della prevenzione con un’ottima filtrazione. Per la pulizia dei tubi al loro interno, nel caso di acqua incrostante, è necessario ricorrere a lavaggi chimici. Per una pulizia più spinta si possono impiegare tre tipi di sostanze: alcaline, acide e tensioattive. Molto usate sono le prime due. La reazione del cleaner con i materiali della batteria determina la formazione di una schiuma (contenente ossidi e idrossidi di alluminio), ottenendo così l’eliminazione di un sottile strato di metallo e dello sporco. I detergenti alcalini contengono un’alta percentuale di idrossido di sodio e di potassio. Molto importante è la possibilità di risciacquo per eliminare i residui dell’attacco e quanto può essere rimasto del detergente. I detergenti acidi esplicano la stessa azione di quelli alcalini. Anche in questo caso occorre porre attenzione a non utilizzare detergenti molto aggressivi. Una volta venivano impiegati l’acido citrico, fluoridrico, solforico e quello muriatico. Questi acidi sono pericolosi per il materiale, nonché per l’ambiente e per il personale. Più adatti sono i detergenti a base di acido ortofosforico o citrico diluiti. Alcuni più sofisticati detergenti vanno sotto il nome di agenti tensioattivi. Questi non attaccano le superfici metalliche della batteria; rimuovono i depositi meglio degli alcalini; la batteria può essere, dopo l’applicazione, totalmente risciacquata con ottimi risultati. La frequenza della pulizia dipende da quanto corrosiva o sporcante è l’aria che attraversa la batteria. Si raccomanda, quindi, l’impiego di filtri di buona efficienza. In alcuni casi la pulizia si effettua una o due volte l’anno; in altri casi si arriva finanche a una volta al mese o alla settimana. Nelle applicazioni in atmosfere corrosive industriali o nelle aree costiere, può esser opportuno specificare un trattamento della batteria con materiali resistenti alla corrosione, che, quindi, consentano di mantenere una buona efficienza e una lunga vita utile. Questo trattamento deve proteggere nell’intero campo del pH da 1,0 a 14,0. L’effetto sulla trasmissione del calore è del tutto trascurabile. Poiché questo rivestimento (che copre indistintamente tutte le parti di cui è costituita la batteria: tubi, alette, collettori, telaio ecc.) può danneggiarsi, anche per ero-

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sione dovuta a particelle aerotrasportate, è opportuna la possibilità di riparazione in campo. Due sono le possibilità di rivestimento: una è quella per immersione, che assicura una copertura al 100%, l’altra è per spruzzamento, che però consente di proteggere abbastanza bene soltanto i due ranghi di tubi esterni, in quanto la sostanza spruzzata non passa al di là del primo rango. Questo sistema può essere accettato soltanto, per quello che si è detto, per batterie a 2 ranghi. La difficoltà di rivestire tutta la batteria con la sostanza spruzzata può addirittura determinare corrosioni delle pareti non protette, che si comportano come zone anodiche. Fra i diversi materiali il migliore sembra essere il polielastomero sintetico. In Italia sono note delle sostanze che vanno sotto il nome commerciale di Heresite (resina fenolica) e di Blygold. Con questi materiali si possono proteggere le batterie dei condensatori ad aria ecc. 31.3

DEUMIDIFICAZIONE CHIMICA

L’aria può essere deumidificata anche da determinate sostanze, solide o liquide, che hanno particolari proprietà di attrarre il vapor d’acqua. In questo capitolo ci si riferirà essenzialmente ai sistemi di deumidificazione rigenerativi, che impiegano essenzialmente due tipi di essiccanti. 1) Essiccanti solidi, che hanno la capacità di trattenere le molecole dell’acqua entro le proprie capillarità, con un processo detto di adsorbimento: tipico esempio è dato dalle spugne. I più comuni sono: zeoliti naturali, zeoliti sintetiche, gel di silice, allumina attivata, carboni, polimeri sintetici. 2) Essiccanti liquidi, che danno luogo a una soluzione tra acqua e sale: si parla in tal caso di assorbimento: il sale da tavola è un tipico esempio di essiccante che passa dallo stato solido al liquido assorbendo umidità. Le più comuni sostanze sono: il glicole trietilenico e soluzioni acquose di cloruro di litio (LiCl), bromuro di litio (LiBr), cloruro di calcio (CaCl2). – – – –

Gli essiccanti sono impiegati in molte applicazioni, particolarmente: quando il carico latente è molto elevato rispetto al sensibile; quando il costo energetico per la rigenerazione è inferiore a quello necessario per deumidificare con la refrigerazione meccanica; quando il controllo dell’umidità relativa richiede un abbassamento della temperatura al di sotto del punto di rugiada, non necessario ai fini del controllo della temperatura; quando, per il controllo della temperatura, si richiede aria a temperature molto basse.

In tutti questi casi il costo della refrigerazione meccanica può essere molto alto.

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Un processo di riduzione dell’umidità utilizzando essiccanti presenta molti vantaggi economici: minor costo delle apparecchiature, minor costo energetico, minor costo di manutenzione. Altri vantaggi sono anche dovuti al fatto che i sistemi di deumidificazione chimica rimuovono dall’aria trattata contaminanti microbiologici, migliorando così la qualità dell’aria interna. Ciclo di deumidificazione. Tutti gli essiccanti funzionano con lo stesso meccanismo: il trasferimento di umidità è dovuto alla differenza di pressione tra la pressione parziale del vapor d’acqua presente nell’aria trattata e la pressione del vapore esistente alla superficie della sostanza deumidificante. Quando la pressione del vapor d’acqua nell’aria è maggiore di quella esistente alla superficie della sostanza, questa assorbe umidità; quando, invece, la pressione del vapore alla superficie della sostanza è maggiore di quella esistente nell’aria, la sostanza cede umidità. La fig. 31.4 mostra la relazione esistente fra contenuto di umidità nella sostanza e la pressione di vapore alla sua superficie: si nota come la pressione aumenti man mano che sale il contenuto d’acqua, per cui per un certo valore di pressione si raggiunge un equilibrio con la pressione del vapor d’acqua nell’aria e non c’è più assorbimento di umidità.

Fig. 31.4

Pressione del vapor d’acqua alla superficie della sostanza essiccante in funzione del contenuto d’acqua.

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A questo punto l’umidità può fluire in un senso o nell’altro soltanto se interviene una forza esterna, che modifica la pressione del vapore o nella sostanza essiccante o nell’aria. Nella fig. 31.5 si vede come, aumentando la temperatura, aumenti la pressione del vapor d’acqua, per cui quando tale pressione supera quella del vapor d’acqua nell’aria circostante, la sostanza cede umidità all’aria: questo processo è chiamato di rigenerazione. Il raffreddamento della sostanza, invece, riduce la sua pressione di vapore, per cui essa può assorbire ancora umidità. Il ciclo completo è rappresentato nella fig. 31.6: nella fase 1-2 avviene l’assorbimento dell’acqua con aumento del contenuto d’acqua e della temperatura, in quanto il processo è isotermico. Nella fase 2-3 si effettua la rigenerazione della sostanza con riscaldamento (fino a 120 °C), con ripristino della capacità di deumidificazione. Nell’ultima fase 3-4 si procede a raffreddare la sostanza fino alla sua temperatura iniziale.

TE AN C I S ’ES L L E AD R TU RA E P TEM

Fig. 31.5

Pressione del vapor d’acqua alla superficie della sostanza essiccante in funzione del contenuto d’acqua e per diverse temperature.

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Fig. 31.6

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Ciclo di essiccazione.

L’energia richiesta per la rigenerazione è somma di tre variabili: – il calore necessario per portare la sostanza fino a una temperatura tale per cui la pressione di vapore alla sua superficie sia molto più alta di quella nell’aria circostante; – il calore necessario per far evaporare l’acqua contenuta (2465 kJ/kg); – una piccola quantità di calore aggiuntiva per far uscire l’acqua dalla sostanza. L’energia richiesta per il raffreddamento è proporzionale alla massa della sostanza e alla differenza di temperatura fra quella finale di rigenerazione e quella alla quale è opportuno portare la sostanza per farle assorbire umidità dell’aria. Nella tab. 31.1 sono riportati i valori della pressione di vapore in funzione dell’umidità relativa dell’aria alla temperatura di 21 °C. Maggiore è la differenza tra la pressione del vapore nell’aria e quella alla superficie della sostanza e maggiore sarà la capacità della sostanza di assorbire umidità dall’aria.

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Tab. 31.1

Pressione di vapore per differenti valori di umidità relativa a 21 °C

Umidità relativa (%) a 21 °C

Temperatura di rugiada °C

Pressione di vapore kPa

10 20 30 40 50 60 70 80 90 100

12,4 3,6 1,9 6,0 9,3 12,0 14,4 16,5 18,3 20,0

0,23 0,47 0,70 0,94 1,17 1,40 1,64 1,87 2,11 2,34

Per un approfondimento della modalità di assorbimento e/o adsorbimento delle sostanze liquide e solide si rimanda alle pubblicazioni ASHRAE citate in Bibliografia. 31.3.1 Metodi per la deumidificazione. L’aria può essere deumidificata o per raffreddamento o aumentandone la pressione, entrambi i sistemi riducono la sua capacità di contenere vapor d’acqua. Un altro sistema è quello, come si è visto, di impiegare sostanze essiccanti. Frequentemente vengono impiegate combinazioni di questi metodi per aumentare l’efficienza e minimizzare il costo di installazione. Nella fig. 31.7 sono illustrati tre metodi di deumidificazione che utilizzano sostanze essiccanti che, a partire dalle condizioni del punto A, deumidificano e raffreddano l’aria fino al punto B. 1) Nei sistemi con essiccanti liquidi l’aria è simultaneamente raffreddata e deumidificata direttamente dal punto A al punto B. 2) Nei sistemi con essiccanti solidi il processo può essere iniziato con preraffreddamento e deumidificazione da A a C, quindi, con intervento del materiale essiccante si passa da C a E e, infine, con ulteriore raffreddamento da E a B. 3) Sempre con essiccanti solidi è possibile passare dalla condizione A a quella D e, quindi, con raffreddamento sensibile passare da D a B. La deumidificazione con essiccanti liquidi si ottiene ricorrendo a colonne con diverse modalità, in commercio esiste il “Kathabar”, sostanzialmente costituito di due torri accoppiate. Deumidificazione con essiccanti solidi. Fra i sistemi impiegati con successo non solo nel campo industriale ma anche in quello civile, si deve annoverare quello con cilindro rotante (fig. 31.8), formato da struttura concentrica di supporti a fogli impregnati di sostanze deumidificanti sia assorbenti come cloruro di litio che adsorbenti come il gel di silice. L’aria viene fatta passare attraverso un settore del cilindro che provvede alla deumidificazione, mentre l’altro settore è interessato dall’aria calda che provvede alla rigenerazione.

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Fig. 31.7

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Metodi di deumidificazione.

Di questo sistema sono state elencate ben 20 variabili che ne influenzano le “performance”. In generale, però, i costruttori fissano molte di queste variabili, lasciando solo pochi gradi di libertà al progettista e cioè quelli elencati di seguito. a) Per l’aria da trattare: – temperatura all’ingresso; – contenuto di umidità; – velocità frontale sul letto essiccante. b) Per l’aria di rigenerazione: – temperatura all’ingresso; – contenuto di umidità; – velocità frontale sul letto essiccante. Poiché queste variabili cambiano da impianto a impianto, è bene essere a conoscenza degli effetti che la variazione di questi parametri comporta nelle performance del sistema. Studi eseguiti in Usa (Worek e Zheng 1991) hanno posto in evidenza alcuni dati interessanti desunti da una modellazione effettuata considerando il gel di silice e aria entrante a 21 °C col 50% di umidità relativa (8,0 gacqua/kgaria secca), utilizzando un letto

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Fig. 31.8

Principio di funzionamento di un deumidificatore rotativo.

dello spessore di 400 mm e un rapporto fra aria deumidificata e aria di rigenerazione pari a 3 : 1. a) Velocità dell’aria da trattare: più bassa è la velocità dell’aria più basso è il contenuto di acqua nell’aria uscente; per esempio con aria con un contenuto di acqua di 8 gacqua/kgaria secca l’umidità in uscita varia da 3,1 gacqua/kgaria secca a 5,7 gacqua/kgaria secca, variando la velocità da 1,3 m/s a 3,6 m/s. Quindi quanto maggiore deve essere la deumidificazione tanto minore dovrà essere la velocità e ciò comporta apparecchiature più grandi. b) Contenuto di umidità dell’aria entrante: quanto maggiore è l’umidità dell’aria entrante tanto maggiore sarà l’umidità contenuta nell’aria uscente: per aria all’ingresso contenente 8,0 gacqua/kgaria secca, l’aria in uscita avrà un contenuto di 5,0 gacqua/kgaria secca mentre se all’ingresso, a parità di condizioni, l’aria contiene 11,3 gacqua/kgaria secca, quella in uscita conterrà 7,1 gacqua/kgaria secca. Conseguenza di ciò è che, se è necessario avere all’uscita un contenuto di umidità costante, anche al variare delle condizioni all’ingresso, è necessario prevedere un controllo di capacità.

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c) Temperatura di ingresso dell’aria di rigenerazione: ha influenza sul contenuto d’acqua nell’aria trattata nel campo di temperature da 38 °C a 120 °C; per aria a 38 °C l’aria trattata esce con un contenuto di 7,1 gacqua/kgaria secca (solo 0,9 gacqua/kggaria secca inferiore a quella in ingresso), mentre con aria di rigenerazione a 93 °C, l’aria trattata esce con un contenuto di 5,0 gacqua/kgaria secca. Se ne deduce che se occorre aria molto secca, è necessario considerare alta temperatura di rigenerazione, mentre se ci si può contentare di aria non molto secca si potranno impiegare sorgenti di calore a basso costo: recupero dai sistemi di refrigerazione, energia termica di scarto ecc. d) Temperatura di uscita dell’aria trattata: è più alta di quella all’ingresso a causa del calore latente di condensazione e del calore emesso dalla reazione esotermica, che varia a seconda della sostanza essiccante impiegata; a questo calore si aggiunge quello derivante dalla rigenerazione, visto che l’aria trattata attraversa una zona della ruota ancora calda a seguito della rigenerazione, trattasi di circa il 10  20% del totale. e) Temperatura di uscita dell’aria trattata in relazione all’umidità contenuta all’ingresso: la temperatura aumenta se aumenta la deumidificazione. È risultato, infatti, che con aria di ingresso a 21 °C, 8 gacqua/kgaria secca, la temperatura in uscita è 31,7 °C; se, invece, viene rimossa maggiore quantità di acqua, come nel caso di aria entrante con 11,4 gacqua/kgaria secca, la temperatura di uscita sale a 34,4 °C. Prestazioni tipiche di un deumidificatore rotativo sono rappresentate nella fig. 31.9, dalla quale si possono rilevare le condizioni dell’aria in uscita in funzione di quella all’ingresso e come sia possibile ottenere un miglioramento delle prestazioni riducendo la temperatura dell’aria all’ingresso. Come si è visto, l’aria in uscita dal deumidificatore è a temperatura più alta di quella entrante e ciò può non essere accettabile per gli impieghi che se ne faranno. È, pertanto, necessario il più delle volte raffreddare quest’aria e ciò potrà essere ottenuto anche con torri di raffreddamento e successivo ricorso a sistemi di refrigerazione. 31.3.2 Norme di corretto impiego. Gli impianti di deumidificazione sono in genere di elevata affidabilità e possono funzionare regolarmente per decine di anni: è evidente, però, che occorre una buona manutenzione. Ogni diversa tipologia ha bisogno di una manutenzione mirata al tipo di sostanza essiccante impiegata, al tipo di installazione e alla sua destinazione. I principali aspetti da tenere presenti sono i seguenti. a) La filtrazione dell’aria prima che essa entri nel deumidificatore è necessaria per evitare che le caratteristiche fisico-chimiche della sostanza essiccante, sia essa solida o liquida, possano essere modificate da particelle contenute nell’aria. Se la durata di una sostanza può essere stimata fra i 5 e i 10 anni, una cattiva filtrazione ne può ridurre la vita di 1-2 anni. È, quindi, necessario, anche in accordo con il costruttore, effettuare una buona filtrazione e sottoporre a controllo continuo lo stato dei filtri, per sostituirli prima che possa essere danneggiata la sostanza.

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Fig. 31.9

Prestazioni tipiche di un deumidificatore rotativo.

b) È opportuno filtrare anche l’aria necessaria alla rigenerazione, prima che essa venga trattata, in quanto una riduzione di portata dovuta a intasamento della batteria di riscaldamento, provoca una riduzione dell’efficienza. c) L’aria che fuoriesce dalla sezione di rigenerazione è molto calda e umida; è, quindi, necessario che le canalizzazioni che la convogliano siano di materiale resistente alle corrosioni; poiché può esservi condensazione all’interno dei canali, specie se transitano in aree di bassa temperatura.Quando si teme una forte condensazione, è necessario prevedere anche degli scarichi nei punti bassi del sistema. d) È necessario sigillare accuratamente tutte le canalizzazioni che convogliano aria deumidificata, pena la riduzione di efficienza del sistema. Le canalizzazioni devono, quindi, essere sottoposte a prova di pressione per eliminare tutte le perdite. e) È necessario coibentare tutte le canalizzazioni viste le temperature in gioco. f) Per poter stimare l’efficienza di un deumidificatore è necessario poter misurare con attendibilità la portata d’aria, in quanto, come si è prima discusso, una variazione di velocità influisce sulle “performance” e, fra l’altro, un’elevata velocità

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può determinare un trascinamento, nella corrente d’aria, di particelle di sostanze che poi si ritroveranno nell’aria deumidificata. Si richiama, infine, l’attenzione sul fatto che sia per la bassa temperatura e umidità dell’aria trattata, che per l’alta temperatura e umidità dell’aria di rigenerazione, la strumentazione (termometri, lettori di umidità) deve essere adeguata, ma anche le modalità di misura devono tener conto delle particolari caratteristiche termoigrometriche dei fluidi sui quali si opera. 31.3.3

Applicazioni dei sistemi di deumidificazione

a) Nella climatizzazione. In molti casi è opportuno e utile non ricorrere a sistemi di deumidificazione con batterie ad acqua refrigerata, ma installare deumidificatori chimici. Senza scendere nei dettagli, vale la pena accennare alle seguenti possibili applicazioni. – Nei supermarket, dove è necessario che l’umidità relativa sia bassa per evitare condensazione sui banchi refrigeranti con conseguente riduzione di resa degli apparati. – Una combinazione fra il sistema di essiccazione e il sistema di refrigerazione meccanica può risolvere bene i diversi problemi e il calore di condensazione si può riversare nell’aria di rigenerazione. – Negli ospedali è necessario evitare la contaminazione biologica nelle bacinelle di raccolta condensa, nei filtri, negli isolamenti ecc. Con i sistemi di deumidificazione chimica, impiegati per il preraffreddamento e la deumidificazione, si evita la presenza di condensa nelle batterie, nei filtri, nei canali ecc. che si mantengono così asciutti. A valle di questo trattamento potrà poi esserci un raffreddamento solo sensibile. – Un altro notevole vantaggio che si ottiene è che le sostanze essiccanti svolgono anche un’azione di rimozione di batteri, microrganismi ecc. – Nei musei e negli ambienti in cui vengono conservati documenti e oggetti di grande valore deperibili se esposti in ambienti con alta umidità relativa. b) Nel settore industriale. Molti sono i processi e le lavorazioni che richiedono basse umidità relative: – essiccazione pellicole; – produzione canditi, cioccolato, gomme da masticare; – produzione di droghe e sostanze chimiche; – industria delle materie plastiche; – industria vetri laminati; – trasporti pneumatici; – imballaggio prodotti sensibili all’umidità; – movimentazione e stoccaggio polveri; – produzione di componenti elettronici; – magazzini a bassa e bassissima temperatura; – stagionatura formaggi; – nelle stazioni di pompaggio e trattamento delle acque.

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32 CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI Si definiscono impianti di condizionamento o di climatizzazione quegli impianti in grado di raggiungere, mantenere e controllare, negli ambienti da essi serviti, prefissate condizioni di temperatura, umidità, qualità e movimento dell’aria. Questi, infatti, sono i quattro parametri più importanti che devono essere considerati nello studio e nella realizzazione degli impianti; quando anche soltanto uno di questi parametri non è controllato, non si può parlare di impianto di condizionamento ma di: – impianto di riscaldamento, quando manca il controllo dell’umidità relativa, della qualità dell’aria e del suo movimento; – impianto di termoventilazione, quando non è controllata l’umidità relativa; – impianto di raffrescamento, quando è assente o scarso il controllo della qualità dell’aria (impianti con condizionatori autonomi da finestra, split-system ecc.); – altro. Gli impianti di condizionamento possono essere realizzati per garantire il comfort soltanto nel periodo estivo e, in tal caso, si parla di impianti di condizionamento estivo, oppure possono funzionare in tutti i mesi dell’anno e si parla di impianti all year round. Gli impianti a servizio di uffici, ospedali, alberghi, centri commerciali ecc. sono generalmente di questo ultimo tipo e funzionanti continuamente. In altri casi, quando l’utilizzo degli ambienti è saltuario, gli impianti, pur essendo in grado di assolvere regolarmente alle funzioni loro assegnate in tutte le stagioni, vengono fatti funzionare soltanto quando occorre e di ciò bisogna tener conto in fase di progettazione, perché sarà necessario dimensionare gli impianti in maniera tale che essi siano in grado di far fronte rapidamente alle richieste, non potendo contare, fra l’altro, sull’accumulo (di freddo o di caldo) nelle strutture. Gli impianti di condizionamento si suddividono anche in impianti di tipo civile e impianti di tipo industriale. Gli impianti civili sono progettati e realizzati con lo scopo di garantire condizioni di comfort per gli occupanti e fra questi, quindi, si annoverano gli impianti per: magazzini, supermarket, centri commerciali, centri polifunzionali, uffici, alberghi, residenze, bar, ristoranti, palazzetti per lo sport, auditorium, cinema, teatri, centri espositivi, scuole, negozi ecc. Gli impianti di condizionamento industriale hanno come scopo principale quello di garantire condizioni di temperatura, umidità e qualità dell’aria ottimali per la particolare destinazione degli ambienti o per la buona riuscita di un processo o di una lavorazione; si considerano, quindi, industriali gli impianti per: librerie, musei, ospedali (degenze, sale operatorie e locali annessi, radiologia, radioterapie, cure intensive, zone infettivi, grandi ustionati, terapia fisica, idroterapia, ambulatori, laboratori,

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sterilizzazione, stabulari ecc.), industrie meccaniche, tessili, ceramiche, elettroniche, laboratori fotografici, manifatture tabacco, industrie per la plastica, la gomma, il vetro, stabilimenti alimentari, stabilimenti farmaceutici, stamperie, centrali elettriche, nucleari, centri di elaborazione dati ecc. 32.1 CALCOLO DEI FLUSSI TERMICI E DEL CARICO DI RAFFREDDAMENTO Nel calcolo degli impianti di riscaldamento ci si riferisce, nella generalità dei casi, a condizioni di regime stazionario e i risultati che se ne ottengono sono accettabili. Passando a calcolare gli impianti di raffreddamento occorre considerare, invece, l’estrema variabilità nel tempo dei flussi termici (heat gains) dovuta principalmente alla grande e rapida variazione della radiazione solare nel corso del giorno. A causa dell’inerzia termica più o meno grande delle strutture, il flusso termico istantaneo che penetra in un ambiente non si trasforma tutto e subito in un carico di raffreddamento e di ciò occorre tener conto per evitare di commettere errori anche grossolani nella stima della potenzialità degli impianti. In modo opportuno, occorre, quindi, calcolare il carico di raffreddamento (cooling load ) nonché il calore effettivamente rimosso dall’ambiente con l’impianto (heat extraction rate). 32.1.1 Space heat gain. Il flusso termico istantaneo rappresenta il calore che penetra e quello generato nell’ambiente in un dato istante; si distingue il modo con il quale tale calore penetra in ambiente e se trattasi di calore sensibile o calore latente. Le modalità di ingresso del flusso termico in ambiente sono: – radiazione solare attraverso le superfici trasparenti; – trasmissione attraverso le finestre; – trasmissione attraverso le pareti esterne e il tetto; – trasmissione attraverso le pareti interne, il soffitto, il pavimento; – generazione da parte degli occupanti, dall’illuminazione e da altre apparecchiature; – infiltrazione di aria esterna; – eventuali altre cause. Tutti questi guadagni di calore sono discussi e illustrati nei paragrafi che seguono. Per calore sensibile si intende quello che si manifesta con una variazione di temperatura (aumento o riduzione), mentre per calore latente s’intende quello dovuto all’emissione di vapor d’acqua da parte degli occupanti o di apparecchiature. Per mantenere costante l’umidità relativa (a una temperatura prefissata) occorre che il vapore prodotto venga condensato (su batteria di raffreddamento e deumidificazione) con una portata simile a quella prodotta; l’energia correlata è quella ottenuta considerando la portata e il calore di condensazione. 32.1.2 Space cooling load. Si tratta del calore che deve essere rimosso dall’ambiente perché quest’ultimo sia mantenuto alla desiderata temperatura costante: tale calore non è necessariamente la somma di tutti gli apporti (heat gains).

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In effetti il calore dovuto alla radiazione non è immediatamente convertito in carico di raffreddamento. L’energia radiante viene prima assorbita dalle superfici che racchiudono l’ambiente (pareti, pavimento, soffitto) e dagli oggetti in esso contenuti. Man mano la temperatura di queste superfici e degli oggetti aumenta, e quando essa è divenuta maggiore di quella dell’aria, si ha una trasmissione di calore per convezione all’aria che si riscalda. La capacità termica delle superfici e degli oggetti determina la velocità con la quale cresce la loro temperatura superficiale, governando così l’ampiezza e il ritardo di questo flusso di calore rispetto al calore della radiazione istantanea. Non si può, quindi, trascurare nei calcoli la capacità termica delle strutture e degli arredi la quale può assumere un valore importante ai fini della riduzione dell’effettivo carico di raffreddamento. Nella fig. 32.1 è riportato uno schematico diagramma dal quale si può rilevare come, in funzione del peso della struttura, il carico di raffreddamento sia ridotto di ampiezza e sfasato rispetto al flusso termico istantaneo. Lo stesso vale nel caso dell’illuminazione di cui si parlerà al paragrafo 32.3.5. 32.1.3 Space heat extraction rate. Quando la temperatura ambiente non si mantiene costante nel tempo, il calore da rimuovere è differente dal carico di raffreddamento. Il calcolo, molto complesso, del carico di raffreddamento verrà affrontato nel paragrafo 32.5. Nello schema della fig. 32.2 è riportata la relazione fra flusso termico istantaneo, carico di raffreddamento e quello rimosso dall’ambiente. 32.2 DATI DI RIFERIMENTO E DI FUNZIONAMENTO PER IL CALCOLO DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE Per calcolare il carico termico (potenza da fornire o sottrarre) per la climatizzazione di un ambiente (o di più ambienti) è necessario conoscere tutti i dati relativi all’edi-

Fig. 32.1

Carico termico istantaneo per radiazione solare e carico effettivo di raffreddamento in caso di costruzione leggera, media e pesante.

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Fig. 32.2

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Rappresentazione schematica della relazione tra flussi termici, carico di raffreddamento e calore rimosso dall’impianto.

ficio, al clima, alle condizioni termoigrometriche da mantenere negli ambienti, al tipo di utilizzazione dell’edificio ecc. Più dettagliatamente i dati da considerare per un progetto sono i seguenti. Caratteristiche dell’edificio: piante; sezioni; orientamento; eventuale presenza di edifici che possono proiettare ombra o, invece, riflettere la radiazione solare da ampie superfici riflettenti; caratteristiche termofisiche di tutte le strutture (pareti, soffitti, coperture, pavimenti ecc.) e, cioè, trasmittanza, capacità termica, massa frontale, colore ecc.; tipologia dei serramenti e delle vetrate (semplici, doppie, speciali ecc.); tipologia delle protezioni solari (tapparelle o tende esterne, veneziane o tende interne ecc.). Condizioni climatiche esterne: temperatura, umidità relativa nelle diverse ore del giorno e in tutti i mesi dell’anno nonché le condizioni di vento. Per i dati relativi alle temperature e alle umidità esterne riferirsi al capitolo 12. Condizioni di funzionamento: destinazione d’uso; affollamento; tipo di attività svolta nei diversi ambienti; potenza dissipata per illuminazione (tipo di lampade); potenza dissipata da macchine operatrici (computer, video, fotocopiatrici, stampanti ecc.); altre fonti interne di calore sensibile e/o di umidità (calore latente); orari di funzionamento degli impianti; orari di occupazione dell’edificio. Condizioni termoigrometriche interne ed eventuali possibili variazioni nel tempo: i valori devono essere fissati di volta in volta in funzione della destinazione degli impianti. Ricambi di aria esterna: vanno fissati in relazione alla qualità dell’aria richiesta per il benessere delle persone o, in mancanza di altri dati, riferendosi alla norma UNI 10339, già citata al paragrafo 11.4.1 e successivi, ai quali si rimanda, nonché alla tab. 11.28 e successive. La norma UNI prescrive la verifica della congruenza dei valori suggeriti per i ricambi con quelli fissati eventualmente da leggi e regolamenti locali e sottolinea la necessità di accertarsi che nell’edificio non siano presenti sorgenti inquinanti, che

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possano richiedere portate maggiori di aria esterna, dato che i valori indicati nella tab. 11.28 sono stati fissati considerando il solo carico inquinante delle persone. Se poi l’aria esterna non ha quelle caratteristiche di purezza che ci si aspetta, occorre fare altre considerazioni e ricorrere anche a filtrazioni particolari (paragrafo 11.4.4). Fluidi eventuali a disposizione: acqua di pozzo, di acquedotto, acqua tiepida, calda, surriscaldata, fredda, refrigerata (temperatura, portata, pressione), vapore (pressione, temperatura) ecc. Fonti energetiche disponibili: energia elettrica (tensione e frequenza), gas (potere calorifico, pressione ecc.). Mesi e ore del giorno per i quali occorre effettuare i calcoli: frequentemente è necessario calcolare il carico di raffreddamento in momenti diversi dell’anno e per diverse ore del giorno allo scopo di individuare il carico massimo. Per l’esposizione sud, per esempio, alle nostre latitudini il massimo carico termico dovuto all’irraggiamento si ha nei mesi di settembre-ottobre alle ore 12 e di ciò occorre tener conto attentamente per evitare errori nel dimensionamento degli impianti. 32.3

CALCOLO DEI FLUSSI ISTANTANEI DI CALORE

In questo paragrafo vengono dettagliatamente esposti i criteri per la valutazione e il calcolo dei flussi istantanei di calore elencati al paragrafo 32.1.1. 32.3.1 Radiazione solare. La radiazione solare costituisce una delle più importanti, se non la più importante, fonte di calore: l’effetto è legato alla posizione del Sole nella volta celeste, all’orientamento dell’edificio, alla sua conformazione, alla limpidezza più o meno grande dell’atmosfera ecc. È necessario, pertanto, conoscere sia come varia la posizione del Sole nel cielo alle diverse ore del giorno e nei diversi mesi dell’anno sia, nel contempo, il valore dell’irradiazione sulle superfici verticali e orizzontali colpite dai raggi solari. Come si è detto nel paragrafo 4.3 il flusso di radiazione solare su una superficie normale ai raggi solari posta alla distanza media Terra-Sole (149,5 ⫻ 106 km) e senza l’assorbimento dovuto all’atmosfera è definito costante solare, il cui valore, oggi accettato, è pari a 1367 W/m2. A causa della piccola ellitticità dell’orbita terrestre il flusso extra-atmosferico varia da un massimo di 1413 W/m2 al 3 gennaio, quando la Terra è più vicina al Sole, a un minimo di 1332 W/m2 al 4 luglio; cioè in gennaio la Terra riceve circa il 7% di radiazione in più rispetto a luglio. Nella fig. 4.1, al paragrafo 4.3, è rappresentato lo spettro della radiazione solare che va da una lunghezza d’onda λ di 0,3 μm fino a 3 μm, che può essere suddiviso in tre intervalli: – radiazioni ultraviolette (UV): λ ⬍ 0,38 μm; – radiazione luminosa (visibile): 0,38 μm ⬍ λ ⬍ 0,78 μm; – radiazione termica (infrarosso IR): 0,78 μm ⬍ λ ⬍ 2,5 μm. Nell’attraversare l’atmosfera la radiazione solare è riflessa, dispersa e assorbita dalla polvere, dalle molecole gassose, dall’ozono, dal vapor d’acqua, da goccioline

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d’acqua ecc. Ne consegue un’attenuazione che è funzione delle proprietà fisiche degli strati atmosferici attraversati e della lunghezza del percorso seguito dai raggi solari. Movimento della Terra intorno al Sole. È interessante, ai fini di una comprensione migliore delle cause e degli effetti della radiazione solare, accennare al movimento della Terra intorno al Sole. La Terra ruota, in un’orbita leggermente ellittica (fig. 32.3) intorno al Sole e compie una rotazione completa in circa 365 giorni e 1/4; il piano nel quale la Terra ruota è chiamato piano orbitale o ecclittica. La distanza media fra il centro della Terra e il centro del Sole è pari a circa 149,5 ⫻ 106 km. Quando la Terra è più vicina al Sole (perielio) la distanza è quasi il 96,7 per cento della distanza media e ciò si verifica il 3 gennaio; all’afelio, invece, quando la Terra è più distante dal Sole, la distanza sale al 103,3 per cento della distanza media e ciò avviene il 4 luglio. Come è ben noto la Terra ruota anche intorno al suo asse compiendo un’intera

Fig. 32.3

Effetto della rotazione della Terra intorno al Sole.

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rivoluzione in 24 h; occorre, infine, considerare un movimento addizionale dovuto alla precessione giroscopica. L’asse di rotazione della Terra è inclinato, rispetto al piano orbitale, di 23,5°. A causa dei movimenti della Terra e dell’inclinazione del suo asse di rotazione, la posizione del Sole nel cielo, così come può essere visto da un osservatore terrestre, dipende dal giorno, dal mese e dall’ora del giorno e dalla posizione dell’osservatore sulla superficie terrestre. Ai fini pratici, vista la grande distanza dalla Terra, il Sole può essere considerato come una sorgente puntiforme di radiazione, per cui i raggi solari si possono considerare fra di loro paralleli. Agli equinozi primaverile (21 marzo) e autunnale (23 settembre) il Sole appare a perpendicolo sull’equatore e i poli della Terra sono equidistanti dal Sole: in questi giorni in tutti i punti della Terra (eccettuati i poli) il giorno dura quanto la notte (12 h): di qui il nome da aequus (eguale) e da nox, noctis (notte). Altre due posizioni caratteristiche del Sole si hanno al solstizio (da sol, solis ⫽ sole e sistere ⫽ fermarsi) estivo (22 giugno) e al solstizio invernale (22 dicembre) quando, cioè, il Sole cessa di allontanarsi dall’equatore celeste e comincia a riavvicinarvisi (fig. 32.3). La Terra è divisa da meridiani (piani che passano per i poli) in 360°; poiché la Terra impiega 24 h a compiere un giro completo intorno al suo asse, trascorrono 4 min per passare da un meridiano al successivo o, ancora, 15° di longitudine equivalgono a 1/24 di giorno e cioè, a un’ora. Ciò significa, quindi, che un punto A della superficie terrestre, esattamente a 15° a ovest di un altro B, vedrà il Sole nella stessa posizione nella quale è stato visto dal punto B un’ora dopo. La linea di longitudine 0° passa per convenzione per la località di Greenwich (Inghilterra) (Greenwich civil time: GCT). L’ora solare generalmente non coincide con l’ora civile; una prima correzione va applicata nel caso sia in vigore l’ora legale; per effetto della non simmetria dell’orbita terrestre e per l’irregolarità nella velocità di rotazione della Terra, bisogna applicare un’altra correzione, variabile nel tempo, detta equazione del tempo. Nella tab. 32.1 sono riportati per i diversi mesi dell’anno (per il 21 di ogni mese, per altri giorni si può interpolare) l’equazione del tempo, la declinazione in gradi, il flusso di radiazione solare su superficie verticale senza l’assorbimento dovuto all’atmosfera (I0 in W/m2). Tab. 32.1 Mese Gennaio Febbraio Marzo Aprile Maggio Giugno

Dati caratteristici per il 21 di ogni mese I0 (W/m2) 1416 1401 1381 1356 1336 1336

Equazione del tempo (min) ⫺11,2 ⫺13,9 ⫺7,5 1,1 3,3 ⫺1,4

Declinazione (gradi) ⫺20,0 ⫺10,8 0,0 11,1 20,0 23,45 (segue)

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(seguito tabella 32.1) Mese

I0 (W/m2)

Luglio Agosto Settembre Ottobre Novembre Dicembre

1336 1338 1359 1380 1405 1417

Equazione del tempo (min) ⫺6,2 ⫺2,4 7,5 15,4 13,8 1,6

Declinazione (gradi) 20,6 12,3 0,0 ⫺10,5 ⫺19,8 ⫺23,45

L’ora solare, quindi, è data da: ora solare ⫽ ora civile ⫺ ora legale (eventualmente) ⫹ equazione del tempo Un’ulteriore correzione deve essere apportata se l’ora del luogo in esame è quella del meridiano di riferimento diverso da quello locale; in tal caso la correzione è data da: 4 ⫻ (longitudine del meridiano di riferimento ⫺ longitudine del meridiano del luogo); 4 sono i minuti richiesti per la rotazione di 1° della Terra. La posizione del Sole nel cielo può essere individuata con l’altezza solare β sul piano orizzontale e dall’azimut solare φ computato in senso orario, partendo da sud (fig. 32.4); questi angoli dipendono dalla latitudine (L), dalla declinazione solare (δ) e dall’ora.

Fig. 32.4

Angoli solari per superfici orizzontali e verticali.

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Facendo riferimento alla fig. 32.5 se si indica con P un punto della superficie terrestre nell’emisfero nord si possono facilmente rilevare i seguenti parametri. – La latitudine (L), data dall’angolo fra la congiungente il punto P e il centro della Terra e la sua proiezione sul piano equatoriale. – L’angolo H (angolo orario) fra la proiezione di P sul piano equatoriale e la proiezione su questo stesso piano della linea congiungente il centro del Sole con il centro della Terra. Questo angolo varia durante la giornata con una velocità costante di 15°/h, poiché la rotazione completa della Terra (360°) avviene in 24 h. L’angolo varia da zero a partire dal mezzogiorno solare e aumenta di 15° ogni ora contata a partire dal mezzogiorno, con valori positivi fino a mezzogiorno e negativi al pomeriggio; si può anche calcolare moltiplicando 0,25 per i minuti prima o dopo il mezzogiorno. – La declinazione δ, data dall’angolo compreso fra la linea congiungente i centri della Terra e del Sole con la sua proiezione sul piano equatoriale. I valori della declinazione sono riportati nella tab. 32.1 (anno di riferimento 1964); tali valori possono variare leggermente di anno in anno ma per i calcoli nel settore termotecnico essi possono considerarsi sufficientemente precisi. Si dimostra che l’altezza solare (β) e l’azimut (φ) possono essere calcolati con le espressioni: sin β ⫽ cos L cos δ cos H ⫹ sin L sin δ

(32.1)

cos φ ⫽ (sin β sin L ⫺ sin δ) / (cos β cos L)

(32.2)

Nella fig. 32.4 sono indicati tutti gli angoli che possono interessare, fra i quali

Fig. 32.5

Latitudine, angolo orario e declinazione.

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anche l’azimut (ψ) di una superficie verticale e l’azimut solare di una superficie (γ) che è dato da:

γ⫽φ⫺ψ

(32.3)

L’azimut solare φ è positivo dopo mezzogiorno, è negativo al mattino. Così le superfici verticali esposte a ovest hanno un azimut (ψ) positivo; quelle a est un azimut negativo: ψ ⫽ ⫹180° esposizione nord, ψ ⫽ 0° esposizione sud, ψ ⫽ ⫺90° esposizione est, ψ ⫽ ⫹90° esposizione ovest, Se l’angolo γ è maggiore di 90° o minore di 270° la superficie è in ombra. L’angolo di incidenza dei raggi solari (θ) su una superficie comunque disposta è dato dall’angolo compreso fra la direzione dei raggi solari e la normale alla superficie; per una superficie orizzontale l’angolo è θH; per una superficie verticale è θV; per una superficie inclinata di un angolo Σ l’angolo di incidenza sarà: cos θ ⫽ cos β cos γ sin Σ⫹ sin β cos Σ

(32.4)

Da questa relazione si ricava, quindi, che: – per Σ ⫽ 0°, superficie orizzontale: cos θH ⫽ sin β

(32.5)

– per Σ ⫽ 90°, superficie verticale: cos θV ⫽ cos β cos γ

(32.6)

Le coordinate geografiche, utili per i calcoli, per alcuni capoluoghi di provincia sono riportati nella tab. 32.2. Tab. 32.2 Località L’Aquila Arezzo Bari Bologna Bolzano Brescia Cagliari Caserta Catania Catanzaro Como

Coordinate geografiche di alcuni capoluoghi di provincia Altitudine (m)

(°)

Latitudine (⬘)

(°)

Longitudine (⬘)

714 246 5 54 262 149 4 68 7 320 201

42 43 41 44 46 45 39 41 37 38 45

21 27 08 29 29 32 13 04 30 54 48

13 11 16 11 11 10 9 14 15 16 9

23 52 50 20 21 12 07 19 05 35 05 (segue)

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(seguito tabella 32.2) Località Cosenza Ferrara Firenze Genova Livorno Lodi Mantova Messina Milano Modena Napoli Novara Padova Palermo Parma Pavia Perugia Pescara Piacenza Pisa Potenza Reggio Calabria Roma Salerno Savona Siena La Spezia Siracusa Taranto Torino Trento Trieste Udine Venezia Verbania Viterbo

Altitudine (m)

(°)

Latitudine (⬘)

(°)

Longitudine (⬘)

238 9 40 19 3 87 19 3 122 34 17 159 12 14 57 77 493 4 61 4 819 15 20 4 4 322 3 17 15 239 194 2 113 1 197 326

39 44 43 44 43 45 45 38 45 44 40 45 45 38 44 45 43 42 45 43 40 38 41 40 44 43 44 37 40 45 46 45 46 45 45 42

18 50 41 25 33 18 09 11 27 38 51 25 24 07 48 11 06 27 03 42 38 06 53 40 18 19 06 04 27 07 03 39 03 26 55 25

16 11 11 8 10 9 10 15 9 10 14 8 11 13 10 9 12 14 9 10 15 15 12 14 8 11 9 15 17 7 11 13 13 12 8 12

15 37 15 53 19 30 46 32 11 55 15 37 52 21 19 09 23 12 41 24 48 38 28 46 18 19 49 17 14 43 07 47 14 20 33 06

Può essere utile qualche esempio per meglio illustrare l’argomento. Caso a) Determinare l’altezza (β) e l’azimut (φ) alle ore 10 a.m. del 21 luglio a Milano: 45° 27⬘ latitudine nord e 9° 11⬘ longitudine est. L’ora solare sarà: 10,00 ⫺ 1 (per tener conto dell’ora legale) ⫺ 6,2 minuti (equazione del tempo per 21 luglio) ⫽ 8 h 54 min

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cioè, 186 minuti prima del mezzogiorno e, quindi, l’angolo orario sarà H ⫽ 0,25 ⫻ 186 ⫽ 46,5°. La declinazione solare è δ ⫽ 20,6°. Si possono così calcolare gli angoli β e φ: dalla (32.1):

β ⫽ 44,65°

sin β ⫽ cos (45° 27⬘) cos (20,6°) cos (46,5°) ⫹ ⫹ sin (45° 27⬘) sin (20,6°) ⫽ 0,7028

dalla (32.2): sin (44,65°) sin (45° 27⬘) ⫺ sin (20,6°) cos φ ⫽ ––––––––––––––––––––––––––––––––– ⫽ 0,298 cos (44,65°) cos (45° 27⬘)

φ ⫽ 72,66° ed è negativo perché prima di mezzogiorno. Caso b) Per le stesse condizioni del caso a), determinare l’angolo di incidenza θV per una parete verticale esposta a SE. L’azimut solare è negativo, così anche quello ψ della parete (⫺45°). L’azimut solare della parete γ ⫽ φ ⫺ ψ ⫽ ⫺72,66 ° ⫺ (⫺45°) ⫽ ⫺27,66°. Ciò significa che il Sole è a est della normale alla superficie; dalla (32.6) si ottiene: cos θV ⫽ cos (44,65°) cos (⫺27,66°) ⫽ 0,63 θV ⫽ 51° Nella tab. 32.3 si riportano le altezze solari e gli azimut per diverse ore e diversi mesi dell’anno, alle latitudini nord di 40° e 45°. 32.3.2 Flusso termico istantaneo attraverso le finestre. Per “finestra” si intende qualsiasi apertura trasparente dell’involucro edilizio di un edificio. Una finestra comprende in genere: – la superficie trasparente di vetro o di altro materiale; – l’infisso, il telaio; – eventuali schermi esterni (tapparelle, tende ecc.); – eventuali schermi interni (veneziane, tende ecc.); – eventuali schermi posti fra due vetrate. Le finestre assolvono a molti compiti quali: consentire la comunicazione visiva con il mondo esterno, l’ingresso della luce solare e del calore, il rinnovo dell’aria; costituiscono anche una via di fuga nei casi di emergenza ecc. Una finestratura, quindi, deve essere progettata per rispondere a esigenze architettoniche, termiche, economiche e della qualità della vita. Dal punto di vista energetico, che è quello che in questo caso più interessa, la finestra agisce secondo quattro meccanismi: – trasmissione del calore fra esterno e interno e viceversa per conduzione e irraggiamento; – trasmissione della radiazione solare;

Alt. β

7,46 18,91 30,33 41,33 51,22 58,70 61,65 58,70 51,22 41,33 30,33 18,91 7,46

6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

Az. φ

Az. φ 13,10 106,09 24,35 97,20 35,82 87,82 47,19 76,77 57,95 61,77 66,79 37,88 70,65 0,31 66,79 37,88 57,95 61,77 47,19 76,77 35,85 87,82 24,35 97,20 13,10 106,09

Alt. β

Az. φ

Luglio Latitudine 40°

14,85 108,40 25,99 99,77 37,42 90,75 48,87 80,22 59,86 65,86 69,21 41,91 73,50 0,34 69,21 41,91 59,86 65,86 48,87 80,22 37,42 90,75 25,99 99,77 14,85 108,40

Alt. β

Giugno

7,90 19,34 30,78 41,81 51,77 59,35 62,35 59,35 51,77 41,81 30,78 19,34 7,90

Alt. β 99,50 90,06 79,92 67,90 52,09 29,71 0,25 29,71 52,09 67,90 79,92 90,06 99,50

Az. φ

Agosto

0,04 11,47 22,56 32,84 41,60 47,77 50,05 47,77 41,60 32,84 22,56 11,47 0,04

Alt. β

90,02 80,25 69,66 57,29 41,95 22,64 0,19 22,64 41,95 57,29 69,66 80,25 90,02

Az. φ

Settembre

– 4,50 15,08 24,59 32,40 37,66 39,55 37,66 32,40 24,59 15,08 4,50 –

Alt. β

17:15

(segue)

– 72,31 61,87 49,87 35,60 18,75 0,16 18,75 35,60 49,87 61,87 72,31 –

Az. φ

Ottobre

1284

12,73 105,60 24,00 96,97 35,47 87,21 46,83 76,07 57,53 60,97 66,27 37,13 70,05 0,31 66,27 37,13 57,53 60,97 46,83 76,07 35,47 87,21 24,00 96,67 12,73 105,60

Alt. β

Maggio

20-11-2008

98,96 89,48 79,29 67,22 51,40 29,19 0,25 29,19 51,40 67,22 79,29 89,48 98,96

Az. φ

Aprile

Ora solare

Mesi

Tab. 32.3 Altezza solare (β) e azimut (φ) per le latitudini nord di 40° e 45°

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1284

CONDIZIONAMENTO

8,20 18,78 29,28 39,24 47,95 54,26 56,65 54,26 47,95 39,24 29,28 18,78 8,20

6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

98,28 87,78 76,49 63,37 46,96 25,71 0,23 25,71 46,96 63,37 76,49 87,78 98,28

Az. φ

Az. φ

14,02 104,45 24,48 94,43 35,07 83,69 45,41 71,09 54,86 54,65 62,13 31,32 65,05 0,28 62,13 31,32 54,86 54,65 45,41 71,09 35,07 83,69 24,48 94,43 14,02 104,45

Alt. β

Maggio Az. φ 14,43 104,90 24,87 94,92 35,47 84,24 45,83 71,70 55,33 55,30 62,68 31,83 65,65 0,28 62,68 31,83 55,33 55,30 45,83 71,70 35,47 84,24 24,87 94,92 14,43 104,90

Alt. β

Az. φ

Luglio Latitudine 45°

16,37 107,07 26,73 97,32 37,32 86,93 47,78 74,74 57,52 58,59 65,27 34,54 68,50 0,30 65,27 34,54 57,52 58,59 47,78 74,74 37,32 86,93 26,73 97,32 16,37 107,07

Alt. β

Giugno

8,69 19,27 29,78 39,77 48,54 54,93 57,35 54,93 48,54 39,77 29,78 19,27 8,69

Alt. β 98,78 88,31 77,06 63,96 47,52 26,09 0,23 26,09 47,52 63,96 77,06 88,31 98,78

Az. φ

Agosto

0,03 10,58 20,74 30,04 37,80 43,12 45,05 43,12 37,80 30,04 20,74 10,58 0,03

Alt. β

90,01 79,29 67,81 54,75 39,25 20,76 0,18 20,76 39,25 54,75 67,81 79,29 90,01

Az. φ

Settembre

– 2,97 12,68 21,31 28,29 32,91 34,55 32,91 28,29 21,31 12,68 2,97 –

Alt. β

– 72,00 60,78 48,27 33,93 17,64 0,15 17,64 33,93 48,27 60,78 72,00 –

Az. φ

Ottobre

20-11-2008 17:15

Si rammenta che l’azimut φ è negativo al mattino e positivo dopo le 12.

Alt. β

Aprile

Ora solare

Mesi

(seguito tabella 32.3)

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1285

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI 1285

CAPITOLO 32-08.OK

1286

20-11-2008

17:15

Pagina 1286

CONDIZIONAMENTO

– possibile infiltrazione di aria dall’esterno; – illuminazione naturale, con conseguente riduzione del consumo di energia elettrica per illuminazione artificiale. L’effetto della finestra sul fabbisogno energetico di un edificio dipende dalla sue caratteristiche dimensionali, dall’orientamento, dalle condizioni climatiche ecc. Molta attenzione deve, quindi, essere posta nel progetto di una finestratura per minimizzare il consumo energetico, ricorrendo all’impiego di vetri speciali, efficaci protezioni dall’irraggiamento solare diretto, a telai e serramenti di bassa conducibilità e ottima tenuta all’aria. Quando la radiazione solare colpisce una finestra (senza protezioni solari) (fig. 32.6) una parte (circa l’8%) viene riflessa, un’altra, che va dal 5 al 50% (dipendendo dalla caratteristica del vetro: composizione, spessore), viene assorbita dal vetro, la rimanente parte passa nell’ambiente interno. L’energia assorbita provoca un innalzamento di temperatura del vetro, per cui una parte viene ritrasmessa all’esterno e all’interno per effetto di irraggiamento e convezione. Alla quantità totale di calore per irraggiamento deve essere aggiunta quella trasmessa attraverso il vetro per effetto di una differenza di temperatura fra esterno e interno; è indipendente dalla radiazione solare ed è funzione della trasmittanza del serramento e della differenza di temperatura. Limitando le considerazioni che seguono all’effetto della sola radiazione solare, si è visto come la quantità di energia che penetra in un ambiente attraverso una finestra (solar heat gain) è inferiore alla radiazione solare incidente. Il rapporto fra questi due valori viene definito fattore solare F. Questo fattore è caratteristico di ogni finestra e varia con l’angolo di incidenza dei raggi solari perché l’assorbimento, la riflessione e la trasmissione dell’energia solare dipendono strettamente dall’angolo di incidenza θ (fig. 32.6).

Fig. 32.6

Trasmissione della radiazione solare attraverso un vetro semplice di spessore 3 mm.

CAPITOLO 32-08.OK

20-11-2008

17:15

Pagina 1287

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

Tab. 32.4

1287

Fattori solari e shading coefficient per vetro semplice, vetro assorbente e vetro camera Vetro semplice

Spessore nominale (mm)

Radiazione solare direttamente trasmessa

Fattore solare (F)

Shading coeff. (SC)

chiaro

3 6 10 12

0,86 0,83 0,78 0,76

0,87 0,86 0,82 0,8

1,00 0,98 0,94 0,92

assorbente

3 6 10

0,67 0,5 0,34

0,73 0,61 0,5

0,83 0,70 0,57

Tipo di vetro

Vetro camera chiaro-chiaro

4-4 6-6 8-8 10-8

0,74 0,69 0,66 0,63

0,76 0,75 0,74 0,71

0,88 0,86 0,85 0,82

chiaro interno-assorbente est.

4-4 6-6 8-8

0,5 0,39 0,30

0,58 0,48 0,40

0,67 0,55 0,46

Per maggiori e più specifici dati riferirsi ai cataloghi dei costruttori.

Viene anche definito un coefficiente di ombreggiamento (shading coefficient: SC) quale rapporto fra il fattore solare del vetro in esame e il fattore solare di un vetro di riferimento di 3 mm di spessore (fattore solare F ⫽ 0,87 per normali condizioni estive): fattore solare della finestra in esame SC ⫽ –––––––––––––––––––––––––––––––– fattore solare del vetro di riferimento

(32.7)

F della finestra in esame SC ⫽ –––––––––––––––––––––– ⫽ 1,15 F 0,87

(32.8)

Il coefficiente SC è una caratteristica propria di ogni tipo di finestratura; non varia al variare dell’angolo di incidenza della radiazione solare e può essere determinato con prove calorimetriche. Nella documentazione dei produttori di vetro sono spesso forniti i fattori solari per cui è possibile calcolare il fattore di ombreggiamento SC per poter poi utilizzare i dati della tab. 32.5. Nella tab. 32.4 sono riportati i valori di SC per diverse finestre. Con tali valori si può valutare, perciò, il calore entrato (solar heat gain) noti i valori omologhi (solar heat gain factors: SHGF), relativi al vetro di riferimento. Questi valori sono tabulati (tab. 32.5), per la latitudine nord 40°, per tutte le esposizioni, per tutte le ore di sole, per alcuni mesi dell’anno e si riferiscono al 21mo giorno di ogni mese (ASHRAE).

SSE

0 56 172 294 382 418 400 329

5 53 145 252 332 366 347 281

SE

1 223 412 518 550 512 409 257

20 222 385 480 507 468 367 227

ESE

2 363 579 654 631 529 357 171

46 380 562 626 601 499 332 163

E

3 445 658 693 620 467 255 126

63 478 654 680 606 457 254 131

ENE

3 458 638 629 517 332 152 121

70 501 647 632 524 345 166 127

NE

3 403 520 470 330 171 121 117

68 450 543 492 358 197 128 121

NNE

2 284 320 230 131 114 114 117

54 329 355 268 160 121 123 121

N

1 113 89 86 99 107 114 117

32 150 118 94 105 112 119 121

Ora solare

5 6 7 8 9 10 11 12

5 6 7 8 9 10 11 12

4 39 65 85 104 122 188 281

4 39 65 85 100 115 130 227

4 39 65 85 100 112 124 163

0 33 59 80 96 107 120 171

OSO

4 39 65 85 100 112 119 131

0 33 59 80 96 107 114 126

O

4 39 65 85 100 112 119 127

0 33 59 80 96 107 114 121

ONO

4 39 65 85 100 112 119 121

0 33 59 80 96 107 114 117

NO

7 43 67 85 100 112 119 121

0 35 59 80 96 107 114 117

8 126 306 483 633 749 821 844

0 96 275 460 616 736 811 835

NNO Hor.

(segue)

7 6 5 4 3 2 1 12

7 6 5 4 3 2 1 12

Ora solare

17:15

4 39 68 93 142 218 279 301

0 33 59 80 96 111 133 257

SO

20-11-2008

Giugno

0 33 59 80 100 127 221 329

SSO

1288

0 33 63 92 168 262 330 355

Maggio

S

Tab. 32.5 Solar heat gain factor (SHGF) per 40° latitudine nord (ASHRAE 1997) (W/m2)

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1288

CONDIZIONAMENTO

SSE

0 55 166 285 371 407 389 320

52 222 373 475 519 505 434

SE

2 216 400 505 537 501 400 253

151 426 569 618 589 492 333

ESE

5 352 564 639 618 519 352 172

223 557 675 669 573 403 197

E

6 433 643 680 610 462 256 130

259 602 681 621 472 257 120

ENE

7 447 625 620 513 333 157 125

256 557 584 481 294 130 115

NE

7 395 513 468 333 177 125 120

214 426 397 259 126 113 112

NNE

5 281 321 236 138 118 120 120

137 223 149 97 105 109 112

N

3 116 95 90 102 110 117 120

38 55 75 89 102 109 112

Ora solare

5 6 7 8 9 10 11 12

6 7 8 9 10 11 12

(seguito tabella 32.5)

17 49 74 97 175 313 434

17 49 72 89 107 165 333

0 34 62 83 99 114 135 253

SO

17 49 72 89 102 116 197

0 34 62 83 99 110 123 172

OSO

17 49 72 89 102 109 120

0 34 62 83 99 110 117 130

O

17 49 72 89 102 109 115

0 34 62 83 99 110 117 125

ONO

17 49 72 89 102 109 112

0 34 62 83 99 110 117 120

NO

17 49 72 89 102 109 112

1 37 62 83 99 110 117 120

38 196 386 549 674 753 779

1 100 278 459 611 729 802 826

NNO Hor.

(segue)

6 5 4 3 2 1 12

7 6 5 4 3 2 1 12

Ora solare

17:15

18 55 128 251 367 443 469

0 34 62 83 104 128 217 320

SSO

20-11-2008

Agosto

0 34 66 94 165 254 321 344

Luglio

S

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1289

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI 1289

PM Hor. NNE NE ENE E ESE SE SSE S

SSO

SO

OSO

O

ONO

NO

NNO

N

I valori si riferiscono al 21

giorno di ogni mese. Atmosfera pulita.

17:15

mo

5 4 3 2 1 12 12 136 305 443 529 557 6 35 54 67 76 78 6 35 54 67 76 78 6 35 54 67 76 78 6 35 54 67 76 84 6 35 54 69 89 267 6 35 57 119 317 521 7 56 202 395 562 681

38 279 476 619 707 737

94 475 661 742 745 681

5 4 3 2 1 12

132 592 742 752 670 521

80 258 434 567 650 679

148 615 710 646 491 267

27 52 71 84 92 95

142 545 567 439 223 84

27 52 71 84 92 95

113 387 329 157 80 78

27 52 71 84 92 95

64 155 73 70 76 78

27 52 71 84 92 101

10 37 54 67 76 78

27 52 71 84 99 237

6 35 54 67 76 78

27 52 73 95 242 446

20-11-2008

Ottobre

27 57 129 293 461 584

1290

66 224 390 521 603 631

Settembre

7 8 9 10 11 12

Ora solare

244 467 599 658 652 584

NNO Hor.

381 626 712 696 604 446

NO

456 689 717 630 463 237

ONO

460 646 613 468 245 101

O

395 504 413 224 99 95

OSO

265 275 148 89 92 95

SO

87 61 73 84 92 95

SSO

28 52 71 84 92 95

S

7 8 9 10 11 12

SSE

SE

ESE

E

ENE

NE

NNE

N

Ora solare

(seguito tabella 32.5)

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1290

CONDIZIONAMENTO

CAPITOLO 32-08.OK

20-11-2008

17:15

Pagina 1291

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

1291

Pertanto, la quantità istantanea di calore che penetra per radiazione solare attraverso un vetro può essere calcolata con: qA ⫽ (SC) (SHGF)

(32.9)

Dalla tab. 32.4 appare chiaro il comportamento dei diversi tipi di vetro: vetro chiaro, vetro assorbente, vetro riflettente ecc.; mentre quelli assorbenti riducono la percentuale dell’irraggiamento che li attraversa, grazie alla loro capacità di assorbirne una certa quantità, quelli riflettenti, grazie a depositi superficiali di ossidi metallici, aumentano la loro proprietà riflettente nei confronti della radiazione solare incidente. Sia i cristalli assorbenti sia quelli riflettenti, riducendo la quantità di energia solare entrante, riducono anche, se pur in misura diversa, la trasmissione luminosa. Per operare una scelta ottimale è necessario trovare il miglior compromesso fra i due parametri fattore solare e trasmissione luminosa, in relazione alle caratteristiche dell’ambiente da vetrare: ubicazione, esposizione, destinazione d’uso ecc. I valori di SC della tab. 32.4 sono basati su valori di radiazione equivalente di 680 W/m2, corrispondente al calore di radiazione dietro vetro semplice dal 21 luglio al 21 settembre per l’esposizione ovest alle ore 16 e per latitudini nord da 16° a 40°; gli angoli di incidenza θ per questi mesi sono di 36°, 32°, 30° rispettivamente. Questi angoli di incidenza bassi fanno sì che i valori di SC indicati possano essere impiegati senza particolari correzioni in tutti i casi. Qualora la velocità dell’aria all’interno dei locali e in adiacenza alle vetrate sia maggiore di quella ipotizzata, i valori di SC aumentano così come aumentano se la velocità dell’aria all’esterno diminuisce al di sotto dei 12 km/h. Viceversa i valori di SC si ridurranno quando l’aria interna è quasi ferma e la velocità del vento all’esterno supera i 12 km/h. Nelle tabb. 32.6 e 32.7 si riportano i valori della radiazione solare massima estiva incidente e della radiazione solare massima estiva trasmessa attraverso vetro semplice per le latitudini di maggior interesse per le diverse località italiane: 38° N Palermo, 40° N Napoli, 45° N Milano (da norma UNI 10349). I dati della tab. 32.7 sono molto simili a quelli della tab. 32.5 desunta da ASHRAE. Protezioni dall’irraggiamento solare. Per ridurre l’apporto energetico dovuto alla radiazione solare si è soliti ricorrere a diversi sistemi quali gli schermi esterni e gli schermi interni. L’efficacia di uno schermo dipende dalla sua capacità di impedire che la radiazione solare penetri all’interno del locale. Da questo punto di vista differente è il comportamento dei diversi tipi di schermi. Schermi esterni: il mezzo più efficace per ridurre il carico termico dovuto alle finestre è quello di intercettare la radiazione diretta prima che essa raggiunga la superficie vetrata: si può ottenere una riduzione fino all’80%. Diversi sono i sistemi impiegabili quali: aggetti orizzontali e verticali, serrande, tende veneziane ecc. In tutti i casi è necessario che l’aria possa circolare senza ostacoli, così da rimuovere il calore assorbito dal vetro e dallo schermo. La scelta del tipo di schermo non può prescindere da un’attenta valutazione delle sue caratteristiche e delle sue

S

0 42 81 115 238 338 404 428 404 338 236 113 81 42

Ora

5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18

4 491 736 787 722 578 382 162 147 138 123 103 77 42

E 4 457 614 567 473 316 158 150 147 138 123 103 77 42

NE 2 182 165 116 129 138 147 150 147 138 129 116 165 182

Latitudine 38° N

N 0 42 77 103 123 138 147 150 158 316 473 576 614 457

NO 0 42 77 103 123 138 147 162 382 576 722 787 736 491

O 0 42 77 103 123 141 174 349 492 576 621 584 466 260

SO 0 42 77 103 123 138 147 162 147 138 123 103 77 42

Diffusa

20-11-2008 17:15

(segue)

1 157 364 558 723 651 931 958 931 851 723 558 364 157

Orizzontale

1292

2 260 466 584 621 587 492 349 174 141 123 103 77 42

SE

Tab. 32.6 Radiazione solare massima estiva su superfici verticali (W/m2)

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1292

CONDIZIONAMENTO

S

2 45 82 126 256 384 433 457 433 384 256 126 82 45 2

Ora

5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

(seguito tabella 32.6)

20 511 740 787 720 576 381 160 145 137 122 103 76 45 2

E

21 473 610 575 455 295 155 148 145 137 122 103 78 45 2

NE

11 166 176 113 127 137 145 148 145 137 127 113 176 166 11

Latitudine 40° N

N

2 45 76 103 122 137 145 148 155 295 455 575 610 475 21

NO

2 45 78 103 122 137 145 160 361 576 720 787 740 511 20

O

2 45 78 103 122 141 194 369 512 605 636 596 479 274 8

SO

2 45 78 103 122 137 145 160 145 137 122 103 78 45 2

Diffusa

17:15

(segue)

4 168 369 557 719 842 920 948 920 842 719 557 369 166 4

Orizzontale

20-11-2008

8 274 479 596 636 605 512 369 194 141 122 103 76 45 2

SE

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1293

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI 1293

S

9 48 85 169 310 426 501 527 501 426 310 169 85 49 9

Ora

5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

(seguito tabella 32.6)

114 554 749 765 712 569 378 157 142 134 121 102 79 49 9

E

119 505 598 542 409 244 148 145 142 134 120 102 79 49 9

NE

60 191 152 110 122 134 142 145 142 134 122 110 152 191 60

Latitudine 45° N

N

9 49 79 103 121 134 142 145 148 244 411 542 598 505 119

NO

9 49 79 103 121 134 142 157 375 569 714 765 748 554 114

O

9 49 79 103 121 140 241 416 558 647 772 626 504 306 47

SO

9 49 79 103 121 134 142 150 142 134 121 103 79 49 9

Diffusa

24 193 379 553 702 816 888 914 888 810 702 553 379 193 24

Orizzontale

1294

48 306 504 625 472 647 558 417 241 140 120 103 79 49 9

SE

CAPITOLO 32-08.OK 20-11-2008 17:15 Pagina 1294

CONDIZIONAMENTO

S

0 34 66 92 143 219 278 300 276 219 143 92 66 34 0

Ora

5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

1 206 385 485 512 472 368 226 130 115 100 84 63 34 0

SE 3 429 642 680 610 482 257 132 119 112 100 84 63 34 0

E 3 398 526 468 360 200 128 122 119 112 100 84 63 34 0

NE 2 125 108 92 105 112 119 122 119 112 105 92 106 125 2

Latitudine 38° N

N 0 34 63 84 100 112 119 122 128 200 360 468 526 398 0

NO 0 34 63 84 100 112 119 132 257 462 610 680 642 429 3

O 0 34 63 84 100 115 130 228 368 472 512 485 385 206 1

SO

0 34 63 84 100 112 119 122 119 112 100 84 63 34 0

Diffusa

20-11-2008 17:15

(segue)

0 100 282 467 622 743 617 841 817 743 622 467 262 100 0

Orizzontale

Tab. 32.7 Radiazione solare massima estiva trasmessa (solar heat gain) attraverso vetro semplice verticale (W/m2)

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1295

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI 1295

S

1 38 67 94 157 243 307 331 307 243 157 94 67 36 1

Ora

5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

(seguito tabella 32.7)

16 447 646 679 609 460 256 130 116 111 100 84 63 36 1

E 19 412 522 475 342 184 126 121 118 111 100 84 63 36 1

NE 8 127 102 92 104 111 116 121 116 111 104 92 102 127 8

Latitudine 40° N

N 1 36 63 84 100 111 118 121 128 184 342 475 522 412 19

NO 1 36 63 84 100 111 118 130 256 460 609 679 646 447 18

O 1 38 63 84 100 115 133 245 389 490 527 497 395 218 6

SO 1 36 63 84 100 111 118 130 118 111 100 84 63 36 1

Diffusa

20-11-2008 17:15

(segue)

2 108 266 466 616 735 808 831 808 735 616 466 266 108 2

Orizzontale

1296

6 218 395 497 527 490 389 245 133 115 100 84 63 36 1

SE

CAPITOLO 32-08.OK Pagina 1296

CONDIZIONAMENTO

S

7 40 69 105 200 306 380 406 380 306 200 105 69 40 7

Ora

5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

(seguito tabella 32.7)

100 485 653 678 604 455 253 128 121 109 98 83 64 40 7

E 104 438 509 443 287 150 121 116 115 104 98 83 64 40 7

NE 46 127 89 90 100 108 115 118 115 108 100 90 89 127 46

Latitudine 45° N

N 7 40 64 83 98 104 116 118 121 150 297 443 509 438 104

NO 7 40 64 83 97 108 116 128 252 455 664 678 653 484 100

O 7 40 64 83 97 114 150 292 440 534 563 525 418 245 35

SO

7 40 64 83 97 109 116 128 116 109 97 83 64 40 7

Diffusa

14 128 297 472 601 711 778 801 768 711 601 472 297 128 14

Orizzontale

20-11-2008

34 246 418 525 563 534 440 282 151 114 97 83 64 40 7

SE

CAPITOLO 32-08.OK 17:15 Pagina 1297

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI 1297

CAPITOLO 32-08.OK

1298

20-11-2008

17:15

Pagina 1298

CONDIZIONAMENTO

dimensioni da correlare all’orientamento, per ottimizzare il risultato desiderato. Alla latitudine nord gli aggetti orizzontali sopra le finestre possono ridurre molto la radiazione solare specie per le esposizioni sud, sud-est e sud-ovest in primavera inoltrata, estate e l’inizio dell’autunno. Per le esposizioni est, ovest e per il sud in autunno, invece, l’altezza solare è generalmente così ridotta da non permettere il ricorso a simile tipo di schermatura, a meno di non utilizzare protezioni orizzontali molto profonde. Nella fig. 32.7 è riportato schematicamente l’ombreggiamento di una finestra a sud ottenuto con un aggetto di 90 cm in diversi periodi dell’anno.

Fig. 32.7

Ombreggiamento di una finestra a sud con aggetto orizzontale di 90 cm.

Con riferimento alla fig. 32.8, nella quale è raffigurata una finestra (avente dimensioni L ⫻ H) protetta da schermi laterali verticali e orizzontale superiore, la larghezza e l’altezza della zona in ombra possono essere facilmente calcolate, note le dimensioni di questi aggetti e gli angoli β e φ (altezza solare e azimut). L’angolo Ω fra il piano orizzontale e un piano inclinato passante per lo spigolo dell’aggetto orizzontale che include il Sole è dato dall’espressione: tan Ω ⫽ tan β /cos γ dove γ è l’azimut solare della parete nella quale giace la finestra.

(32.10)

CAPITOLO 32-08.OK

20-11-2008

17:15

Pagina 1299

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

Fig. 32.8

1299

Ombre proiettate da aggetti orizzontali e verticali.

Si ottiene allora: – la larghezza della parte ombreggiata lV ⫽ aV ⎥ tan γ ⎥

(32.11)

lH ⫽ aH tan Ω

(32.12)

– l’altezza della zona ombreggiata Quando γ è maggiore di 90° o inferiore a 270° la finestra è completamente in ombra. Con questi dati è possibile calcolare ora per ora l’estensione dell’ombreggiamento in funzione delle dimensioni aH e aV degli aggetti orizzontali e verticali, ed eventualmente, modificarli per migliorare, nelle ore di massima insolazione, l’effetto della protezione. Avendo determinato la superficie ombreggiata della finestra, per calcolare il carico termico totale occorrerà considerare la finestra divisa in due parti: per quella soleggiata si utilizzano i valori tabellati per l’ora, il mese e la latitudine considerati, mentre per la parte in ombra si dovrà considerare il calore di radiazione valido per la stessa ora e latitudine per la facciata adiacente non soleggiata. L’effetto di schermi esterni quali tapparelle, ante chiudibili, veneziane per installazione all’esterno è positivo anche perché si determina una riduzione della trasmittanza che, con buona approssimazione, può essere calcolata come quella di una parete composta con intercapedine d’aria fra vetro e schermo.

CAPITOLO 32-08.OK

1300

20-11-2008

17:15

Pagina 1300

CONDIZIONAMENTO

Si tratta di un effetto utile per la stagione invernale, che è tanto migliore per quanto migliore è la tenuta fra vetro e schermo. Nelle tabb. 32.8, 32.9 e 32.10 sono riportati i coefficienti di riduzione della trasmittanza termica per tre tipi di vetro quando all’esterno sono collocati i seguenti schermi: – serranda avvolgibile in legno con conduttanza termica C ⫽ 13 W/m2 °C (tab. 32.8); – serranda avvolgibile in PVC con conduttanza termica C ⫽ 9 W/m2 °C (tab. 32. 9); – veneziana esterna (tab. 32.10). I valori dei coefficienti sono calcolati nell’ipotesi in cui le adduttanze interne ed esterne siano quelle delle norme UNI-CTI [hi ⫽ 8,14 W/(m2 °C) e he ⫽ 23,25 W/(m2 °C)] che corrispondono, per quanto riguarda he, a condizioni di forte ventosità. Il salto di temperatura interno-esterno, che influenza i coefficienti di scambio misto convettivo-radiativo nelle intercapedini d’aria, è quello tipico della stagione invernale. Tab. 32.8

Coefficienti di riduzione della trasmittanza per la presenza di una serranda avvolgibile in legno collocata all’esterno Spessore intercapedine d’aria (cm)

Coefficiente di riduzione

Vetro semplice

1 2 ⫼ 10

0,43 0,42

Vetro doppio

1 2 ⫼ 10

0,57 0,61

Vetro triplo

1 2 ⫼ 10

0,59 0,57

Tipo

Tab. 32.9

Coefficienti di riduzione della trasmittanza per la presenza di una serranda avvolgibile in PVC collocata all’esterno Spessore intercapedine d’aria (cm)

Coefficiente di riduzione

Vetro semplice

1 2 ⫼ 10

0,40 0,38

Vetro doppio

1 2 ⫼ 10

0,54 0,55

Vetro triplo

1 2 ⫼ 10

0,59 0,52

Tipo

CAPITOLO 32-08.OK

20-11-2008

17:15

Pagina 1301

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

Tab. 32.10

1301

Coefficienti di riduzione della trasmittanza per la presenza di una veneziana collocata all’esterno Spessore intercapedine d’aria (cm)

Coefficiente di riduzione

Vetro semplice

1 2 ⫼ 10

0,55 0,52

Vetro doppio

1 2 ⫼ 10

0,70 0,64

Vetro triplo

1 2 ⫼ 10

0,68 0,57

Tipo

Per il calcolo della trasmittanza K con schermo esterno occorre conoscere il valore di K in assenza di schermo e moltiplicarlo per l’opportuno coefficiente riportato nelle tabelle di cui sopra. Schermi interni: i principali schermi interni adottati nell’edilizia residenziale e del terziario sono le veneziane e le tende. L’efficacia di questi schermi dipende dalla capacità più o meno grande di riflettere la radiazione solare entrante prima che essa possa essere assorbita e convertita in calore che poi si riversa in ambiente. Nella fig. 32.9 è schematicamente rappresentato il meccanismo di riflessioni multiple ottenute con una veneziana. Nella tab. 32.11 si riportano i valori dei fattori di ombreggiamento (SC) per diversi tipi di vetri accoppiati a diversi tipi di veneziane. Tab. 32.11 Tipo di vetro Semplice: – chiaro – assorbente – riflettente

Doppio: – chiaro-chiaro – chiaro-assorbente – riflettente

Fattori di ombreggiamento (SC) per diversi tipi di vetri con veneziane interne Spessore nominale (mm)

Veneziane interne colore chiaro colore medio

6 ⫼ 12 6 ⫼ 10 SC ⫽ 0,30 senza schermi SC ⫽ 0,40 ” SC ⫽ 0,50 ” SC ⫽ 0,60 ”

0,67 0,53 0,23 0,29 0,38 0,44

0,74 0,57 0,25 0,33 0,42 0,50

4⫼4 6⫼6 SC ⫽ 0,20 senza schermi SC ⫽ 0,30 ” SC ⫽ 0,40 ”

0,58 0,36 0,18 0,26 0,33

0,62 0,39 0,19 0,27 0,34

I valori sono validi per alette inclinate a 45°; veneziane non completamente abbassate; angoli di incidenza solare di 35°.

CAPITOLO 32-08.OK

1302

20-11-2008

17:15

Pagina 1302

CONDIZIONAMENTO

Per quanto riguarda le tende occorre far riferimento ai dati dei produttori.

Fig. 32.9

Rappresentazione schematica dell’andamento dei raggi solari incidenti, riflessi e assorbiti per la presenza di una veneziana interna.

Trasmissione attraverso le finestre. Si è già accennato che, oltre al calore dovuto alla radiazione solare, in ambiente entra, attraverso le finestre, il calore dovuto alla trasmissione di calore per effetto della differenza fra la temperatura esterna e quella interna. I valori della temperatura esterna estiva riportati nella tab. 12.7 sono relativi alle ore 15, per cui, per effettuare calcoli precisi e valutare il flusso termico anche in altre ore, occorre riferirsi all’espressione (12.2) utilizzando i coefficienti F(t) della tab. 12.8 e i valori dell’escursione termica giornaliera. Per un accurato calcolo della trasmittanza termica dei componenti finestrati si rinvia alla norma UNI 10345 (novembre 1993).

CAPITOLO 32-08.OK

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17:15

Pagina 1303

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

1303

32.3.3 Flusso di calore attraverso le pareti esterne e il tetto. Il calore che passa attraverso le pareti esterne opache e il tetto è dovuto sia alla radiazione solare assorbita dalle superfici esterne sia alla differenza di temperatura fra esterno e interno; questa quantità di calore dipende, quindi, dalla latitudine, dal mese, dall’ora del giorno, dall’esposizione, dalla massa e dalla natura della parete o del tetto. Per semplificare i calcoli è stato introdotto il concetto di temperatura sole-aria (t0) definita come la temperatura dell’aria esterna che, in assenza di qualsiasi radiazione solare, determina lo stesso flusso che si ha in realtà, dovuto alla radiazione solare incidente, agli scambi per irraggiamento con il cielo e le superfici circostanti e agli scambi convettivi con l’aria esterna. Il flusso di calore su una superficie unitaria esterna soleggiata, dovuto all’effetto combinato della radiazione solare e della temperatura esterna, si può calcolare, pertanto, con un’espressione del tipo: q ⫽ α It ⫹ h0 (te ⫺ ts) ⫺ R

(32.13)

dove: q ⫽ flusso di calore (W/m2) α ⫽ coefficiente di assorbimento della superficie esterna della parete It ⫽ radiazione solare incidente sulla superficie (W/m2) h0 ⫽ coefficiente di adduzione esterna che può assumersi eguale a 17,0 W/(m2 K) te ⫽ temperatura dell’aria esterna (°C) ts ⫽ temperatura della superficie (°C) R ⫽ termine che tiene conto dell’emissione della parete verso il cielo D’altra parte per la definizione che si è data della temperatura sole-aria t0 si può anche scrivere: q ⫽ h0 (t0 ⫺ ts)

(32.14)

t0 ⫽ te ⫹ α It /h0 ⫺ R/h0

(32.15)

e quindi si ricava: Per R/h0 si assume un valore pari a ⫺3,9 °C per i tetti e si pone eguale a 0 °C per le pareti verticali. Per α/h0 si assumono i valori di 0,026 per superfici chiare (α ⫽ 0,45) e 0,052 per superfici scure (α ⫽ 0,9). Nella tab. 32.12 si riportano i valori di t0 calcolati con l’espressione (32.15) e per i due tipi di superfici esterne. I valori di t0 della tabella sono relativi a valori della temperatura dell’aria esterna riportati nella seconda colonna; per valori differenti della temperatura esterna si deve, quindi, apportare una correzione aggiungendo o sottraendo al valore di t0 tabulato, la differenza fra la temperatura desiderata e quella della seconda colonna della tabella. I valori di t0 , infine, sono calcolati per latitudine nord 40° e per il 21 del mese di luglio; i valori, comunque, possono essere considerati corretti con buona approssimazione anche per altre latitudini, in corrispondenza dei mesi più caldi. Per calcoli più precisi si rimanda al volume ASHRAE, Handbook Fundamentals, 2001.

CAPITOLO 32-08.OK

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1304

Pagina 1304

CONDIZIONAMENTO

Tab. 32.12 Ora

17:15

Temperature sole-aria (t0) per 21 luglio 40° latitudine nord

Temp. dell’aria esterna

Superfici colore chiaro: ␣/h0 ⫽ 0,026

°C

N

NE

E

SE

S

SW

W

NW

HOR

1

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

20,6

2

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

20,6

3

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

20,0

4

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

19,4

5

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

19,4

6

23,3

27,7

34,5

35,3

29,7

24,3

24,3

24,3

24,3

23,1

7

23,9

28,4

39,6

43,0

36,2

25,9

25,8

25,8

25,8

29,0

8

25,0

27,9

40,2

45,8

40,7

28,3

27,6

27,6

27,6

35,1

9

26,7

29,9

38,9

46,0

43,7

33,4

29,8

29,8

29,8

41,2

10

28,3

31,9

36,4

44,0

44,7

38,0

31,9

31,9

31,9

46,2

11

30,6

34,4

34,6

41,2

44,6

42,2

35,3

34,4

34,4

50,7

12

32,2

36,1

36,1

36,4

41,8

44,6

42,5

37,0

36,1

53,2

13

33,9

37,7

37,7

37,7

39,7

45,8

47,1

43,4

37,9

54,3

14

34,4

38,1

38,1

38,1

38,2

44,6

50,2

49,2

41,5

52,9

15

35,0

38,4

38,2

38,2

38,2

42,4

51,8

53,7

46,4

50,3

16

34,4

37,4

37,2

37,2

37,2

38,4

50,4

55,2

46,2

45,5

17

33,9

38,1

36,0

36,0

36,0

36,1

46,9

53,7

49,8

40,0

18

32,8

37,5

34,0

34,0

34,0

34,0

40,5

46,9

45,5

33,6

19

30,6

31,0

30,6

30,6

30,6

30,6

31,0

31,5

31,5

26,8

20

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

25,6

21

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

24,4

22

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

23,3

23

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

22,2

24

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

21,1 (segue)

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Pagina 1305

CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

1305

(seguito tabella 32.12)

Ora

Temp. dell’aria esterna

Superfici colore scuro: ␣/h0 ⫽ 0,052

°C

N

NE

E

SE

S

SW

W

NW

HOR

1

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

20,6

2

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

24,4

20,6

3

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

23,9

20,0

4

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

19,4

5

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

23,3

19,4

6

22,3

32,1

45,6

47,3

36,1

25,3

25,3

25,3

25,3

23,1

7

23,9

32,9

62,1

58,2

48,5

28,0

27,8

27,8

27,8

29,0

8

25,0

30,7

55,4

66,6

56,4

31,5

30,2

30,2

30,2

35,1

9

27,7

33,2

51,1

65,4

60,7

40,2

33,0

33,0

33,0

41,7

10

28,3

35,4

44,4

59,7

61,1

47,7

35,6

35,4

35,4

46,2

11

30,6

38,2

38,7

51,8

58,7

53,8

40,3

38,2

38,2

50,7

12

32,2

40,0

40,0

40,6

51,3

57,0

53,1

41,9

40,0

53,2

13

33,9

41,5

41,5

41,5

45,5

57,7

60,8

52,8

42,0

54,3

14

34,4

41,7

41,7

41,7

42,0

54,8

66,6

63,9

48,6

52,9

15

35,0

41,7

41,5

41,5

41,5

49,8

69,1

72,5

57,8

50,3

16

34,4

40,9

39,9

39,9

39,9

42,4

66,8

75,9

63,9

45,5

17

33,9

42,4

38,1

38,1

38,1

38,4

60,2

73,5

65,7

40,0

18

32,8

42,3

35,2

35,2

35,2

35,2

48,4

60,9

58,3

33,6

19

30,6

31,5

30,7

30,7

30,7

30,7

31,4

32,5

32,5

26,8

20

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

29,4

25,6

21

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

28,3

24,4

22

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

27,2

23,3

23

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

26,1

22,2

24

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

25,0

21,1

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1306

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Pagina 1306

CONDIZIONAMENTO

Una volta, quindi, nota questa temperatura t0 si può calcolare la quantità di calore che passa dall’esterno all’interno con la nota espressione: Q ⫽ KP AP (t0 ⫺ ta)

(32.16)

dove: KP ⫽ trasmittanza della parete o del tetto [W/(m2 K)] AP ⫽ superficie della parete o del tetto (m2) t0 ⫽ temperatura sole-aria relativa alle condizioni di calcolo (°C) ta ⫽ temperatura interna (°C) Quanto sopra vale nell’ipotesi di condizioni stazionarie, in realtà però l’irraggiamento solare varia periodicamente, pertanto la temperatura superficiale della parete fluttua intorno a un valore medio; questa variazione periodica si propaga all’interno della parete con un certo sfasamento nel tempo φ e con un’ampiezza ridotta rispetto al valore iniziale. I valori dello sfasamento e della riduzione di ampiezza dipendono dalle caratteristiche termofisiche della parete: trasmittanza, effusività ecc. Il problema come si vede è abbastanza complesso; tuttavia la quantità di calore trasmessa attraverso le pareti opache è relativamente piccola e si può quindi utilizzare il metodo descritto. 32.3.4 Flusso di calore attraverso le pareti interne, il soffitto e il pavimento. Quando i locali da condizionare sono confinanti con altri a temperatura diversa, per cui potrebbe esservi uno scambio di calore attraverso le superfici di separazione (pareti, soffitto, pavimento), occorre calcolare il calore scambiato con l’espressione: q ⫽ Σi Ki Ai (ti ⫺ ta)

(32.17)

dove: Ki ⫽ trasmittanza della generica parete di confine [W/(m2 K)] Ai ⫽ superficie della parete generica di confine (m2) ti ⫽ temperatura media del locale adiacente (°C) ta ⫽ temperatura dell’ambiente condizionato (°C) Le temperature da assumere per i locali adiacenti devono essere valutate considerando le loro caratteristiche e la destinazione d’uso; la temperatura in una cucina, per esempio, può essere di parecchi gradi più alta della temperatura esterna. Nel caso di locali senza sorgenti di calore e con ridotti apporti solari si può considerare una differenza di temperatura di 2,5 ⫼ 3 °C. Per pavimenti poggianti su terreno o sovrastanti locali interrati, nel calcolo estivo si può trascurare lo scambio di calore. 32.3.5 Fonti di calore interne: affollamento, illuminazione, apparecchiature ecc. Affollamento. Già al capitolo 10 si è esaminato il meccanismo di termoregolazione del corpo umano e si è parlato dell’energia liberata in funzione dell’attività svolta (vedi anche la tab. 10.2); nella tab. 32.13 vengono forniti i valori del calore (sen-

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CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

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sibile e latente) emesso dalle persone in funzione dell’attività svolta. Mentre il calore latente può considerarsi che venga subito immesso in ambiente, per il calore sensibile occorre considerare l’effetto dell’accumulo nelle strutture, dato che una buona percentuale (fino al 60% in alcuni casi) di questo calore è energia radiante. I valori tabulati sono basati su una temperatura dell’ambiente interno di 24 °C; per temperatura maggiore, per esempio di 27 °C, il calore totale emesso non varia ma quello sensibile diminuisce del 20%, mentre il calore latente aumenta conseguentemente. Tab. 32.13 Attività svolta

Calore ceduto dalle persone

Calore totale emesso (W) Calore sensibile Calore latente Maschio adulto Valore medio(1) (W) (W)

Seduto a riposo: – teatro

115

105

70

35

Seduto, lavoro molto leggero: – uffici, hotel, appartamenti

130

115

70

45

Attività moderata: – uffici, hotel, appartamenti

140

130

75

55

Persona in piedi o che si muove lentamente: – grandi magazzini, negozi ecc. 160 – banca 160

130 145

75 75

55 70

Seduto: – ristorante(2)

145

160

80

80

Lavoro leggero al banco: – industria

235

220

80

140

Ballo moderato: – sala da ballo

265

250

90

160

Persona che cammina a 5 km/h; lavoro leggero in fabbrica 295

295

110

185

Lavoro pesante, bowling

440

425

170

255

Lavoro molto pesante

470

470

185

285

Atleti: palestra

585

525

210

315

(1) Il valore medio tiene conto di una presenza di uomini, donne e bambini in percentuali diverse a seconda dell’attività: i valori sono calcolati considerando che il calore emesso dalla donna è l’85% di quello emesso dall’uomo e quello emesso da un bambino è pari al 75%. (2) Il valore indicato tiene conto del calore emesso dai cibi (18 W ⫽ 9 W sensibile ⫹ 9 W latente).

Nel calcolo degli apporti di calore dovuto alle persone occorre distinguere se trattasi del calcolo del carico termico massimo di una zona (o di un ambiente) per deter-

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CONDIZIONAMENTO

minare la portata d’aria massima da immettere (o le caratteristiche del terminale, per esempio ventilconvettore), oppure se si sta eseguendo il calcolo del carico massimo contemporaneo per valutare il carico massimo frigorifero o la portata totale d’aria. Mentre nel primo caso si deve considerare il massimo possibile affollamento, onde proporzionare l’impianto affinché sia soddisfacente anche nelle condizioni più sfavorevoli, nella seconda ipotesi occorre introdurre un coefficiente di contemporaneità per il quale si suggeriscono valori (tab. 32.14), per alcune diverse tipologie di edifici. Tab. 32.14

Coefficiente di contemporaneità per affollamento 0,4 ⫼ 0,6 0,7 ⫼ 0,9 0,8 ⫼ 0,9

Alberghi Uffici Grandi magazzini

Per valutare l’affollamento, in assenza di dati precisi, ci si può riferire alla tab. 11.29 che riporta gli indici di affollamento (n. persone/100 m2) per locali nei quali è previsto uno stazionamento di persone. Illuminazione. Il guadagno di calore dovuto all’illuminazione è una parte non trascurabile del carico termico ambiente ed è, quindi, necessario valutarlo con attenzione. Si deve anche in questo caso tener presente che non tutto il calore corrispondente alla potenza elettrica assorbita viene trasformato in carico di raffreddamento. Soltanto una parte dell’energia assorbita, infatti, viene dissipata per convezione e la si ritrova subito in ambiente, la rimanente parte (circa l’80%) viene emessa sotto forma di radiazione, di questa una parte la si ritroverà in ambiente una volta che sia stata assorbita dalle pareti e dagli arredi e poi ceduta per convezione all’aria. Come per la radiazione solare, pertanto, il carico di raffreddamento effettivo è inferiore al carico istantaneo ed è sfasato nel tempo: vedasi in proposito la fig. 32.10 che pone bene in evidenza il fenomeno dell’accumulo, del ritardo e della riduzione del carico. In una lampada a incandescenza il 10% dell’energia assorbita viene trasformato in luce, l’80% è dissipato per irraggiamento e solo un 10% è dissipato per convezione e conduzione e diventa un carico di raffreddamento istantaneo. I tubi fluorescenti trasformano circa il 25% di energia assorbita in luce, un 25% è dissipato per irraggiamento, mentre un 50% è immesso in ambiente per conduzione e convezione. Il calcolo della quantità totale di calore emessa da una lampada si può eseguire con l’espressione: qel ⫽ fu fi P dove: qel ⫽ quantità di calore istantanea (W) P ⫽ potenza delle lampade (W)

(32.18)

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CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

Fig. 32.10

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Effetto dell’accumulo sul carico di raffreddamento dovuto all’illuminazione.

fu ⫽ coefficiente di utilizzazione, pari al rapporto fra la potenza delle lampade realmente utilizzate e la potenza totale di tutte le lampade installate; per i negozi il coefficiente è posto eguale a 1 fi ⫽ fattore di incremento per tener conto, per esempio, della dissipazione dello starter delle lampade fluorescenti; in questo caso può assumersi un valore pari a 1,20 ⫼ 1,25. Per lampade al sodio il fattore diventa 1,04 ⫼ 1,37 dipendendo dal costruttore Qualora non si abbiano dati precisi circa la potenza elettrica installata per l’illuminazione, si può calcolare la quantità di calore emessa nel locale considerando i valori di illuminamento generalmente mantenuti e da questi, con l’ausilio della tab. 32.15, desumere la potenza elettrica installata. L’unità di misura dell’illuminamento, il lux, è l’illuminamento prodotto dal flusso luminoso di 1 lm (lumen), ripartito uniformemente su una superficie con area di 1 m2 (1 lx ⫽ 1 lm/m2). Conoscendo, quindi, il livello di illuminamento e considerando che: – per lampade a incandescenza occorre una potenza di 200 ⫼ 250 W per 1000 lx; – per lampade fluorescenti occorre una potenza di 20 ⫼ 40 W per 1000 lx; si può ricavare la potenza delle lampade installate. Per un calcolo di maggiore precisione occorre considerare la resa delle lampade, il rendimento di illuminazione nonché l’invecchiamento e lo sporcamento delle lampade. Per quanto riguarda la resa delle lampade ηe (variabile nel tempo) si possono assumere questi valori:

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CONDIZIONAMENTO

Tab. 32.15 Destinazione del locale o attività svolta

Potenza elettrica installata per illuminazione

Livello di illuminamento (lux)

Potenza elettrica installata (W/m2) Lampade a incandescenza

Lampade fluorescenti

Depositi, corridoi, zone di sosta temporanea

100

20 ⫼ 25

4⫼8

Lavorazioni grossolane a mano

300

60 ⫼ 75

10 ⫼ 20

Lavorazioni su macchine utensili, laboratori

500

100 ⫼ 120

12 ⫼ 24

Uffici, sale disegno, supermercati, lavori di precisione

750

–

15 ⫼ 30

Lavori di precisione, esame dei colori, meccanica fine

1000

–

20 ⫼ 40

Lavori di estrema precisione

1500

–

30 ⫼ 60

Attività particolari: – interventi operatori, ecc.

2000

–

40 ⫼ 80

– – – – – –

lampade a incandescenza (220 V) tubi fluorescenti, classici con reattore da 38 mm tubi fluorescenti ad alto rendimento, con reattore da 26 mm tubi fluorescenti ad alto rendimento con starter elettronico lampade a vapore di mercurio ad alta pressione lampade a vapori di sodio

ηe ⫽ 14 lm/W ηe ⫽ 52 lm/W ηe ⫽ 76 lm/W ηe ⫽ 95 lm/W ηe ⫽ 50 ⫼ 60 lm/W ηe ⫽ 60 ⫼ 70 lm/W

Il rendimento di illuminazione (ηi), inteso quale rapporto fra il flusso luminoso efficace e quello totale emesso, dipende dalla geometria del locale, dalla disposizione delle lampade, dalla riflessione delle pareti ecc. Il suo valore può variare da 0,3 (molto sfavorevole) a 0,9 (ottimo). Per tener conto dell’invecchiamento e dello sporcamento si può assumere un coefficiente di sicurezza pari a 1,25. Pertanto potrà scriversi: Li p ⫽ 1,25 –––––– η η e

i

dove: p ⫽ potenza elettrica installata per unità di superficie (W/m2) ⫽ livello di illuminamento richiesto (lx) Li

(32.19)

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CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

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Nel caso di lampade (faretti) incassate in controsoffitto, parte del calore emesso viene immessa direttamente in ambiente, parte è rilasciata nel controsoffitto; questa, qualora il plenum (fra controsoffitto e soffitto) sia utilizzato per effettuare il recupero dell’aria, non passa in ambiente ma si ritrova, comunque, nel carico frigorifero totale che, quindi, rimane invariato; il vantaggio è che si riduce il carico ambiente e, quindi, la portata d’aria necessaria. Tutto ciò ha come conseguenza diretta la riduzione dell’energia assorbita dai ventilatori e anche (in molti casi) la possibilità di impiegare apparecchiature di dimensioni inferiori di quelle che sarebbero necessarie senza questo accorgimento. Spesso vengono installati corpi illuminanti che consentono l’aspirazione dell’aria che, quindi, passa o direttamente nel plenum sovrastante, posto in depressione, o meglio, viene aspirata da canali a essi collegati. Alle considerazioni fatte occorre ancora aggiungere che, nel caso di plenum in depressione, per effetto dell’innalzamento della temperatura dell’aria che in esso scorre, può determinarsi un aumento (seppur leggero da 0,5 a ⫹2 °C) della temperatura del controsoffitto rispetto all’ambiente condizionato, il che dà luogo a una riemissione di calore verso il basso. Si tratta di considerazioni che possono ulteriormente complicarsi quando si pensi al calore che penetra nel plenum attraverso le pareti esterne o la copertura (ultimo piano dell’edificio) che insistono su di esso. Il vantaggio, comunque, di riprendere l’aria dalle lampade è notevole perché, come si è detto, si ha una riduzione del carico ambiente e, da non trascurare, anche un miglioramento del rendimento e della vita delle lampade. Parametri precisi si possono ottenere dai costruttori ma, orientativamente, si può tener conto che con lampade ben ventilate il flusso energetico verso il basso può ridursi fino al 20% con portate d’aria da 40 a 60 m3/h, per lampade da 200 W. Apparecchiature elettriche. L’apporto istantaneo di calore da parte di apparecchiature dotate di motori elettrici si può calcolare con l’espressione: qem ⫽ fu fm P/ηm

(32.20)

dove: qem ⫽ calore emesso dall’apparecchiatura in funzione (W) fu ⫽ fattore di utilizzazione ⱕ1 fm ⫽ fattore di carico del motore ⱕ1 P ⫽ potenza nominale del motore (W) ηm ⫽ efficienza del motore ⬍1 Il fattore di utilizzazione è minore di 1 quando l’uso del motore è intermittente con significativi periodi di non uso; in genere fu può porsi eguale a 1. Anche il fattore di carico fm in condizioni di normale utilizzo dei motori può porsi eguale a 0,9 ⫼ 1,0. L’efficienza, per motori da 2 a 100 kW, varia da 0,8 a 0,9. Quando i motori sono più di uno occorre anche considerare un fattore di contemporaneità. L’espressione (32.20) è valida nel caso in cui sia il motore sia la macchina trascinata si trovino nell’ambiente condizionato. Si devono, perciò, considerare altre due possibilità.

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Pagina 1312

CONDIZIONAMENTO

– Motore nell’ambiente trattato e macchina trascinata all’esterno: (1⫺ηm) fu fm qem ⫽ ––––––––– ηm

(32.21)

Questo è il caso anche di motore accoppiato a ventilatore di espulsione o a pompa. – Motore all’esterno dell’ambiente trattato e macchina trascinata all’interno: qem ⫽ fu fm P

(32.22)

Nella tab. 32.16 si riportano, per comodità del lettore, alcuni valori per il calore emesso che diventa un carico di raffreddamento. Tab. 32.16 Potenza nominale del motore (kW)

Potenza dissipata in ambiente da macchine accoppiate a motori elettrici (W) Efficienza ηm

Posizione del motore e della macchina rispetto all’ambiente condizionato

(%) Motore dentro Motore fuori Macchina dentro Macchina dentro

0,75 1,1 1,5 2,2 3,0 5,5 7,5 15,0 22,0 30,0 45,0 75,0

75 77 79 81 81 84 86 87 89 89 89 90

1.000 1.430 1.898 2.716 3.704 6.547 8.720 17.240 24.720 33.708 50.560 83.330

00.750 1.100 1.500 2.200 3.000 5.500 7.500 15.000 22.000 30.000 45.000 75.000

Motore dentro Macchina fuori 0.250 0.330 0.398 0.516 0.704 1.050 1.220 2.240 2.720 3.708 5.560 8.330

I valori sono stati calcolati ponendo fu e fm eguali a 1.

Ai fini del carico termico, a meno di indicazioni più precise, il guadagno di calore può essere suddiviso in parti eguali fra la componente radiante e quella convettiva. Apparecchiature diverse. Nel calcolo del carico termico occorre tener conto anche del calore sensibile e latente emesso negli ambienti da tutti i dispositivi eventualmente presenti alimentati con gas, energia elettrica o vapore. Per quanto riguarda il calore emesso dalle apparecchiature di cucina si rimanda al capitolo che tratta degli impianti di condizionamento per i ristoranti e degli impianti di ventilazione per le cucine. Lo stesso dicasi per le potenze dissipate nei labora-

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tori e negli ospedali per i quali sono forniti alcuni dati nei relativi capitoli. Per quanto riguarda le potenze dissipate negli uffici dalle diverse apparecchiature presenti (fotocopiatrici, computer, stampanti ecc.) si può considerare mediamente un valore che va da 20 a 25 W/m2; qualora vi fosse una forte densità di computer si arriva fino a 45 ⫼ 50 W/m2. Nel caso di centri di calcolo propriamente detti occorre conoscere con precisione la composizione del centro e le caratteristiche di ogni macchina. Per questi centri si va da 250 a 500 W/m2, valori che difficilmente saranno superati perché, mentre da un lato si riducono sempre più le potenze dissipate dalle macchine, queste si vanno miniaturizzando sì che nella stessa area se ne possono installare in maggior numero, aumentandone così la concentrazione. Nelle tabelle che seguono sono riportati i valori delle potenze dissipate negli uffici da considerare nei calcoli, desunti da diverse ricerche effettuate (Hosni et al.,1999; Wilkin e McGaffin, 1994). Tab. 32.17

Potenze dissipate da apparecchiature elettroniche Funzionamento W

Con risparmio energetico W

Computer Valore medio Valore prudenziale Valore molto prudenziale

55 65 75

20 25 30

Monitor Piccolo monitor (da 330 a 380 mm) Medio monitor (da 400 a 460 mm) Grande monitor (da 480 a 510 mm)

55 70 80

0 0 0

Tab. 32.18

Potenze dissipate da stampanti laser e fotocopiatrici Funzionamento W

Stampanti laser Piccola da tavolo Da tavolo Piccoli uffici Grandi uffici Fotocopiatrici Da tavolo Da ufficio

1 pagina al minuto W

Inattivo W

130 215 320 550

75 100 160 275

10 35 70 125

400 1.100

85 400

20 300

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CONDIZIONAMENTO

Tab. 32.19

Potenze dissipate da apparecchiature d’ufficio Massima potenza assorbita W

Valori raccomandati

Attrezzatura per ufficio posta Piegatrice Imbustatura, da 3600 a 6800 pezzi/h Etichettatrice, da 1550 a 30.000 pezzi/h Affrancatura

125 da 600 a 3300 da 600 a 6600 230

80 da 390 a 2150 da 390 a 4300 150

Macchine distributrici Sigarette Cibo freddo e bevande Bevande calde Snack

72 da 1150 a 1920 1725 da 240 a 275

72 da 575 a 960 862 da 240 a 275

Altro Stampante codici a barre Registratore di cassa Macchina caffè da 10 tazze Lettore microfiche Lettore microfilm Lettore/stampante microfilm Forno a microonde 28 L Apparecchio per la distribuzione dei documenti Refrigeratore d’acqua da 30 L/h

440 60 1500 85 520 1150 600 da 250 a 3000 700

370 48 1050 sens. ⫹ 450 lat. 85 520 1150 400 da 200 a 2420 350

Applicazione

Tab. 32.20

W

Fattori di carico per diversi tipi di ufficio

Densità di carico Fattore di carico Descrizione Leggero

5,4 (W/m2)

Assumendo 15,5 m2 per postazione (6,5 postazioni per 100 m2) con computer e monitor, più stampante e facsimile. Computer, monitor e fax con fattore di utilizzazione 0,67; stampante con fattore di utilizzazione 0,33.

Medio

10,8 (W/m2)

Assumendo 11,6 m2 per postazione (8,5 postazioni per 100 m2) con computer e monitor, più stampante e facsimile. Computer, monitor e fax con fattore di utilizzazione 0,75; stampante con fattore di utilizzazione 0,50.

Medio/pesante

16,1 (W/m2)

Assumendo 9,3 m2 per postazione (11 postazioni per 100 m2) con computer e monitor, più stampante e facsimile. Computer, monitor e fax con fattore di utilizzazione 0,75; stampante con fattore di utilizzazione 0,50.

Pesante

21,5 (W/m2)

Assumendo 7,8 m2 per postazione (13 postazioni per 100 m2) con computer e monitor, più stampante e facsimile. Computer, monitor e fax con fattore di utilizzazione 1,0; stampante con fattore di utilizzazione 0,50.

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La tab. 32.20 è desunta da valori che dettagliatamente sono riportati nella tab. 32.21. Tab. 32.21

Carichi di raffreddamento per differenti densità dei carichi Numero Potenza unitaria Totale Fattori di Carico W W contemporaneità W

Densità di carico, leggera Computer Monitor Stampante laser da tavolino Facsimile Carico totale

6 6 1 1

55 55 130 15

330 330 130 15

0,67 0,67 0,33 0,67

220 220 43 10 493

0,75 0,75 0,5 0,75

390 420 108 11 929

1 1 0,5 0,5

650 700 160 15 1525

1 1 0,5 0,5

900 960 160 15 2035

Fattore di carico ⫽ 5,4 W/m2 Densità di carico, media Computer Monitor Stampante laser da tavolo Facsimile Carico totale

8 8 1 1

65 70 215 15

520 560 215 15

Fattore di carico ⫽ 10,8 W/m2 Densità di carico, media/pesante Computer 10 65 1 Monitor 10 70 1 Fotocopiatrice laser ufficio piccolo 1 320 0,5 Facsimile (polifunz., copie ecc.) 1 30 0,5 Carico totale Fattore di carico ⫽ 16,1 W/m2 Densità di carico, pesante Computer 12 75 900 Monitor 12 80 960 Fotocopiatrice laser ufficio piccolo 1 320 320 Facsimile (polifunz., copie ecc.) 1 30 30 Carico totale Fattore di carico ⫽ 21,5 W/m2

I valori relativi a una densità media sono quelli più comunemente incontrati. Per quanto riguarda la tipologia del calore emesso dalle diverse apparecchiature, nella tab. 32.22 sono riportati i valori del calore emesso per radiazione e per convezione, che si differenziano da macchina a macchina a causa della presenza o meno del ventilatore di raffreddamento.

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CONDIZIONAMENTO

Tab. 32.22

Suddivisione delle emissioni per radiazione e per convezione da apparecchiature d’ufficio

Dispositivo Computer Monitor Computer e monitor Stampante laser Fotocopiatrice Facsimile (polifunz., copie ecc.)

Ventilatore

Radiazione

Convezione

sì no – sì sì no

da 10 a 15% da 35 a 40% da 20 a 30% da 10 a 20% da 20 a 25% da 30 a 35%

da 90 a 85% da 65 a 60% da 80 a 70% da 90 a 80% da 80 a 75% da 70 a 65%

32.3.6 Flusso di calore per infiltrazione e ventilazione. L’introduzione di aria esterna di rinnovo è una costante in tutti gli impianti di condizionamento e al paragrafo 11.4 già si è affrontato il problema, fornendo anche i valori che vengono suggeriti dalla normativa a seconda della destinazione degli ambienti. La potenza per raffreddare e deumidificare in estate o riscaldare e umidificare in inverno questa aria la si ritrova a carico degli apparati (batterie, centrali frigorifera e termica) ma non costituisce un carico ambiente. Quando, invece, ci si trova di fronte a infiltrazioni di aria esterna direttamente dall’esterno negli ambienti attraverso finestre, porte ecc., occorre valutare la quantità d’aria introdotta e calcolare il calore sensibile e latente che si somma al carico termico ambiente e che deve essere compensato adeguatamente dall’aria immessa. In alcuni casi con l’aria esterna immessa con l’impianto si riesce a pressurizzare gli ambienti sì da eliminare o ridurre significativamente le infiltrazioni direttamente dall’esterno. Il calore sensibile dovuto all’aria d’infiltrazione è dato da: (32.23) qs ⫽ ρV (cp ⫹ 4,183 x) Δt dove: ⫽ calore sensibile (kW) qs ρ ⫽ massa volumica, circa 1,20 kg/m3 cp ⫽ calore specifico dell’aria secca, circa 1,006 kJ/(kg K) x ⫽ contenuto di acqua (kg acqua/kg aria secca) 4,183 ⫽ calore specifico del vapor d’acqua, kJ/(kg K) V ⫽ portata volumetrica di aria (m3/s) Δt ⫽ differenza fra la temperatura dell’aria esterna e quella interna (°C) L’espressione si può semplificare in: qs ⫽ 1,23 V Δt

(32.24)

valida per la maggior parte dei calcoli nel condizionamento. Il calore latente si calcola con: ql ⫽ ρ hl V Δ x

(32.25)

dove: ql ⫽ calore latente (kW) hl ⫽ calore latente di evaporazione dell’acqua alla temperatura dell’aria, circa 2,43 ⫻ 103 kJ/kg

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Δ x ⫽ differenza fra il contenuto di acqua dell’aria interna e quello dell’aria esterna (kg di acqua/kg aria secca) Gli altri simboli hanno lo stesso significato già visto per la (32.23). Per le infiltrazioni che possono verificarsi in inverno negli edifici civili occorre rifarsi all’appendice C della norma UNI 10344: Determinazione della quantità di aria per infiltrazione naturale la quale consente di calcolare la portata d’aria in funzione della permeabilità P0 dell’involucro edilizio, la quale è, a sua volta, funzione della differenza di pressione fra interno ed esterno, del numero di serramenti e delle loro caratteristiche, della temperatura esterna ecc. 32.3.7 Flussi di calore da sorgenti diverse. Nel calcolo del carico termico (cooling load) occorre tener conto di diversi fattori, quali: – tipologia dell’impianto o degli impianti HVAC; – efficienza degli scambi termici; – posizione dei ventilatori; – guadagni o perdite di calore dalle canalizzazioni; – perdite di aria dalle canalizzazioni; – presenza di sistemi di estrazione aria dagli ambienti e attraverso le lampade; – modalità della ripresa dell’aria; – tipologia dei sistemi di regolazione automatica. Guadagni di calore causati dal sistema di ventilazione. I ventilatori che spingono l’aria nell’impianto HVAC forniscono al sistema energia, per uno o per tutti i seguenti meccanismi. – La temperatura dell’aria aumenta per effetto dell’“inefficienza” del ventilatore. Il rendimento di un ventilatore varia, a seconda del tipo, dal 50% al 70%, con un valore medio del 65%: pertanto circa il 35% dell’energia richiesta dal ventilatore la si ritrova come calore riversato nell’aria. – L’aumento della temperatura dell’aria è una conseguenza dell’incremento della pressione statica e dinamica dell’aria. Il 65% dell’energia assorbita dal ventilatore per dare all’aria la pressione (statica e dinamica necessaria) si trasforma in calore sensibile. – La temperatura dell’aria aumenta anche per effetto dell’“inefficienza” del motore e della trasmissione. Si tratta di piccoli guadagni di calore che vengono spesso trascurati, anche se sono calcolabili, tenendo anche presente che le perdite dovute alla trasmissione possono essere stimate intorno al 3% della potenza del ventilatore. È importante, quindi, conoscere la posizione del ventilatore e il tipo di impianto che sarà realizzato. Un ventilatore posto prima della batteria di raffreddamento, riversa nell’aria la sua “inefficienza” per cui la temperatura dell’aria in ingresso alla batteria di raffreddamento è maggiore di quella che l’aria ha a monte: il carico termico si ritrova poi come carico sul gruppo refrigeratore. Un ventilatore, posto dopo la batteria di raffreddamento, riscalda l’aria che verrà inviata nell’ambiente, e di ciò occorre tener conto o riducendo la temperatura dell’aria uscente dalla batteria o, alternativamente, aumentando la portata d’aria.

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Guadagni di calore dalle canalizzazioni. Qualora le canalizzazioni che convogliano l’aria di ricircolo siano opportunamente coibentate e protette, soltanto il calore che entra (o che esce) dall’aria di mandata attraverso le canalizzazioni può essere di una certa importanza. Si tratta in genere di una ridotta percentuale (~ 1%) del carico termico sensibile. Molto importanti sono le perdite di aria dalle canalizzazioni. Un buon impianto non dovrebbe avere una perdita superiore all’1⫼3% della portata totale di aria da immettere negli ambienti. È, quindi, necessario minimizzare le perdite sigillando tutte le giunzioni con idonei mastici o ricorrendo a nastri adesivi. 32.4

CALCOLO DEL CARICO TERMICO (SPACE COOLING LOAD)

Per il calcolo del carico di raffreddamento esistono diversi metodi, alcuni piuttosto semplici e adatti a soluzioni anche manuali, altri più complessi e dettagliati che richiedono necessariamente l’impiego di un elaboratore. L’approccio rigoroso al problema è quello basato sul bilancio termico in regime variabile che considera, quindi, le potenze termiche dovute agli scambi di calore fra pareti e aria, all’aria esterna immessa o di infiltrazione, ai carichi termici interni e all’azione dell’impianto; si può scrivere che il carico termico dell’impianto sarà dato da: qi ⫽ qr ⫹ ql ⫹ qt ⫹ qv ⫹ qint

(W)

(32.26)

dove: qi ⫽ carico termico dell’impianto qr ⫽ potenza termica dovuta alla radiazione solare attraverso le finestre ql ⫽ potenza termica dovuta all’illuminazione qt ⫽ potenza termica dovuta alla trasmissione attraverso l’involucro qv ⫽ potenza termica dovuta alla ventilazione qint ⫽ potenza termica dovuta ai carichi interni Alcuni di questi termini possono essere calcolati soltanto conoscendo le temperature superficiali delle pareti. Occorrerà, pertanto, considerare le equazioni di equilibrio per ciascuna delle pareti che delimitano l’involucro che si ha in esame. La soluzione del bilancio termico sensibile dell’ambiente deve essere anche accompagnata dalla soluzione del bilancio igrometrico, che non presenta alcun problema, visto che le condizioni esterne e interne nonché le portate d’aria d’infiltrazione e la produzione di vapore d’acqua in ambiente sono note in quanto dati di progetto. Per scopi applicativi e, cioè, per il calcolo del carico termico sensibile di un impianto ci si riferisce in generale ad alcuni metodi fra i quali si accennerà a quello “Carrier” e a quello ASHRAE. 32.4.1 Metodo Carrier. Il metodo Carrier, molto noto in Italia, consente di calcolare con buona approssimazione il carico termico sensibile ambiente, considerando un valore costante della temperatura interna; non consente di calcolare la variazione della temperatura interna al variare del carico dell’impianto.

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Il metodo prevede il calcolo del carico termico quale somma dei diversi carichi. Radiazione solare attraverso i vetri. Trasmissione di calore attraverso le pareti esterne e le coperture. Trasmissione di calore attraverso i vetri, il soffitto e il pavimento. Guadagni di calore sensibile dovuti ai carichi interni: affollamento, apparecchiature elettriche, illuminazione ecc. Guadagni di calore sensibile dovuti all’aria esterna di infiltrazione. Guadagni di calore dovuti ai canali e/o alle tubazioni eventualmente presenti negli ambienti da condizionare e che rilasciano calore per convezione e irraggiamento o, (caso dei canali) anche aria che può apportare un ulteriore carico termico all’ambiente. Occorre, infine, calcolare il calore che viene immesso nell’aria trattata dai ventilatori che provvedono alla sua veicolazione negli ambienti da condizionare, visto che la potenza assorbita dal ventilatore, per muovere la portata d’aria, si ritrova tutta come calore sensibile nella massa d’aria che, quindi, si riscalda. Qualora il ventilatore sia a valle della batteria di raffreddamento il calore va aggiunto a quello ambiente se, invece, il ventilatore è prima della batteria il calore va aggiunto a quello complessivo dell’impianto.

Si riporta più avanti, per comodità, la scheda, messa a punto dalla Carrier, che sintetizza tutti gli item che devono essere tenuti presenti per il calcolo del calore sensibile ambiente. Nella colonna “Quantità” vengono riportate le aree delle diverse superfici (vetri, porte, tetto ecc.), nella colonna “Radiazioni o Δ t” si riportano, rispettivamente, i valori della radiazione incidente (W/m2), le differenze di temperature (equivalente o effettiva). I “Coefficienti” per le superfici vetrate sono quelli di attenuazione dell’irraggiamento per effetto delle protezioni (tapparelle esterne, tende, veneziane ecc.); per le superfici opache (pareti esterne, interne e tetto) sono i coefficienti di trasmissione [W/(m2 K)]. Per il calcolo della radiazione attraverso il vetro il metodo considera i valori di radiazione solare (si veda tab. 32.5), che devono essere corretti nel caso di presenza di schermi (interni o esterni) e/o di ombre, come già discusso nel paragrafo 32.3.2. Per la trasmissione di calore attraverso pareti e tetti soleggiati si considera una differenza di temperatura equivalente corrispondente alla differenza fra la temperatura sole-aria (introdotta nel paragrafo 32.3.3) e quella ambiente; il metodo Carrier considera oltre che il colore delle pareti anche il peso per tener conto del ritardo e della riduzione di ampiezza conseguenti all’inerzia del componente. Per gli altri guadagni vale quanto già descritto ai paragrafi precedenti. Un calcolo eseguito come descritto porta alla determinazione degli apporti istan-tanei che, per quanto si è già detto, non possono essere assunti per la valutazione del carico termico dell’impianto che è ben altra cosa, visto che una notevole percentuale del carico istantaneo è di natura radiante e, quindi, deve essere assorbita e accumulata dalle strutture prima che essa venga restituita all’aria

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Scheda per il calcolo del calore sensibile ambiente Impianto .............................................. Uso dei locali ...................................... Superf. ................... ⫻ ................... ⫽ m2 ................... ⫻ ................... ⫽ ................... m3 Calcolo per:

mese ................... mese ................... massimo carico ora ...................... ora ......................

Condizioni

B.A. (°C)

B.U. (°C)

% U.R.

–

–

esterne interne differenza Denominazione Radiazioni solari (vetri) finestre finestre finestre finestre lucernari

Quantità

Radiazioni o Δt

m2 “ “ “ “

⫻ ⫻ ⫻ ⫻ ⫻

⫻ ⫻ ⫻ ⫻ ⫻

⫻ ⫻ ⫻ ⫻ ⫻ ⫻

⫻ ⫻ ⫻ ⫻ ⫻ ⫻

⫻ ⫻ ⫻

⫻ ⫻ ⫻ ⫻

⫻

⫻

Radiazioni e trasmissioni (pareti esterne e tetto) pareti m2 pareti “ pareti “ pareti “ tetto soleggiato “ tetto in ombra “ Trasmissione (eccettuate pareti esterne e tetto) sup. totale vetri m2 pareti interne “ soffitto “ pavimento “ Aria esterna d’infiltrazione infiltrazioni Calore interno affollamento illuminazione stufe, forni ecc.

L/s persone W/m2

Coeff.

1,23

⫻ W/persona ⫻ m2 Totale margine sicurezza

%

TOTALE CALORE SENSIBILE AMBIENTE

x (g/kg)

Potenza W

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ambiente e costituisca così un effettivo carico termico sull’impianto. Il fenomeno è stato già illustrato con la fig. 32.1 e può, con maggiore dettaglio, essere compreso esaminando la fig. 32.11. Si nota come il carico effettivo sia inferiore (anche del 60%) di quello massimo istantaneo, con un massimo sfasato nel tempo a causa del fenomeno di accumulo. Si badi, comunque, che tutto il calore (energia) penetrato in ambiente viene rimosso dall’impianto, per cui le due aree tratteggiate nella figura sono equivalenti. Il peso della costruzione determina (fig. 32.1) il ritardo e la riduzione di ampiezza del picco del carico. Si è già visto che analoghe considerazioni devono essere fatte per il carico termico dovuto all’illuminazione (fig. 32.10). Un altro fattore importante è anche il periodo di funzionamento dell’impianto. Le curve delle figg. 32.1, 32.10 e 32.11 sono riferite a un periodo di 24 h di funzionamento; nel caso di funzionamento, invece, di 16 h, all’arresto dell’impianto il calore immagazzinato nelle strutture lo si ritrova come carico termico alla riaccensione del giorno successivo. Per tutte queste valutazioni il metodo Carrier considera alcuni fattori di accumulo che devono essere applicati ai valori di radiazione solare massima (fig. 32.7) per la particolare esposizione, mese e latitudine che si stanno esaminando; altri fattori di accumulo devono essere considerati per l’illuminazione. I fattori di accumulo sono espressi in funzione dell’orientamento, dell’ora solare alla quale si esegue il calcolo, del numero di ore di funzionamento dell’impianto e della massa di tutte le pareti che delimitano l’ambiente in esame (espressa in chilogrammi per metro quadrato di superficie di pavimento). 32.4.2 Metodo ASHRAE. Nell’ultima edizione (2001) Handbook Fundamentals, l’ASHRAE presenta due nuovi metodi per il calcolo del carico termico. Il primo dei due è l’heat balance (HB) method. La procedura di calcolo e i principi scientifici sui quali si basa il metodo sono esplicitati sotto forma di equazioni, codificate in un programma di calcolo denominato “Hbfort”. Il secondo metodo, chiamato radiant time series (RTS) method è un metodo semplificato che trae origine dalla procedura di calcolo del primo (HB).

Fig. 32.11

Carico di raffreddamento dovuto alla radiazione solare (ovest).

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Questi metodi sono molto più completi dei precedenti: a) transfer function method (TFM), b) total equivalent temperature differential method with time averaging (TETD/TA), c) cooling load temperature differential method with solar cooling load factors (CLTD/CLF). I metodi suddetti devono essere considerati superati (l’ASHRAE ci tiene a dire che essi non sono invalidati né screditati), in quanto i due nuovi metodi conducono a risultati più completi ed esatti. HB method. Il metodo si sviluppa considerando quattro distinti processi: 1. l’equilibrio termico sulla superficie esterna delle pareti; 2. la trasmissione del calore per conduzione nella parete; 3. l’equilibrio termico sulla superficie interna delle pareti; 4. l’equilibrio termico dell’aria. Ciascuno di questi processi è caratterizzato da un’equazione, nella quale compaiono i principali elementi che determinano gli equilibri termici. È chiaro che il metodo richiede una precisa determinazione e implementazione di tutte le caratteristiche fisico-tecniche delle pareti esterne, delle finestrature, dei pavimenti, dei soffitti, nonché dei guadagni di calore interni e di tutte le altre informazioni in relazione alla distribuzione dell’energia radiante emessa dalle diverse sorgenti e assorbita dalle pareti dello spazio oggetto di calcolo. Il calcolo, che deve essere eseguito con un computer dell’ultima generazione, consiste in una serie di calcolazioni e iterazioni che porta alla determinazione, per ogni ora, del carico termico, nonché di tutti gli altri parametri. RTS method. Trattasi di un metodo semplificato, derivato dal precedente. Esso sostituisce tutti gli altri metodi prima utilizzati: TFM, CLTD/CLF, TETD/TA. Questo metodo è stato sviluppato per dare una risposta alle richieste di poter impiegare un metodo rigoroso, ma che non richieda calcoli iterativi e che quantifichi ogni singolo contributo al carico termico totale. Il metodo consente, anche, di controllare e comparare i coefficienti per differenti tipi di costruzione. Il metodo RTS non può essere utilizzato per effettuare simulazioni per il consumo energetico annuale. Il metodo, per quanto semplice concettualmente, comporta un grande numero di calcoli, che possono essere facilmente eseguiti con il computer. Il procedimento prevede: – il calcolo dell’intensità della radiazione solare incidente per ogni ora e per ogni superficie interna; – il calcolo del guadagno di calore per ogni ora e per ogni finestra (radiazione diretta e diffusa); – il calcolo della temperatura sole-aria, che consentirà di calcolare la trasmissione di calore per conduzione attraverso le pareti e il tetto, per ogni ora e per ogni superficie esterna;

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– il calcolo (per ogni ora) del guadagno di calore dovuto alla trasmissione per conduzione attraverso tutte le finestre; – il calcolo del guadagno di calore dovuto all’illuminazione; – il calcolo del guadagno di calore dovuto all’affollamento; – il calcolo del guadagno di calore dovuto a tutte le diverse apparecchiature presenti negli ambienti. La somma di questi guadagni di calore viene suddivisa in parte convettiva (che non dà luogo a ritardi) e in parte radiante. Alla parte convettiva viene aggiunto il guadagno dovuto alle infiltrazioni. Gli apporti di calore radiante vengono processati onde determinare il carico di raffreddamento, che tiene conto quindi dei ritardi dovuti all’accumulo di calore nella struttura e della successiva sua trasformazione in carico convettivo. Finalmente la somma dei carichi di raffreddamento relativi alla convezione e all’irraggiamento, determina il carico di raffreddamento totale, per ogni ora. La ripetizione del calcolo per diversi mesi dell’anno, consente di individuare il mese e l’ora in cui il carico di raffreddamento è più elevato. Nella tab. 32.23 si riportano le percentuali di calore convettivo e radiante sul totale di calore sensibile. Tab. 32.23

Percentuale di calore radiante e convettivo sul totale calore sensibile (sensible heat gain) Fonte di calore sensibile

Calore radiante %

Irraggiamento solare (senza alcuna protezione) 100 Irraggiamento attraverso finestre (con protezione interna) 63 Lampade fluorescenti, sospese non ventilate 67 Lampade fluorescenti incassate, ventilate con aria ripresa dagli ambienti 59 Lampade fluorescenti incassate e ventilate con aria di ripresa e aria di mandata 19 Lampade a incandescenza 80 Affollamento 80⫼40 Pareti esterne 63 Tetto esterno 84 Infiltrazioni 0 Apparecchiature dal 20 all’80

Calore convettivo % 0 37 33 41 81 20 20⫼60 37 16 100 dall’80 al 20

32.4.3 Metodo rapido. In molti casi è necessario e conveniente stimare rapidamente e con buona approssimazione il carico di raffreddamento (cooling load). Ciò è, spesso, dettato dall’esigenza di valutare con sufficiente attendibilità i diversi parametri che giocano un ruolo importante nel dimensionamento di un impianto di condizionamento: portate d’aria, potenzialità gruppi refrigeratori ecc., così da poter assumere decisioni in merito. Il metodo è anche utile perché permette di verificare l’attendibilità di calcoli più complessi effettuati però utilizzando dati non corretti o con metodi computerizzati non controllabili passo passo.

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L’ASHRAE, nella sua Pocket Guide, ha pubblicato una tabella nella quale sono riportati dati unitari per poter effettuare stime per ambienti ed edifici più comuni. Per ognuno di questi sono definiti l’affollamento, il carico per illuminazione e vengono forniti i valori di portata aria (per le diverse possibili esposizioni) e la potenzialità frigorifera. Questi dati sono riferiti a tre condizioni possibili: basso, medio e alto carico. I dati pubblicati (validi per impianti a tutta aria e con portate d’aria esterna secondo le norme per una buona ventilazione) sono il frutto di studio di tecnici qualificati; sono stati testati, comunque, dall’autore per renderli adatti alla situazione italiana. La tabella 32.24 riporta questi dati che possono essere utilizzati molto facilmente. – – – – –

a) Se si considera un palazzo per uffici di alto carico, si ricavano i seguenti dati: affollamento: 8 m2/persona; illuminazione: 97 W/m2 (comprende anche tutti gli altri carichi termici); portata aria per le zone esposte a est, sud-ovest: 11 L/(s m2); portata d’aria per le zone interne: 6 L/(s m2); potenzialità frigorifera totale: 200 W/m2.

– – – – –

Per un edificio avente le seguenti caratteristiche: zone esterne: 3325 m2; zone interne: 1662 m2; ubicazione: Milano (45° lat. nord); condizioni termoigrometriche esterne estive: 32 °C con il 50% u.r.; condizioni termoigrometriche interne estive: 25 °C con il 50% u.r.

– – – –

Con il metodo rapido si ricava: portata d’aria zone esterne: 131.700 m3/h; portata d’aria zone interne: 35.900 m3/h; portata d’aria totale: 167.600 m3/h; potenzialità frigorifera: 997 kW.

– – – –

Con il calcolo secondo il metodo Carrier si ottengono i seguenti risultati: portata d’aria zone esterne: 125.400 m3/h; portata d’aria zone interne: 34.000 m3/h; portata d’aria totale: 159.400 m3/h; potenzialità frigorifera: 950 kW.

– – – –

b) Se si considera una sala ristorante di medio carico, si ricavano i seguenti dati: affollamento: 1 m2/persona; illuminazione: 18 W/m2 (comprende anche tutti gli altri carichi termici); portata aria per le zone esposte a est, sud-ovest: 10 L/(s m2); potenzialità frigorifera totale: 313 W/m2.

Per un ristorante avente le seguenti caratteristiche: – ubicazione: Milano (45° lat. nord); – superficie: 500 m2; – condizioni termoigrometriche esterne estive: 32 °C con il 50% u.r.;

Illuminazione W/m2

Potenza frigorifera(1) W/m2

Portata d’aria L/(s m2)

2 3 14 23 5 7 14 6

1

Industrie - Aree assemblaggio 5 - Lavorazioni leggere 19 - Lavorazioni pesanti(3) 28

7 9

12

Ospedali - Camere degenti - Aree pubblico

Hotel, Motel, Dormitori19

7

Strutture educative, Scuole, College, Università

Librerie e Musei

Edifici per uffici

10

22

11

11

43

22

22

65

32

43

159

94

84

8

4

9

2 5

43

11

11

11 11

135

127

127 270

65(2) 97(2) 105

109

137 217 135

32

32

22 22 111

16

22

16 16

250 250 476

204

152

94

200

189

172

227 345

417 385 625

250

417

109

5

5

5

5 5

-

10

-

4

8

8

7

8 6

-

8

-

6

11

11

8

10 7

-

11

-

9

5

5

5

4 5

-

5

-

3

7

6

6

6 6

-

7

-

4

11

7

7

7 6

-

10

-

9

4

5

-

4 5

10 8 13

4

5

0

5

5

-

5 5

18 13 20

6

10

0

(segue)

6

6

-

6 6

28 19 33

10

15

0

17:15

2 32(2) 48(2) 65(2) 159 9 97(2) 108(2) 129(2) 189 19 162(2) 484(2) 646(2) 385

2

1

9

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1

1

Auditori, Chiese, Teatri

16

30

Est-Sud-Ovest Nord Zone interne Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto

Affollamento m2/persona

Appartamenti in condomini

Classificazione

Tab. 32.24 Carichi termici e portate d’aria unitarie per diverse applicazioni

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CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI 1325

3 4 7

5

5

Grandi magazzini - piano interrato - piano terreno - piani superiori

Boutique

Negozi di scarpe

(3)

Portata d’aria L/(s m2)

3

4

2 2 5

4 7

1

37 33

2

3

2 2 4

2 5

1

19 19 18

22 16 22

43 32 278 250

63 54

11

11

22 38 22 22

22 32

43 127

110

32 43 111 (2) 65 67(2) 109 27 38(2) 94

32(2) 54(2) 97(2) 159 11 16 22 100

16

11 8

172

135

133 154 111

238 166

358 313

76 69

250

204

169 250 135

357 250

476 385

100 94

6

5

-

8 -

9 9

4 4

8

6

-

13 -

12 10

6 6

11

8

-

21 -

19 15

8 7

5

4

-

6 -

6 6

3 3

7

5

-

9 -

8 7

4 4

9

7

-

13 -

11 9

7 6

4

3

4 5 4

5 6

5 5

-

5

4

5 7 5

7 9

6 5

-

6

6

6 10 6

10 13

7 7

-

I carichi frigoriferi sono per l’intera applicazione. Comprende tutti gli altri carichi espressi in W/m2. Le portate d’aria per le zone di lavorazione pesante sono calcolate considerando mezzi supplementari per rimuovere il calore in eccesso.

4 9

2

56 56

Centri commerciali - Negozi - Mall

(2)

Potenza frigorifera(1) W/m2

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17:15

(1)

Illuminazione W/m2

Est-Sud-Ovest Nord Zone interne Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto Basso Medio Alto

Affollamento m2/persona

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Ristoranti - Grandi - Medi

Residenziale - Grande - Medio

Classificazione

(seguito tabella 32.24)

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CONDIZIONAMENTO

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CONDIZIONAMENTO: CALCOLO DEI CARICHI TERMICI ESTIVI

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– condizioni termoigrometriche interne estive: 25 °C con il 50% u.r. Con il metodo rapido si ricava: – portata d’aria totale: 18.000 m3/h; – potenzialità frigorifera: 155 kW. Con il calcolo secondo il metodo Carrier si ottengono i seguenti risultati: – portata d’aria totale: 17.000 m3/h; – potenzialità frigorifera: 145 kW. Si ha, quindi, una conferma della buona attendibilità del metodo pratico, che, ovviamente, deve essere utilizzato con intelligenza, visto che i valori tabellati sono validi per il mercato americano. Si evidenziano, infatti, valori maggiori di circa il 5% rispetto a quelli calcolati con il metodo Carrier. 32.5

CALCOLO DEL CALORE RIMOSSO DALL’IMPIANTO (HEAT EXTRACTION RATE)

Il calcolo del carico termico di cui si è fin qui parlato è condotto nell’ipotesi di temperatura interna costante e di continuità di funzionamento. In realtà non avviene mai che la temperatura interna sia costante, se non altro perché i programmi di funzionamento, tranne che in alcuni casi particolari, prevedono periodi di spegnimento degli impianti più o meno lunghi, così come è possibile considerare periodi di non occupazione con temperature interne diverse da quelle che devono essere garantite nel caso di piena occupazione. La procedura di calcolo, facendo uso di una Funzione di trasferimento dell’aria ambiente (SATF, space air transfer function), consente di determinare il reale carico di raffreddamento nonché le temperature interne ora per ora; si possono, perciò, progettare con attendibilità le batterie di scambio termico e i gruppi frigoriferi.

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CONDIZIONAMENTO

33

STIMA DEL FABBISOGNO ENERGETICO PER RAFFRESCAMENTO ESTIVO

Per fabbisogno energetico di un edificio si intende la quantità di energia che occorre fornire o sottrarre per mantenere una ben definita e prefissata condizione di comfort. I criteri più semplicistici di calcolo considerano che l’energia richiesta sia funzione soltanto della temperatura esterna; metodi più dettagliati e completi, invece, valutano gli apporti solari, gli apporti energetici interni, l’effetto dell’accumulo nelle strutture, l’effetto del vento ecc. Per eseguire questi calcoli è necessario conoscere le condizioni meteorologiche e la loro variazione nel tempo, le caratteristiche termofisiche dei componenti la frontiera dell’edificio, gli apporti energetici interni (affollamento, apparecchiature diverse ecc.) e la loro variabilità nel tempo, le perdite energetiche dovute alle dispersioni (rientrate) di calore dai canali e dalle tubazioni, i consumi energetici per i sistemi di pompaggio, di ventilazione ecc., i consumi energetici dovuti ai carichi massimi e i rendimenti correlati, le tipologie impiantistiche che potrebbero avere effetti diversi sui consumi ecc. Quando è sufficiente stimare il fabbisogno termico globale di un edificio, senza preoccuparsi delle variazioni delle condizioni di temperatura interna che intervengono al variare delle condizioni esterne e dei periodi di funzionamento degli impianti, ci si può avvalere di alcuni metodi di calcolo semplificati che si riferiscono a condizioni stazionarie. Esistono, poi, metodi più complessi di simulazione in cui il comportamento termico dell’edificio è studiato a intervalli di tempo piccoli, generalmente ora per ora, si parla in tale caso di metodi dinamici. Per questi è necessario l’impiego di computer e di programmi di calcolo che si basano o sul bilancio termico globale dell’edificio o, per semplicità, su funzioni di trasferimento. 33.1

LA NORMATIVA EUROPEA

La direttiva 2002/91/CE sull’efficienza energetica degli edifici impone di considerare anche l’aspetto della climatizzazione estiva. Ciò significa che tutti i nuovi edifici e quelli esistenti che subiscano importanti ristrutturazioni, dovranno avere un certificato energetico specifico, calcolato secondo la normativa e con i requisiti minimi di rendimento energetico prescritti da ciascuno Stato membro. La direttiva definisce come rendimento energetico (o meglio prestazione energetica) di un edificio la quantità di energia effettivamente consumata o che si prevede possa essere necessaria per soddisfare i vari bisogni connessi ad un uso standard dell’edificio, compresi il raffrescamento estivo e la ventilazione. Tra l’altro, secondo

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STIMA DEL FABBISOGNO ENERGETICO PER RAFFRESCAMENTO ESTIVO

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una interpretazione più estensiva, dovrà essere inclusa una specifica menzione ai fabbisogni termici dovuti ai trattamenti dell’aria (sia estivi che invernali), che rappresentano spesso una quota consistente dell’energia spesa per la climatizzazione. In Italia, la prestazione energetica degli edifici è stata a lungo regolata dalle prescrizioni contenute nella legge 10/91 (all’interno della quale già si parlava di certificazione energetica). Nell’agosto 2005 è stato emanato il D.lgs. 192/05 (successivamente integrato e modificato con il D.lgs. 311/06), che recepisce le indicazioni comunitarie, innalzando i requisiti di prestazione energetica previsti per la stagione invernale. 33.1.1 La proposta di norma sulla climatizzazione. La prestazione energetica di un edificio esprime la quantità di energia richiesta per la climatizzazione estiva (o invernale) connessa con un suo uso standard. Al fine di rendere l’attestazione della prestazione energetica dell’edificio indipendente dal comportamento di una particolare utenza e dalle condizioni climatiche che possono verificarsi in un anno particolare, il calcolo del fabbisogno energetico deve essere effettuato in condizioni standard di riferimento, sia per quanto riguarda i dati climatici che per quanto riguarda le modalità di occupazione e di utilizzo dell’edificio. La determinazione della quantità di energia richiesta per la climatizzazione estiva si basa sul valore del fabbisogno di energia termica utile Qh, dell’edificio, calcolato in condizioni ideali (temperatura uniforme in tutto il volume riscaldato) per la stagione estiva e prevede una procedura volta a individuare, su base mensile estesa a tutta la stagione di raffrescamento, le seguenti grandezze: – il coefficiente di prestazione medio stagionale del sistema di produzione dell’energia frigorifera ␩ms; – il fabbisogno di energia primaria Ep necessario per produrre l’energia termica richiesta dall’edificio (eventualmente maggiorata del fabbisogno di energia termica utile dovuto ai trattamenti dell’aria) in base al tipo e alle caratteristiche dell’impianto previsto o installato. Occorre tener conto, per l’individuazione delle prestazioni medie stagionali del gruppo frigorifero, che: – deve essere previsto il corretto dimensionamento delle macchine frigorifere, trascurando eventuali sovradimensionamenti e/o ridondanze della potenza frigorifera installata; un eventuale sovradimensionamento delle macchine deve avere come conseguenza una penalizzazione sulla valutazione delle prestazioni medie stagionali; – si fa riferimento alle diverse macchine frigorifere presenti sul mercato incentivando l’uso di quelle a più elevata efficienza, attraverso la valutazione dell’indice prestazionale medio SEER (Seasonal Energy Efficiency Ratio); la metodologia proposta fa riferimento a quanto indicato nella norma CEN /TS 14825 (Testing and rating at Part Load Conditions) relativa a macchine frigorifere azionate elettricamente; – la metodologia di calcolo include sia la valutazione delle perdite di distribuzione, regolazione ed emissione dell’impianto di climatizzazione estiva (rendimenti di distribuzione, regolazione ed emissione), sia gli eventuali risparmi dovuti a recuperi di calore, free-cooling, o altro;

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CONDIZIONAMENTO

– si fa riferimento alla configurazione impiantistica adottata, includendo nel calcolo anche il consumo energetico delle apparecchiature per la distribuzione dei fluidi termovettori (pompe e ventilatori) e l’eventuale presenza di altri accessori (post-riscaldatori elettrici, umidificatori, ventilatori per il ricambio igienico dell’aria ecc.); – si valuta anche il fattore di carico per l’individuazione delle condizioni a carico parziale delle macchine in relazione al comportamento edificio-impianto. Il documento, attualmente in inchiesta pubblica, costituisce la parte 3 della normativa UNI sul calcolo delle prestazioni energetiche degli edifici: “Prestazioni energetiche degli edifici - Determinazione dei rendimenti e dei fabbisogni di energia primaria per la climatizzazione estiva”. Le altre due parti riguardano: – parte 1: “Prestazioni energetiche degli edifici - Determinazione del fabbisogno di energia per il riscaldamento e il raffrescamento ambiente”; – parte 2.1: “Prestazioni energetiche degli edifici - Determinazione del fabbisogno di energia per la preparazione acqua calda sanitaria, dei rendimenti e del fabbisogno di energia primaria per riscaldamento ed acqua calda sanitaria”. – parte 2.2: “Prestazioni energetiche degli edifici. Utilizzo di energie rinnovabili e di altri metodi di generazione per il riscaldamento di ambienti e preparazione acqua calda sanitaria”. Il documento è stato redatto da CTI/SC5/GC6 “Impianti di climatizzazione”, da AiCARR e da Anima/COAER. Il documento è in accordo con le norme elaborate dal CEN nell’ambito del mandato M/343 a supporto della Direttiva Europea 2002/91/CE sulle prestazioni energetiche degli edifici. 33.1.2 Riferimenti normativi UNI 10963 Condizionatori d’aria, refrigeratori d’acqua e pompe di calore Determinazione delle prestazioni a potenza ridotta. UNI 11135 Condizionatori d’aria, refrigeratori d’acqua e pompe di calore Calcolo dell’efficienza stagionale. EN 15217:2007 Energy performance of buildings – Method for expressing energy performance and for energy certification of buildings. EN 15243 :2007 Ventilation for buildings - Calculation of room temperatures and of load and energy for buildings with room conditioning systems. EN 15242 :2007 Ventilation for buildings - Calculation methods for the determination of air flow rates in buildings including infiltration. EN 15241 :2007 Ventilation for buildings - Calculation methods for energy losses due to ventilation and infiltration in commercial buildings. EN 15240 :2007 Ventilation for buildings - Energy performance of buildings Guidelines for inspection of air-conditioning systems. EN 15239 :2007 Ventilation for buildings - Energy performance of buildings Guidelines for inspection of ventilation systems. EN 15251 :2007 Criteria for the Indoor Environment including thermal, indoor air quality, light and noise.

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EN 13779 :2007

Ventilation for non-residential buildings - Performance requirements for ventilation and room-conditioning systems. EN/ISO 13790:07 Thermal performance of buildings – Calculation of energy use for space heating and cooling. prEN 15665 Ventilation for Residential buildings – Design, dimensioning and performance criteria for residential ventilation systems. prEN 14825 Chiller: Testing and Rating at Part Load Condition (in inchiesta pubblica). EN ISO 13790 Energy performance of buildings – Calculation of energy use for space heating and cooling. 33.1.3 Il calcolo. La procedura di calcolo dei consumi energetici per la climatizzazione estiva di un edificio si articola come segue: – il dato di ingresso è il fabbisogno dell’involucro dell’edificio nella stagione estiva Qh così come calcolato con la parte 1 della citata norma UNI-CTI (o con la EN 13790); – si esegue il calcolo del fabbisogno nella stagione estiva per i trattamenti dell’aria e, quindi, si aggiunge tale fabbisogno (Qv) a Qhr. – si calcolano le perdite per distribuzione, regolazione ed emissione dell’impianto; – si effettua il calcolo dell’indice prestazionale medio SEER dei gruppi frigoriferi, attraverso la valutazione di dati ai carichi parziali di riferimento, certificati dai costruttori; – si è, quindi, in grado di calcolare il coefficiente di prestazione medio stagionale ␩ms dei gruppi frigoriferi; – si effettua il calcolo del consumo di energia primaria Ep per la climatizzazione estiva. La valutazione dell’efficienza stagionale consiste nel calcolo del coefficiente di prestazione ␩ms medio stagionale, definito come rapporto tra l’energia frigorifera fornita dalla macchina e l’energia necessaria per il suo funzionamento, valutata nell’ambito del periodo considerato. Per una macchina ad azionamento elettrico l’energia assorbita è elettrica, in caso di azionamento con un motore a combustione interna si considera l’assorbimento totale, cioè la somma di quello elettrico e dell’energia termica relativa al combustibile consumato. Per una macchina frigorifera ad assorbimento l’energia assorbita è termica ed elettrica. Nel caso di gruppi frigoriferi azionati elettricamente si ha:

␩ms ⫽ (Qhr ⫹ Qv)/EE dove: ␩ms ⫽ EE ⫽ Qhr ⫽ Qv ⫽

(33.1)

coefficiente di prestazione medio stagionale (kWht/kWhe) fabbisogno di energia elettrica per climatizzazione estiva (kWh elettrici) fabbisogno di energia termica effettiva per il raffrescamento (kWh termici) fabbisogno di energia termica per i trattamenti dell’aria (kWh termici)

Occorre, quindi, valutare le perdite del sistema di climatizzazione, deducendo però gli eventuali recuperi di calore. Ai fini della determinazione delle perdite e dei

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CONDIZIONAMENTO

recuperi, vengono considerati i singoli sottosistemi che compongono il sistema (di distribuzione, emissione e regolazione). L’energia termica effettiva per il raffrescamento Qhr che deve essere fornita dal gruppo frigorifero diventa pertanto: Qhr ⫽ Qh ⫹ Ql,e ⫹ Ql,c ⫹ Ql,d ⫺ Qe,rr dove: Ql,e ⫽ perdite totali di emissione, che vanno da 0,94 a 0,98 a seconda dei terminali di erogazione del calore Ql,c ⫽ perdite totali di regolazione, il rendimento di regolazione minimo (0,84) si ha per regolazione centralizzata tipo on-off; si ha il rendimento pari 0,98 per regolazione modulante Ql,d ⫽ perdite totali di distribuzione, si possono calcolare con un metodo semplificato riportato nell’Appendice 2 della norma Qe,rr ⫽ energia termica recuperata (recuperatori di calore, free-cooling ecc.) Il calcolo dei fabbisogni energetici dovuti ai trattamenti dell’aria Qv, con riferimento alla configurazione classica di un’unità di trattamento aria con tre batterie, umidificazione di tipo adiabatico e assumendo per le condizioni dell’ambiente interno una temperatura di 26 °C con il 50% di u.r. nel funzionamento estivo, può essere effettuato utilizzando l’espressione: Qv ⫽ ⌺ (fv)k m ˙ ok dk k

(33.2)

Dove: – il pedice k indica il mese che si sta considerando, – (fv)k è il fabbisogno orario medio per la condizione di funzionamento individuata, – ok è il numero di ore di accensione giornaliera nel mese considerato, – dk indica i giorni di accensione mensile, – m ˙ è la perdita di ventilazione (kg/s). I dati climatici della località sono quelli riportati nella norma UNI 10349 e riferiti al giorno medio mensile. La tabella per la definizione degli (fv)k è riportata nell’Appendice 1 della norma per diverse condizioni di funzionamento: – 24 ore di funzionamento continuo; – accensione dalle ore 7 alle ore 18; – accensione dalle ore 8 alle ore 17; – accensione dalle ore 9 alle ore 16; – accensione dalle ore 10 alle ore 15. Per il calcolo di EE, fabbisogno di energia elettrica per climatizzazione estiva, occorre pertanto individuare il valore del coefficiente di prestazione medio stagionale ␩ms secondo quanto riportato di seguito. 33.1.4 Prestazione delle macchine frigorifere ai carichi parziali. L’efficienza energetica nominale di un gruppo frigorifero risulta essere poco rappresentativa delle

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sue prestazioni reali, poiché una macchina mediamente funziona a pieno carico meno del 5% delle sue ore di funzionamento stagionali. Le prestazioni delle macchine frigorifere dipendono non solo dai livelli termici operativi (condensazione ed evaporazione), ma anche dall’andamento del fabbisogno dell’edificio che comporta di norma frequenti parzializzazioni della potenza resa. Infatti le macchine sono normalmente dimensionate per il carico di picco e, quindi, durante la stagione esse funzionano quasi sempre a potenza ridotta. Di conseguenza il calcolo del coefficiente di prestazione medio stagionale non può prescindere dall’edificio e, in particolare, da una corretta stima del suo fabbisogno termico. Per tener conto della variazione degli assorbimenti elettrici in funzione delle variazioni climatiche e/o delle condizioni al contorno e del grado di parzializzazione della macchina, si fa riferimento a quanto proposto in sede CEN con la valutazione dell’indice SEER, Seasonal Energy Efficiency Ratio, definito come indice di prestazione energetica stagionale di una macchina frigorifera, determinata in condizioni standard di riferimento (condizioni medie valide per l’Europa). Tale indice è valutato come media pesata dei valori dei singoli EER a diverse condizioni operative, essendo i tempi di funzionamento relativi, definiti convenzionalmente secondo la tabella 33.1 in funzione della tipologia della macchina (1 aria-acqua; 2 acqua-acqua; 3 aria-aria; 4 acqua-aria). Per la tipologia che si considera sarà quindi: SEER ⫽ a EER1 ⫹ b EER2 ⫹ c EER3 ⫹ d EER4

(33.3)

Anche l’indice IPLV, Integrated Part Load Value, secondo ARI 550/590-98, è definito come media delle EER a differenti condizioni operative pesate (in modo diverso dall’SEER) sul tempo di funzionamento. Tab. 33.1 Carico % 100 75 50 25

Percentuale delle ore di funzionamento

Temperatura condensazione (°C) aria 35 acqua 30 aria 30 acqua 26 aria 25 acqua 22 aria 20 acqua 18

Efficienza energetica EER EER1 EER2 EER3 EER4

Tempo di funzionamento per tipologia (%) 1

2

3

4

3 33 41 23

3 33 41 23

4 26 40 30

4 26 40 30

La tabella precedente fornisce la percentuale delle ore di funzionamento di riferimento di un gruppo frigorifero, che - con i valori delle efficienze EER ai carichi parziali forniti dalle case costruttrici - permette il calcolo del SEER di riferimento, utile per il confronto energetico tra macchine diverse o per una prima valutazione approssimativa dei consumi di energia in mancanza di dati più dettagliati sulle richieste di energia frigorifera da parte dell’utenza. I valori dei singoli EER sono dati certificati risultanti da prove standard e devono essere resi pubblici dall’ente di prova e/o dal costruttore; tali valori permettono: – il calcolo del SEER di riferimento secondo la (33.3), ottenuto con i tempi di funzionamento indicati nella tabella precedente;

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– la costruzione di una curva di funzionamento della macchina a carico parziale al fine di ottenere valori di EER diversi da quelli di riferimento (100, 75, 30, 25%), da utilizzare per l’individuazione del coefficiente di prestazione medio stagionale ␩ms. Per considerare condizioni di funzionamento della macchina frigorifera diverse da quelle standard (ad esempio una temperatura diversa da 27 °C dell’aria interna per le macchine aria-aria, oppure un salto termico all’evaporatore delle macchine acqua-acqua diverso da 12 ⫺7 °C) o anche per tener conto di una diversa temperatura dell’aria esterna (nel caso di macchine raffreddate ad aria), è possibile utilizzare una serie di tabelle (riportate in appendice alla proposta di norma), dove sono indicate le variazioni percentuali rispetto alle prestazioni nominali standard (in analogia con la norma PrEN14825) per le quattro macrotipologie di gruppi frigoriferi (aria-acqua, acqua-acqua, aria-aria, acqua-aria). Questo primo coefficiente viene definito come ␩1. Analogamente, devono essere presi in considerazione coefficienti moltiplicativi per correggere i dati di potenza resa e assorbita dovuti alla configurazione impiantistica, e in particolare alle perdite di carico di tubazioni frigorifere (sistemi split), tubazioni acqua (sistemi idronici), condotti aria (canalizzati) ecc. Sempre negli allegati alla proposta di norma sono quindi individuati questi coefficienti: ␩2, ␩3, ␩4, ␩5, ␩6, ␩7. L’indice EER convenzionale fornito dalle case costruttrici va quindi corretto con i coefficienti di variazione sopra citati, secondo l’espressione seguente: EERcorr = EER ␩1 ␩2 ␩3 ␩4 ␩5 ␩6 ␩7

(33.4)

Per la determinazione dei coefficienti correttivi ␩i sono state definite alcune tabelle riportate come allegati alla proposta di norma. Occorre prestare attenzione al fatto che tra gli ␩i solo ␩1 è funzione anche del funzionamento a carico parziale della macchina frigorifera. 33.1.5 Calcolo dell’energia primaria per la climatizzazione estiva. La norma UNI 11135 propone un metodo di calcolo del coefficiente di prestazione medio stagionale del sistema di produzione dell’energia frigorifera ␩ms (nella norma viene chiamato COP medio stagionale) basato sulla valutazione a livello mensile di un COP medio a pieno carico in condizioni medie operative di funzionamento, COP corretto poi mediante un coefficiente ottenuto in base al fattore di carico dell’edificio in modo assolutamente analogo a quanto oggi si fa per calcolare il rendimento di produzione delle caldaie. Poiché l’indice SEER rappresenta un indice prestazionale di macchina, il suo calcolo si basa sull’assunzione che il fabbisogno frigorifero sia una funzione lineare della sola temperatura esterna nel caso di macchine raffreddate ad aria e della temperatura di condensazione delle macchine raffreddate ad acqua, mentre in realtà negli edifici dipende in modo determinante anche da carichi interni, carico latente, regime di funzionamento e radiazione solare, con la conseguenza di stimare i coefficienti di pesatura (tempi di funzionamento) e quindi le prestazioni a carichi parziali nello stesso modo per tutti gli edifici e climi.

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STIMA DEL FABBISOGNO ENERGETICO PER RAFFRESCAMENTO ESTIVO

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Inoltre, per evitare l’installazione di macchine sovradimensionate rispetto alla domanda dell’edificio, occorre introdurre opportune penalizzazioni analogamente a quanto si fa nel riscaldamento, in cui la procedura di calcolo riduce automaticamente il rendimento di produzione nel caso di sovradimensionamento delle caldaie. Per ottenere ␩ms, una volta determinata la potenza nominale del gruppo frigorifero Qn si procede a calcolare, per ognuno dei mesi di climatizzazione estiva: – il numero N di ore mensili di funzionamento del gruppo frigorifero – il fattore di carico F calcolato come rapporto tra la quantità di energia termica richiesta per il raffreddamento e la ventilazione (Qhr ⫹ Qv) nel periodo considerato e il valore massimo dell’energia erogabile dal gruppo frigorifero (N Qn) nello stesso periodo; – il valore di EER(F) ottenuto in corrispondenza del fattore di carico F, è ricavabile dalle curve degli EER costruite sulla base dei dati forniti ai carichi parziali dai costruttori; – il valore di ␩1(F) ottenuto in corrispondenza del fattore di carico F, è ricavabile dalle tabella riportate nell’appendice 4 alla norma, eventualmente anche funzione, nel caso di macchine raffreddate ad aria o ad acqua di torre, delle condizioni climatiche relative al mese considerato; – il valore di ␩ms ottenuto come:

␩ms ⫽ EER(F) η1(F) ␩2 ␩3 ␩4 ␩5 ␩6 ␩7

(33.5)

Con tale valore è possibile quindi calcolare, per ciascuno dei mesi della climatizzazione estiva, il fabbisogno di energia elettrica per climatizzazione estiva EE utilizzando la (33.1). La valutazione del fabbisogno di energia primaria Ep per la climatizzazione estiva permette di calcolare il consumo specifico dell’edificio, espresso ad esempio in kWh/m2 anno. Il fabbisogno di energia primaria viene calcolato moltiplicando il consumo complessivo di energia elettrica ottenuto precedentemente (sommatoria estesa a tutti i mesi della climatizzazione estiva) per il corrispondente fattore di conversione. Il fattore di conversione fp,el è stabilito in base all’equivalenza 1 kWh elettrico = 10 MJ di energia primaria, corrispondenti ad un fattore di conversione (fe,conv ⫽ 2,77 con un rendimento medio del sistema elettrico nazionale pari a 0,36):

冢

冣

Qhr ⫹ Qv Ep ⫽ Qaux ⫹ ⌺i –––––––––– fp,el ␩ms

(33.6)

Nella formula precedente Qaux è il fabbisogno di energia elettrica per ausiliari degli impianti di climatizzazione secondo quanto riportato in prEN ISO 13790.

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CONDIZIONAMENTO

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CLASSIFICAZIONE DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE 34.1

PREMESSA

Un impianto di condizionamento si propone di raggiungere e mantenere determinate condizioni (termoigrometriche, di qualità dell’aria ecc.) nello spazio trattato; per ottenere questo scopo molti possono essere i tipi di impianto e sta al progettista individuare quello che, di volta in volta, potrà essere il più adatto e soddisfacente. È necessario, pertanto, conoscere i diversi possibili sistemi per poter scegliere, in accordo con l’utente finale, quello che più e meglio degli altri risolverà il problema. I fattori che devono essere presi in considerazione sono: – condizioni climatiche dell’ambiente esterno e loro variabilità; – condizioni climatiche interne da raggiungere; – carichi termici e loro variabilità nel tempo e nello spazio; – destinazione d’uso dell’edificio e dei singoli ambienti; – necessità e/o opportunità di un controllo accurato delle condizioni termoigrometriche nei diversi ambienti, tenuto conto delle diverse possibili esposizioni solari dei locali e della variabilità nel tempo dei carichi termici; – particolari situazioni operative ambientali che possano richiedere soluzioni speciali e dedicate al singolo problema; – esigenze in termini di qualità dell’aria; – opportunità o necessità che l’impianto sia in grado di provvedere, almeno in alcune zone, al controllo del fumo in caso di incendi; – eventuali problemi di impatto delle tipologie impiantistiche sull’architettura del complesso in esame; – disponibilità di spazi per l’installazione delle macchine, dei condotti per l’aria, dei terminali (cassette, ventilconvettori ecc.); – possibilità di facili o, comunque, non distruttivi riadattamenti dell’impianto a nuove e diverse destinazioni d’uso. – – – – –

Altre caratteristiche, non meno importanti, da considerare sono: semplicità concettuale; facilità di installazione; costi di realizzazione; affidabilità; semplicità di manutenzione e di conduzione (gestione) con i minori costi possibili.

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CLASSIFICAZIONE DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE

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PRINCIPALI COMPONENTI

I principali componenti degli impianti di climatizzazione vengono qui succintamente descritti allo scopo di rendere più agevole la comprensione di quanto si dirà nel seguito. Tutti i componenti devono essere proporzionati e scelti in funzione delle potenzialità calcolate, delle portate d’aria da trattare e convogliare, delle possibilità di una comoda installazione e di una semplice manutenzione, della necessità di non trasmettere vibrazioni e rumore, della necessità di semplice ed efficace taratura e bilanciamento degli impianti e così via. 34.2.1 Unità di trattamento aria. Si tratta di macchine (chiamate anche genericamente condizionatori, unità di trattamento aria - UTA ecc.) costituite da diverse sezioni, ognuna delle quali contiene componenti speciali destinati a particolari funzioni: serrande di regolazione della portata d’aria, filtri di diversi tipi ed efficienza, batterie di scambio termico (riscaldamento, raffreddamento), sistemi di umidificazione dell’aria (a spruzzo, a vapore ecc.), ventilatore di mandata, ventilatore di ripresa, come si può rilevare dalle figg. 34.1 e 34.2 (vedasi anche il capitolo 36). Il ventilatore di ripresa, che può non essere presente negli impianti piccoli o in quelli in cui non è prevista una variazione della portata d’aria esterna immessa, è indispensabile nei grandi impianti nei quali occorra prevedere il recupero di calore dall’aria espulsa o nei casi in cui sia previsto il raffreddamento gratuito (free-cooling) ottenuto con aria esterna la cui portata può, in questi casi, raggiungere un valore pari a quello totale della macchina. Le serrande per il controllo della portata dell’aria esterna, dell’aria di ricircolo e di quella espulsa sono generalmente motorizzate e fra di loro coniugate; il loro controllo è destinato o a mantenere costante il rapporto aria esterna e di ricircolo o a modificarlo in funzione delle condizioni entalpiche delle due masse d’aria, oppure ancora allo scopo di mantenere costante un determinato valore di temperatura della

Fig. 34.1

Tipica sezione di un’unità di trattamento aria.

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Fig. 34.2

Foto di un’unità di trattamento aria.

miscela delle due masse d’aria, così da rendere possibile l’utilizzo dell’aria esterna per il raffreddamento gratuito. È bene prevedere, per l’aria esterna, una serranda per la quantità minima richiesta che, quando il ventilatore di mandata funziona, è sempre tutta aperta e un’altra per poterne modulare la portata, come si è appena accennato. La serranda sull’aria di ricircolo deve essere posizionata molto vicino a quella dell’aria esterna minima e si deve cercare di realizzare un’intima miscelazione delle due masse d’aria perché altrimenti, specialmente nella stagione fredda quando, cioè, l’aria esterna è a bassa temperatura, si possono creare nel condizionatore due correnti d’aria distinte che, fra l’altro, possono provocare anche inconvenienti alle batterie di preriscaldamento e di raffreddamento, per il pericolo di gelo. È bene, quindi, cercare di ottenere la migliore miscelazione possibile, cosa che è facilitata dall’impiego di serrande ad alette parallele disposte in maniera tale da indirizzare una corrente d’aria sull’altra. Si è già visto che le serrande ad alette contrapposte regolano meglio, ma quelle ad alette parallele, se correttamente proporzionate, possono dare buoni risultati con il vantaggio di una buona miscelazione. Ai fini di un comodo e preciso bilanciamento delle masse d’aria è necessario prevedere anche una serranda manuale di taratura (che, quindi, rimane sempre aperta nella posizione definita in fase di taratura) a monte delle due serrande di aria esterna minima e di aria di ricircolo.

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La sezione filtrante, di grande importanza per garantire una buona qualità dell’aria, può essere costituita da più tipi di filtri in serie; spesso, infatti, si prevedono filtri piani o pieghettati tipo G3  G4 con arrestanza media tra 80 e 90% che fungono da prefiltro per trattenere le particelle più grosse e prolungare, quindi, la vita dei filtri successivi, generalmente a tasche F7  F9 con efficienza di filtrazione media dal 50 all’87%. Per una buona resa della sezione filtrante è necessario: – che tutta la superficie frontale venga investita uniformemente dall’aria già premiscelata nel migliore dei modi; – che davanti alla prima batteria di filtri vi sia uno spazio non inferiore a 1 m, privo di ostacoli, allo scopo di ottenere una buona e uniforme ripartizione dell’aria; – che la sezione filtrante sia facilmente accessibile per consentire di effettuare la rimozione di pannelli filtranti intasati e la loro sostituzione con altri nuovi; – prevedere l’installazione di un pressostato differenziale in grado di comunicare tempestivamente l’intasamento del filtro e provvedere così alla sua sostituzione prima che la portata d’aria si riduca al di sotto del limite minimo accettabile. Sezioni filtranti con particolari caratteristiche di efficienza possono essere richieste in impianti speciali (sale operatorie, di rianimazione ecc.) di cui si parla nel capitolo 28; è, comunque, da caldeggiare l’installazione di un filtro a valle del ventilatore anche per impianti normali allo scopo di garantire una buona qualità dell’aria che verrà, poi, immessa in ambiente. La batteria di preriscaldamento ha principalmente lo scopo di preriscaldare l’aria o per proteggere i componenti a valle o, come più spesso accade nei nostri climi, per rendere possibile l’umidificazione fino ai valori desiderati. Generalmente queste batterie vengono progettate per una velocità di attraversamento di 3  3,5 m/s e per un salto di temperatura dell’acqua che vi circola di 15 °C (85  70 °C). Esse sono realizzate con tubi in rame e alettatura a pacco in alluminio; il numero di ranghi in genere non è elevato, per cui esse non pongono grandi problemi di installazione; comunque, come per tutti i componenti di un gruppo di trattamento aria, è necessario prevedere, per lo meno da un lato della macchina, lo spazio sufficiente per l’estrazione ogni qual volta occorra o per pulirle o per sostituirle. Alla batteria di raffreddamento e deumidificazione è affidato il buon funzionamento estivo degli impianti di climatizzazione. La batteria sottrae all’aria trattata calore sensibile e calore latente così da renderla idonea a equilibrare i carichi termici ambiente. Come già si è avuto modo di accennare al paragrafo 2.4.7 non tutta l’aria che attraversa la batteria viene in contatto intimo con i tubi e l’alettatura, per cui si parla di by-pass che può variare dal 30% per una batteria a 4 ranghi e velocità (sulla sezione frontale) di 2,5  3,5 m/s fino a un valore inferiore al 2% per batteria a 8 ranghi e velocità di 1,5 m/s. Di ciò occorre tener conto sia nel proporzionare la batteria di raffreddamento sia nel determinare la portata d’aria che è, evidentemente, funzione della sua temperatura di immissione in ambiente. Queste batterie vengono, generalmente, scelte per una velocità frontale di 2,5 m/s,

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che si ritiene la più adatta per evitare che vi possa essere trascinamento di goccioline d’acqua a valle con possibile successiva rievaporazione nella corrente d’aria, rendendo così vano il processo di deumidificazione. Spesso si impiegano separatori inerziali di gocce proprio allo scopo di evitare il suddescritto fenomeno. Il materiale da impiegarsi per la costruzione di queste batterie è il rame sia per i tubi sia per l’alettatura (che vanno poi stagnate a bagno), per evitare l’innesco di fenomeni di corrosione elettrochimica nel caso di materiali diversi (rame e alluminio) visto che la batteria è bagnata a seguito della condensazione del vapor d’acqua contenuto nell’aria. Considerate le dimensioni e il peso che queste batterie assumono (6  8 ranghi con fitta alettatura) è necessario prevedere nei condizionatori slitte di appoggio onde poterle inserire e sfilare con un minimo di semplicità. La batteria di postriscaldamento si prevede in tutti quegli impianti in cui occorra un controllo fine della temperatura e dell’umidità relativa: laboratori, aree di cura ecc. Il suo impiego nel funzionamento estivo deve, però, essere limitato al minimo per ovvie considerazioni energetiche. Nel periodo invernale la batteria di postriscaldamento è necessaria per fornire all’aria l’energia sufficiente per far fronte alle dispersioni dell’ambiente e mantenere così le temperature di progetto. Le caratteristiche costruttive sono simili a quelle delle batterie di preriscaldamento (fig. 34.3). La sezione di umidificazione, prevista per fornire all’aria la quantità di vapor d’acqua necessaria per renderla atta a mantenere negli ambienti il richiesto grado di umidità relativa, può essere di diversi tipi. Nel caso di impianti con modesto apporto di aria esterna (la cui portata oraria determina la portata di acqua da immettere nella corrente d’aria) può essere suffi-

Fig. 34.3

Batteria di scambio termico, estraibile.

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ciente una batteria di ugelli per spruzzare poca acqua in controcorrente nell’aria; nel caso, invece, di grandi portate d’aria esterna o in impianti con tutta aria esterna la sezione di umidificazione assume un’importanza notevole. In questo ultimo caso il problema si può risolvere con diversi sistemi. – Semplice o doppio banco di ugelli nebulizzatori ai quali viene inviata acqua che una pompa attinge dalla vasca di raccolta sottostante (fig. 34.4); la portata della pompa, perché abbia una buona efficienza, deve essere pari a: q  0,8 V

(34.1)

dove: q  portata della pompa in L/h V  portata d’aria del condizionatore in m3/h Ciò significa, per esempio, che per un condizionatore avente una portata di 10.000 m3/h la portata della pompa di umidificazione dovrà essere per lo meno eguale a 8000 L/h. A valle del banco di ugelli deve essere sempre previsto un separatore inerziale di gocce. – Sistema a pacco con pannello evaporante in cellulosa sul quale viene fatta scorrere acqua, mentre l’aria attraversa il pannello (fig. 34.5). – Iniezione di vapore direttamente nella corrente d’aria. Il vapore può essere pro-

Fig. 34.4 Sezione di umidificazione con ugelli e pompa. 1 pompa; 2 giunto flessibile; 3 filtro aspiratore; 4 valvola di spurgo; 5 valvola inclinata; 6 valvoletta di lettura; 7 manometro; 8 valvola galleggiante; 9 tubazione di alimentazione; 10 scarico; 11 troppopieno; 12 raddrizzatore; 13 eliminatore delle gocce; 14 saracinesca; 15 valvola di ritegno; 16 filtro a Y; 17 termometro; 18 saracinesca; 19 sifone; 20 valvola di reintegro rapido dell’acqua; 21 lampada.

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Fig. 34.5 Sezione di umidificazione con pacco evaporante, funzionante a mezzo elettropompa, completa di tutti i relativi accessori. 1 collegamento di entrata con valvola e galleggiante; 2 vaschetta liquido traboccato-troppopieno; 3 sifone; 4 tubo di scarico filettato maschio; 5 valvola di spurgo; 6 elettropompa; 7 filtro dell’acqua; 8 bacinella dell’acqua; 9 pacco umidificante. dotto localmente a mezzo di energia elettrica, oppure centralmente con caldaia a vapore e poi distribuito alle diverse UTA. – Sistemi a ultrasuoni, che utilizzano trasduttori piezoelettrici immersi in acqua demineralizzata. – Sistemi con aria compressa. L’attuale tendenza, anche per scongiurare qualsiasi pericolo di legionellosi (vedasi paragrafo 11.7), è quello di impiegare esclusivamente sistemi di umidificazione a vapore. Nel caso di aria con ridotto contenuto di acqua (per esempio aria esterna), poiché non è possibile aggiungere acqua ad aria satura, è necessario ricorrere a un preriscaldamento, alla successiva umidificazione (che si suppone adiabatica e isoentalpica) e al postriscaldamento finale fino a un valore di temperatura adeguato all’ambiente e all’impianto che si ha in esame. Le trasformazioni sul diagramma psicrometrico sono commentate nel capitolo 6. Dei sistemi di umidificazione si parlerà più a lungo nel capitolo 30 dedicato all’umidificazione. Il ventilatore di mandata potrà essere centrifugo (a semplice o a doppia aspirazione), assiale (a pale fisse o con pale orientabili con macchina in moto) ecc. Con i ventilatori centrifughi si prevede quasi sempre una trasmissione a mezzo cinghie trapezoidali e pulegge. Il motore è in costruzione B3, classe “F” protezione IP55. Il tutto poggia su un basamento in profilati montati su supporti antivibranti a molla o in gomma. Sulla bocca premente del ventilatore è posto un giunto antivibrante costituito da un telaio in alluminio e tela autoestinguente e imputrescibile. 34.2.2 Sistemi di adduzione e distribuzione dell’aria. Sono costituiti dai canali di mandata, ripresa ed espulsione dell’aria e dai terminali in ambiente.

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Di canali si è già parlato nel paragrafo 11.3 nel quale sono stati commentati i diversi metodi per il calcolo delle sezioni e delle perdite di carico; delle caratteristiche costruttive si parla al capitolo 34. I canali costituiscono uno dei componenti più ingombranti e difficili da ubicare negli edifici e, pertanto, è sempre necessaria una stretta collaborazione con i progettisti edili per risolvere insiemi i molteplici problemi che si incontrano: ingombri, passaggi verticali, orizzontali ecc. Per quanto riguarda i terminali si va dalle bocchette, diffusori, griglie (a parete, a soffitto, a pavimento), ai mobiletti ventilconvettori (a parete o in controsoffitto), ai condizionatori a induzione, alle cassette miscelatrici (impianti a doppio condotto), alle cassette con variazione della portata (impianti a portata variabile), ai terminali con ventilatore (fan assisted VAV boxes) ecc. Di tutti questi terminali si parlerà più diffusamente in seguito. 34.2.3 Sistemi di produzione e distribuzione dell’energia. Gli impianti di climatizzazione sono completati dagli impianti per la produzione dell’energia occorrente: centrali termiche, centrali frigorifere, con tutti i loro componenti di cui si è già parlato o si parlerà. I diversi tipi e sistemi, una volta determinate le potenzialità necessarie, vengono scelti e definiti sulla base di diverse considerazioni economiche, di disponibilità delle fonti energetiche, delle esigenze di protezione dell’ambiente, degli spazi disponibili ecc. Si va, pertanto, dalle semplici centrali termofrigorifere agli impianti di recupero del calore, agli accumuli di freddo e/o di caldo, agli impianti di cogenerazione, agli impianti centralizzati di produzione e distribuzione (teleriscaldamento, teleraffreddamento) ecc.

34.3

SISTEMI DI CLIMATIZZAZIONE

Diversi sono i sistemi che sono stati ideati e realizzati per poter risolvere al meglio i tanti problemi che si sono presentati e che continuamente si presentano quando si studiano nuove realizzazioni. Essenzialmente i sistemi sono quattro e a loro volta possono essere suddivisi in tanti sottosistemi. La schematizzazione qui riportata serve a chiarire bene quanto si è detto e ciò che verrà nel seguito illustrato.

Sistemi di climatizzazione

冦

Sistemi a tutta aria Sistemi misti aria-acqua Sistemi a tutta acqua Sistemi autonomi

Nei paragrafi che seguono i diversi sistemi saranno descritti in dettaglio, anche con schemi nei quali sono stati adottati i simboli grafici previsti dalla norma UNI 9511/1-1989 (fig. 34.6).

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Fig. 34.6

Simboli grafici.

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Figura 34.6

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Figura 34.6

34.3.1 Sistemi a tutta aria. Questi impianti si suddividono in un grande numero di tipologie diverse, come mostrato nello schema che segue:

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Impianti a tutta aria

冦

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MONOCONDOTTO PORTATA COSTANTE

– zona singola – per più zone con postriscaldamento – per più zone con by-pass – per più zone sistema multizone PORTATA VARIABILE (VAV) – per più zone senza postriscaldamento – per più zone con postriscaldamento – per più zone con fan assisted box – per più zone con induzione DOPPIO CANALE CON DUE CANALI

– a portata costante – a portata variabile – con sistema “dual conduit”

I sistemi a tutta aria vengono impiegati in moltissime applicazioni sia per il comfort sia industriali. Essi sono adatti per edifici nei quali sia richiesto un controllo individuale delle condizioni termiche, un buon ricambio e movimento dell’aria, senza avere ingombri a livello di pavimento: uffici, scuole, laboratori, ospedali, magazzini, alberghi, centri commerciali, centri espositivi, centri congressi, cinema, teatri, centri sportivi ecc. Per poter effettuare una scelta attenta è bene conoscere gli aspetti positivi e gli svantaggi. I vantaggi possono essere così sintetizzati. – La centrale di condizionamento, contenente le principali apparecchiature, è ubicata in zona a ciò riservata e, quindi, si ha la possibilità di poter eseguire con facilità le operazioni di controllo e manutenzione, per la stessa ragione è possibile controllare molto bene la propagazione delle vibrazioni e dei rumori. – Con questi sistemi è possibile effettuare un’accurata filtrazione di tutta l’aria immessa in ambiente. – Questi sistemi offrono la possibilità di poter ricorrere, quando possibile, al free-cooling, con risparmi energetici non trascurabili. – In linea generale il change-over stagionale è immediato e semplice. – È possibile controllare molto bene sia la temperatura sia l’umidità, visto che si può avere a disposizione tutto l’anno sia acqua refrigerata sia acqua calda. – È possibile effettuare un buon recupero del calore. – Con questi sistemi si riesce a distribuire l’aria in ambiente con particolare cura, evitando così spifferi e altri inconvenienti. – Si ha la possibilità di soddisfare le esigenze di immettere grandi masse d’aria o di effettuare l’aspirazione da particolari ambienti. – È possibile realizzare sistemi di sovrappresione e/o di depressione in ambienti civili o industriali. – Questi sistemi, infine, non essendo caratterizzati da apparecchiature poste sul

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pavimento dei locali, non creano problemi di arredamento né di utilizzo di tutta la superficie disponibile. – – – –

Tra gli svantaggi è, peraltro, necessario segnalare i seguenti. L’ingombro, anche notevole, che i circuiti di distribuzione dell’aria possono presentare, con evidenti problemi architettonici e strutturali. Necessità di poter disporre di cavedi in cui poter installare i canali verticali. Necessità di prevedere controsoffitti ai piani per poter installare le condotte orizzontali. Il bilanciamento e la taratura dei circuiti molto estesi può costituire un serio problema.

Sistemi monocondotto a portata costante per zona singola. Si tratta di impianti molto semplici, utilizzati nei casi in cui non occorra la suddivisione in zone; in tal caso ogni zona deve essere dotata di propria unità di trattamento dell’aria (UTA). Essi sono costituiti essenzialmente da una UTA, da un sistema di condotti e da terminali di immissione e ripresa dell’aria. Sono impiegati per climatizzare: – edifici con grandi volumetrie; – sale conferenze; – grandi magazzini e centri commerciali; – aule; – teatri e cinema; – aeroporti; – zona sportelli di banche; – open-space; – bar, ristoranti; – locali a utilizzazione industriale o similari come per esempio camere bianche. La configurazione della UTA è funzione dei carichi termici, delle condizioni microclimatiche e di qualità dell’aria del locale da climatizzare. Riferendosi alle caratteristiche dei carichi termici del locale si possono individuare diversi possibili sistemi. Regolazione sulla batteria di raffreddamento Qualora sia necessario controllare solo i carichi interni sensibili, trascurando, quindi, l’umidità relativa, lo schema tipico è quello della fig. 34.7. In tal caso la sonda di temperatura ambiente (o sulla ripresa) agisce in sequenza sulla batteria fredda e su quella calda. Si deve considerare il fatto che, quando il carico sensibile nel periodo estivo diminuisce, il sistema di regolazione “strozza” la portata di acqua attraverso la batteria fredda, provocando un aumento della sua temperatura superficiale tale da non consentire un’accettabile deumidificazione. È sconsigliabile, pertanto, in alcuni casi l’utilizzazione di valvole di regolazione modulanti sulla batteria fredda. È meglio utilizzare valvole di regolazione on-off in quanto, ai carichi parziali, durante il ciclo di apertura della valvola, la temperatura di rugiada della batteria consente di deumidificare l’aria trattata.

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Fig. 34.7

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Impianto monocondotto a portata costante per zona singola: regolazione sulla batteria di raffreddamento.

Una variante a tale schema prevede l’utilizzazione di batteria di raffreddamento a espansione diretta a uno o più circuiti. In tal caso la regolazione sarà del tipo on-off “a gradini”, in base al numero di parzializzazione dell’unità motocondensante. Il fatto che la regolazione sia on-off crea problemi ai carichi parziali in quanto durante il periodo di fermo dell’unità motocondensante, che dura 6 min (perché esigenze di vita del compressore sconsigliano di superare i 10 avviamenti/ora), l’aria non viene né raffreddata né deumidificata, con conseguente fluttuazione della temperatura e dell’umidità ambientale. In generale siffatta tipologia trova applicazioni nei casi in cui non sia richiesto un preciso controllo dell’umidità, per quei locali con carichi ambiente relativamente costanti, ma è sconsigliabile con portate di aria esterna superiori al 20% della portata totale; spesso si omette l’umidificatore per il periodo invernale. Regolazione sul by-pass della batteria di raffreddamento Lo schema raffigurato nella fig. 34.8, in verità a torto poco utilizzato, consente di compensare bene i carichi sensibili e di “tenere sotto controllo” i carichi latenti in modo accettabile. Il suo impiego è consigliabile nella climatizzazione di locali con apprezzabili carichi latenti in ciclo estivo con fattore termico ambientale inferiore a 0,85. Il sistema è comandato dalla sonda sulla ripresa (o in ambiente) la quale, per mezzo del regolatore di temperatura, comanda in sequenza la serranda coniugata e di seguito la batteria calda. Uno scostamento, in diminuzione, dal “set-point” della temperatura ambiente determina una riduzione della portata di aria attraverso la batteria

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Fig. 34.8

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Impianto monocondotto a portata costante per zona singola: regolazione sul by-pass della batteria di raffreddamento.

fredda di modo che la temperatura della miscela a valle aumenta. Quando la serranda di by-pass è tutta aperta, e quella sulla batteria fredda di conseguenza tutta chiusa, la sequenza del regolatore provoca l’apertura progressiva della valvola del caldo e controlla, quindi, il carico ambiente in fase di riscaldamento (ciclo invernale). Occorre che le serrande coniugate sulla batteria fredda e sul by-pass siano di buona fattura con un trafilamento molto contenuto, al massimo del 5%; è necessario, inoltre, un buon bilanciamento del condotto di by-pass, eventualmente con l’introduzione di una lamiera forata. Il fatto che la portata di aria attraverso la batteria fredda sia variabile, rende in pratica sconsigliabile tale tipologia con batteria a espansione diretta a causa del rischio di brinamento, salvo casi particolari in cui sia possibile bloccare, a mezzo valvola solenoide sulla linea del liquido, il processo di raffreddamento al di sotto di una portata di aria minima. Anche l’utilizzazione di acqua refrigerata consente di avere un impianto semplice concettualmente; si potrebbe evitare l’installazione della valvola a tre o due vie di regolazione sulla batteria fredda. In effetti la valvola a tre (o due) vie ha l’unica funzione di intercettare il flusso di acqua refrigerata nella batteria se la serranda fosse tutta chiusa, per evitare che continui il raffreddamento dell’aria di trafilamento. In molti casi è possibile ottenere lo stesso risultato fermando la pompa e il gruppo frigorifero. Una particolarità importante di tale impianto sta nel fatto che, alla diminuzione della portata di aria attraverso la batteria fredda, corrisponde una diminuzione della sua temperatura media superficiale con conseguente aumento della deumidificazione. Rispetto a un impianto con controllo del solo carico sensibile a mezzo di valvola sulla batteria fredda, l’umidità relativa del locale è, in ciclo estivo, più bassa.

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Quando sia richiesto un controllo accurato dell’umidità relativa, in inverno, dovrà essere previsto un umidificatore. Regolazione sulla batteria di postriscaldamento Se si vogliono bilanciare contemporaneamente carichi sia sensibili sia latenti la soluzione generale è rappresentata da quella raffigurata nella fig. 34.9. Tale configurazione offre la possibilità di controllare con estrema precisione la temperatura e l’umidità della zona servita ma la presenza della batteria di postriscaldamento significa costi iniziali e costi di gestione più elevati. Tale configurazione è da utilizzarsi, quindi, solo ed esclusivamente nei casi in cui il controllo dell’umidità ambientale sia imperativo.

Fig. 34.9

Impianto monocondotto a portata costante per zona singola: regolazione sulla batteria di postriscaldamento.

Il controllo della temperatura viene effettuato a mezzo di una sonda di temperatura ambiente che, tramite un regolatore, agisce sulla batteria di postriscaldamento. L’umidità ambientale è mantenuta indirettamente controllando il punto di saturazione dell’aria (o quasi saturazione), agendo “a punto fisso” sulla batteria di preriscaldamento (in fase di umidificazione) e sulla batteria di raffreddamento (in fase di deumidificazione). Il punto di saturazione può essere compensato in base all’umidità ambiente in presenza di carichi latenti ambientali variabili. Un altro sistema è quello che prevede di controllare la temperatura ambiente agendo in sequenza sulle batterie di raffreddamento e di postriscaldamento, mentre il controllo dell’umidità è effettuato agendo in sequenza sul sistema di umidificazione e sulla batteria di raffreddamento-deumidificazione. La batteria di raffreddamento, quindi, può ricevere un segnale sia dal controllo di umidità (deumidifi-

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cazione) sia dal controllo di temperatura (raffreddamento). In tal caso, un selettore di massimo segnale sceglierà il segnale maggiore da inviare alla valvola della batteria fredda. Nel caso la batteria di raffreddamento sia asservita al controllo di umidità, quando il sistema richiede deumidificazione, la temperatura ambiente, che tenderebbe a diminuire, sarà ripristinata dal controllo di temperatura che agirà sulla batteria di postriscaldamento. Pregi e difetti degli impianti monocondotto zona singola sono i seguenti. Pregi: – ottimo controllo della temperatura e umidità relativa ambiente in tutte le stagioni; – ottima qualità dell’aria; – distribuzione dell’aria in ambiente ottimale; – possibilità di sfruttare il free-cooling nelle mezze stagioni; – manutenzione solo in zone non occupate. Difetti: – non sono adatti a edifici con zone aventi carichi tra loro variabili; – nessuna possibilità di regolazione locale da parte dell’utente. Sistemi monocondotto a portata costante per più zone Con postriscaldamento Questo impianto, rappresentato nella fig. 34.10, utilizza un’unica UTA per più zone. Il controllo della temperatura è ottenuto con sonde ambiente che agiscono su batterie di postriscaldamento aventi il compito di annullare i carichi interni negativi.

Fig. 34.10

Impianto monocondotto a portata costante per più zone: postriscaldatori di zona.

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In effetti, in presenza di zone con carichi disuniformi, tale tipologia costringe a sovradimensionare la centrale frigorifera la cui potenzialità risulta essere almeno pari alla somma delle potenzialità massime di tutte le zone. La potenza frigorifera è, infatti, pari al prodotto della portata totale di aria per il salto di entalpia sulla batteria fredda, tenendo conto che le condizioni in uscita dell’aria dalla batteria (da prendere in considerazione) dovranno essere quelle richieste dalla zona più sfavorita. I costi di gestione sono elevati in quanto il postriscaldamento di zona funziona anche in ciclo estivo. Tale tipologia può trovare la sua giusta collocazione negli impianti a tutta aria esterna (per esempio reparti operatori) per condizionare locali o zone con carico termico sufficientemente uniforme e positivo (esempio le zone interne di edifici destinati a uffici), per laboratori ecc. Il fatto che, a monte della batteria di postriscaldamento, sia presente, sempre, aria trattata dalla batteria fredda in condizioni di saturazione, consente di controllare bene l’umidità in ciclo estivo. Pregi e difetti degli impianti monocondotto con postriscaldamento sono i seguenti. Pregi: – ottimo controllo della temperatura ambiente in tutte le stagioni; – ottima qualità dell’aria; – distribuzione dell’aria in ambiente ottimale; – possibilità di sfruttare il free-cooling nelle mezze stagioni; – manutenzione solo parzialmente nelle zone occupate; – impianto abbastanza economico rispetto agli altri ad aria adatti a soddisfare più zone. Difetti: – impianto energicamente dispendioso; – alti costi di esercizio. Con by-pass Si tratta di un sistema non adottato in Italia che, in caso di carico ridotto, ricorre al by-pass di parte dell’aria trattata che, quindi, non viene immessa in ambiente ma inviata direttamente al circuito di ripresa. È, pertanto, un sistema a portata costante sul circuito primario e a portata variabile sul circuito secondario, cioè verso l’ambiente. Questo sistema può essere adottato nel caso di piccoli impianti raggiungendo lo scopo di controllare la temperatura e ridurre il costo energetico. Multizone Il sistema multizone si caratterizza per il controllo della temperatura ambiente ottenuto miscelando l’aria di due plenum, quello “caldo” e quello “freddo”. La miscelazione avviene in una sezione a valle della UTA; l’aria miscelata è poi inviata agli ambienti con un condotto unico per ogni zona servita (fig. 34.11). La portata immessa in ambiente è costante. In ciclo invernale la temperatura del plenum caldo è regolata in funzione della

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Fig. 34.11

Impianto multizone: regolazione sulle serrande di miscela.

temperatura esterna, mentre la temperatura del plenum freddo è controllata a punto fisso dalle serrande di miscela aria esterna-aria di ricircolo della sezione economizzatore. La batteria fredda viene disattivata. In ciclo estivo, la batteria calda viene disattivata. Nel caso si voglia effettuare un controllo dell’umidità in ciclo estivo, sarebbe opportuno installare una batteria di deumidificazione sulla presa aria esterna. In tal caso la batteria calda è chiamata a funzionare anche in estate per controllare la temperatura del plenum caldo. Per un buon controllo dell’umidità nel periodo medio-stagionale si deve prevedere una sonda di umidità nell’aria di ricircolo che possa comandare la valvola della batteria di riscaldamento; in tal modo, in caso di valori alti di umidità relativa, l’umidostato richiede caldo per cui il termostato ambiente tende a ridurre la portata di aria calda aumentando quella fredda che è anche deumidificata. Si tratta, in realtà, di un sistema simile al postriscaldamento (ottenuto, in questo caso, con l’aria calda che si miscela con quella fredda) e, perciò, va utilizzato con attenzione per il maggior consumo energetico. L’utilizzazione tipica di un impianto multizone è quella del condizionamento di edifici con un numero di zone indipendenti non elevato (circa 10  15) in quanto per un numero di zone maggiore l’ingombro del plenum multizone della UTA diventerebbe penalizzante. Questo tipo di impianto è spesso impiegato per saloni di banche, spazi espositivi ecc. con differenti esposizioni e/o carichi termici interni variabili con modalità diverse.

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Pregi e difetti dell’impianto multizone sono i seguenti. Pregi: – ottima qualità dell’aria; – distribuzione dell’aria in ambiente ottimale; – possibilità di sfruttare il free-cooling nelle mezze stagioni; – impianto economico soprattutto nella regolazione; – impianto energicamente poco dispendioso. Difetti: – regolazione della temperatura ambiente poco precisa a causa delle serrande; – elevata necessità di spazi tecnici. Sistemi monocondotto a portata variabile (VAV) Con variazione di portata senza postriscaldamento Questo impianto è raffigurato nella fig. 34.12 e utilizza, come quello a temperatura variabile, un’unica UTA per più zone. Il controllo della temperatura è ottenuto con sonde ambiente che agiscono su terminali a portata variabile inseriti sia nel condotto di mandata sia in quello di ripresa, con il compito di modulare le portate d’aria. Rispetto all’impianto a portata costante si ha il vantaggio di dimensionare sia la portata di aria sia la potenzialità frigorifera sul massimo carico contemporaneo dell’edificio e, quindi, con ridotti costi di installazione e di gestione. In effetti, per tenere conto del differenziale dei termostati di zona, è bene sovradimensionare la potenzialità della batteria fredda di circa il 5% e la portata di aria di circa il 20%, per con-

Fig. 34.12

Impianto monocondotto a portata variabile (VAV), senza postriscaldamento.

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sentire una più rapida messa a regime all’atto dell’avviamento mattutino dell’impianto. La variazione di portata nelle zone comporta una variazione anche del punto di lavoro del ventilatore di mandata della UTA il quale, per adeguarsi a tale esigenza, deve essere dotato di un sistema di controllo della portata che può essere realizzato con: 1) serranda di regolazione sull’aspirazione; 2) serranda di regolazione sulla mandata; 3) variazione di giri del motore (inverter); 4) variazione di angolo pale (per ventilatori assiali). Le soluzioni che consentono le maggiori riduzioni di potenza assorbita all’asse dei ventilatori, al parzializzarsi della portata, sono la 3) e la 4), come si è avuto già modo di vedere al paragrafo 13.2.7. L’impianto a portata variabile è in grado di controllare in modo apprezzabile anche l’umidità ambientale; la parzializzazione di portata attraverso la batteria fredda, infatti, ne migliora la capacità di deumidificazione. Uno dei punti critici dell’impianto VAV sta nella distribuzione dell’aria ambiente. La variazione di portata di aria modifica il comportamento fluidodinamico del diffusore, con effetti negativi sulla uniformità di diffusione dell’aria e della temperatura. Tale comportamento, oltre al fatto di dover garantire sempre un minimo di portata di aria esterna, può condurre alla scelta di terminali di mandata con batteria di postriscaldamento così da non ridurre la portata al di sotto di un limite minimo: se ne parla nel paragrafo seguente. Si possono determinare, infatti, “cadute” di aria fredda nella zona occupata a causa della diminuzione dell’effetto soffitto del diffusore con portata di aria ridotta. Parimenti, in ciclo invernale, la diminuzione della portata dell’aria immessa, causa una rapida diminuzione dell’effetto induttivo del diffusore e il prevalere dell’effetto di stratificazione. L’aria calda tende a galleggiare sull’aria ambiente creando un cuscino a livello del soffitto. Per queste ragioni la scelta dei diffusori deve essere effettuata con accuratezza. Attualmente sono disponibili diffusori speciali ad alta induzione per impianti VAV i quali consentono di limitare notevolmente gli effetti negativi sopra indicati. Essi possono infatti “lavorare” con una portata variabile fino al 30% circa della portata di progetto (fig. 34.13). Un impianto VAV mal si adatta a condizioni in cui la portata di aria, immessa in alcune zone, si possa totalmente annullare a causa dell’annullarsi del carico sensibile. Condizione ideale è che tale impianto possa “lavorare” con variazioni di portata fino al 40  60% della portata massima di progetto. Ciò per evitare che: – la quantità di aria esterna di rinnovo nella zona sia troppo bassa; – l’umidità ambiente non sia più controllabile. In effetti con l’impianto VAV, al diminuire del carico sensibile, si ha un aumento dell’umidità relativa. L’impianto VAV si adatta, quindi, a condizionare più zone o locali con carichi sensibili ambientali uniformi e positivi anche in periodo invernale, quali zone interne di edifici destinati a uffici; in tal caso, fra l’altro, non è richiesto il riscaldamento invernale.

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Fig. 34.13

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Diffusore per impianti a portata variabile (Trox).

Nelle zone con carichi sempre positivi, anche in ciclo invernale, occorre che la portata d’aria immessa venga calcolata tenendo conto della temperatura ambiente (21 °C) e della temperatura minima di immissione (12 °C): per queste zone la massima portata d’aria si ha in ciclo invernale per il ridotto valore della differenza di temperatura fra ambiente e aria immessa. Nel caso di zone perimetrali o più precisamente di zone in cui siano presenti carichi termici variabili, positivi e negativi, è necessaria una scelta appropriata dell’impianto. Se le zone servite, infatti, non presentano un’accettabile omogeneità di variazione dei carichi interni, non si riesce a ottenere il controllo della temperatura ambientale in ogni zona. Ciò accade soprattutto durante le stagioni intermedie quando i carichi sensibili possono essere positivi in alcune zone e negativi in altre. Nel caso di configurazione con condizionamento invernale oltre che estivo, la UTA deve essere dotata di batteria calda e di umidificatore e le zone devono avere regolatori con commutazione stagionale (caldo apre in estate e caldo chiude in inverno). La temperatura dell’aria nel canale di mandata va scelta in base ai carichi sensibili della zona più sfavorita e varia dai 12  13 °C in ciclo estivo ai 27  33 °C in ciclo invernale. Il sistema di regolazione della UTA deve consentire una commutazione stagionale della temperatura dell’aria di mandata in funzione della temperatura esterna. Il cambio stagionale avviene con condizioni di temperatura esterna di circa 13  15 °C e ciò per tenere conto del fatto che il carico termico negativo per trasmissione è compensato in parte dai carichi interni e dalla radiazione solare. Esistono configurazioni in cui l’impianto VAV viene utilizzato per il solo condizionamento estivo; il riscaldamento invernale è, in tal caso, ottenuto con sistemi tradizionali quali radiatori o pannelli radianti e l’impianto VAV, in ciclo invernale, viene utilizzato per il rinnovo forzato dell’aria. I terminali VAV in tal caso sono dotati di un regolatore con limite di minima che consente di ridurre la portata del

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terminale al valore minimo. Il sistema VAV viene utilizzato negli USA in impianti ad “aria gelida”, che distribuiscono aria a temperature dai 6 ai 10 °C. Gli apparecchi per la diffusione immettono l’aria ad alta velocità (fino a 10 m/s), sì da evitare cadute nella zona occupata. Tali sistemi sono impiegati per il solo condizionamento estivo. Con variazione di portata e di temperatura Si tratta di sistemi (fig. 34.14) del tutto simili a quelli VAV già esaminati con il vantaggio di non diminuire troppo la portata ai diffusori, così da non ridurre l’aria esterna immessa al di sotto di un certo valore e ottenere anche una buona diffusione dell’aria in ambiente. Il controllo della temperatura avviene agendo in sequenza sulla variazione di portata del terminale fino al minimo impostato di portata (circa il 40%) e sulla valvola di regolazione della batteria di postriscaldamento di zona. Questa variante costituisce una complicazione impiantistica che, ovviamente, fa lievitare i costi di installazione. Anche i costi di gestione sono più elevati rispetto a un impianto VAV puro, a causa dell’energia utilizzata nelle batterie di postriscaldamento di zona. Tali batterie funzionano ad acqua calda ma, per piccoli impianti, possono anche essere elettriche. Con variazione di portata e ricircolo locale Si è già accennato come con gli impianti a portata variabile il rinnovo dell’aria con aria esterna può in alcuni casi essere veramente esiguo. Sono state eseguite negli USA ricerche sistematiche che hanno posto in evidenza come, per lo meno nel 50% dei casi esaminati, l’aria di rinnovo fosse inferiore ai minimi (10 L/s per persona) fissati da ASHRAE per i locali con fumatori e si arrivava a non oltre 1 Vol.ambiente

Fig. 34.14

Impianto per più zone: VAV con postriscaldamento locale.

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per ora. Ciò era dovuto al fatto che, riducendosi la portata d’aria ai carichi ridotti, anche l’aria di rinnovo diminuiva. L’inconveniente può essere risolto con diversi metodi. – Impianto VAV con il 100% di aria esterna: è evidente il costo altissimo di gestione che se ne avrebbe, anche effettuando un buon recupero di calore dall’aria espulsa. – VAV per le zone interne (carichi abbastanza costanti) e impianto separato a portata costante per le zone perimetrali; anche questo è un impianto costoso che non sempre si può realizzare. – Impianto VAV con dispositivo automatico che tende, agendo su di una serranda, a mantenere costante la portata di aria esterna, pur al ridursi della portata totale; il sistema non ha, però, dato risultati pienamente soddisfacenti. Si è andato, invece, molto diffondendo un impianto a volume variabile che tratta soltanto aria primaria (aria esterna variabile in funzione dell’affollamento e aria di ricircolo) la quale viene inviata a bassa temperatura (10  13 °C) alla cassetta VAV, dove viene fatta miscelare con aria ricircolata ripresa dall’ambiente con un piccolo ventilatore, di cui questi terminali speciali sono dotati; per questa loro caratteristica si parla di terminali assistiti: fan assisted VAV boxes. Esistono due configurazioni per i terminali: terminale in serie, terminale in parallelo. Il terminale in serie ha due ingressi, uno per l’aria fredda trattata proveniente dal condizionatore centrale e l’altro per l’aria di ricircolo. Tutta l’aria di mandata passa attraverso il ventilatore che è sempre in moto. Quando il carico termico interno si riduce, un regolatore agisce sulla serranda dell’aria primaria riducendone la portata mentre aumenta quella di ricircolo, così che la portata totale rimane costante. Una batteria di postriscaldamento è installata a valle del ventilatore e provvede, quando si è giunti al valore minimo inferiore di aria primaria e quando il carico termico dovesse ancora diminuire, a postriscaldare l’aria. Il terminale deve, come sempre, essere dimensionato sul carico massimo della zona servita. Il vantaggio del sistema è quello di muovere solo localmente grandi quantità d’aria, mentre il condizionatore centrale tratta solo l’aria primaria necessaria per il rinnovo e per controllare l’umidità relativa: il fatto che l’aria primaria venga poi miscelata con quella di ricircolo permette di impiegare aria primaria a bassa o bassissima temperatura riducendo così la portata totale convogliata. Quando l’edificio è vuoto il condizionatore centrale può essere fermato mentre, se c’è bisogno di riscaldare in inverno gli ambienti, ciò potrà essere ottenuto con il terminale in funzione e il postriscaldamento. Altro vantaggio, implicito al sistema, è che, non essendovi variazione di portata in ambiente, si ha un’ottima diffusione dell’aria in quanto non vi è riduzione di efficienza dei diffusori. L’unità di trattamento dell’aria ha una configurazione simile a quella di un impianto VAV classico (fig. 34.15). Con i terminali in parallelo l’aria primaria fredda by-passa il ventilatore ed entra direttamente in ambiente; il ventilatore aspira soltanto l’aria secondaria. Il ventilato-

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Fig. 34.15 Impianto per più zone: VAV con ricircolo locale (fan assisted VAV boxes).

re, in questo caso, ha una funzione intermittente in quanto, al carico massimo, viene introdotta in ambiente la portata massima di aria primaria e non è necessario che funzioni il ventilatore; al ridursi del carico, invece, l’aria primaria viene strozzata e, per non ridurre la portata totale immessa, il ventilatore viene avviato. Anche per questi terminali deve essere prevista una batteria di postriscaldamento che deve essere posta solo sull’aria di ricircolo. Il sistema più utilizzato è quello con terminale in serie che viene normalmente installato per le zone perimetrali degli edifici. Le zone interne, con carichi poco variabili, possono essere servite da impianto VAV classico. Il dimensionamento del gruppo di trattamento dell’aria primaria deve essere eseguito con grande attenzione in quanto la portata totale massima deve essere tale da compensare il carico termico massimo contemporaneo e il fabbisogno di aria esterna legato all’affollamento (anche per questo occorre fare considerazioni sulla contemporaneità). Per impianti con terminali in serie la prevalenza del ventilatore deve bilanciare le perdite di carico del condizionatore e dei canali fino al terminale senza considerare la perdita di quest’ultimo. Il sistema non è, però, privo di svantaggi quali: – gran numero di motori installati nei controsoffitti, con difficoltà per la manutenzione e la eventuale sostituzione; – rumorosità generata dal regolatore dell’aria primaria e dal ventilatore, per cui è necessario prevedere un silenziatore per ogni terminale. Dal punto di vista dei costi occorre considerare che: – il terminale è molto costoso, circa 2,5 volte un normale terminale VAV;

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– il costo del condizionatore e delle canalizzazioni è molto più basso che in un impianto classico considerata la ridotta quantità di aria primaria rispetto a quella trattata e mossa da un impianto convenzionale; – i ventilatori dei terminali hanno rendimenti bassissimi, e così anche i motorini, per cui il rendimento totale del gruppo è sul 20%. Una valutazione attenta deve, quindi, essere fatta considerando tutti i fattori in gioco: si ha, comunque, notizia di recenti impianti nei quali pare accertata una buona convenienza economica rispetto a un impianto tradizionale. Con variazione di portata e induzione Vengono impiegati terminali con i quali si può creare l’effetto di indurre l’aria ambiente a miscelarsi con l’aria primaria uscente da un ugello ad alta velocità; si assicura così un’ottima miscelazione fra l’aria primaria (gelida a 10 °C) e l’aria ambiente e una buona distribuzione dell’aria in ambiente, visto che il terminale consente di mantenere pressoché costante la portata totale pur riducendo (entro certi limiti) la portata di aria primaria. Con questi sistemi non è possibile preriscaldare gli ambienti in inverno e, pertanto, si deve ricorrere a un impianto di riscaldamento statico sul perimetrale; non si hanno, peraltro, tanti ventilatori in movimento. Pregi e difetti degli impianti a portata d’aria variabile sono i seguenti. Pregi: – buon controllo dell’umidità in tutte le stagioni; – ottima qualità dell’aria; – possibilità di sfruttare il free-cooling nelle mezze stagioni; – ottima regolazione della temperatura ambiente; – buona possibilità dell’utente di regolare il microclima locale. Difetti: – distribuzione dell’aria in ambiente spesso critica, da verificare; – costi iniziali elevati a causa della regolazione e dei diffusori particolari. Sistemi a doppio canale a portata costante. Si tratta di impianti attualmente poco utilizzati, sia a causa degli elevati costi di installazione sia perché il mercato offre ormai terminali VAV e diffusori ad alta induzione con prestazioni migliori che in passato sì da fare propendere la scelta verso impianti VAV il cui costo di installazione e di gestione è più basso. Il sistema multizone a doppio canale effettua il controllo della temperatura ambiente allo stesso modo del sistema multizone semplice miscelando, cioè, l’aria di due canali, quello “caldo” e quello “freddo”. La miscelazione avviene, però, in prossimità della zona servita a mezzo di cassette miscelatrici (fig. 34.16). Questo impianto, pertanto, si caratterizza per avere due canali di mandata e per il fatto che è in grado di riscaldare e raffreddare contemporaneamente le zone servite. È un impianto in cui non esiste commutazione stagionale e che, durante le stagioni intermedie, può funzionare a tutta aria esterna (free-cooling).

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Fig. 34.16

Cassetta miscelatrice a portata costante (Trox).

Così come per il sistema multizone, il fatto che in estate, nella cassetta miscelatrice, si mescoli aria deumidificata con aria non trattata proveniente dal canale “caldo”, subordina al carico sensibile ambiente la capacità di controllare l’umidità. Con carico sensibile basso, l’umidità ambiente tende ad aumentare. Per attenuare tale fenomeno sono state proposte due varianti che vengono di seguito riportate. Unico ventilatore di mandata con batteria fredda sul canale freddo È il sistema base; il gruppo di trattamento aria è rappresentato nella fig. 34.17. Come si è detto si può verificare in ciclo estivo o nelle stagioni intermedie che il canale caldo convogli una quota di aria esterna non deumidificata e, pertanto, nelle zone a carico sensibile basso o nullo, l’umidità tende ad aumentare. Si può attenuare tale fenomeno con il postriscaldamento dell’aria del canale caldo sì da limitarne il prelievo da parte della cassetta miscelatrice, come si è già detto per l’impianto multizone. Il preriscaldamento dell’aria esterna minima viene effettuato in ciclo invernale e serve per controllare il limite minimo di temperatura nel canale freddo. Unico ventilatore di mandata con batteria di preraffreddamento e batteria fredda sul canale freddo Si differenzia dal sistema visto prima per l’introduzione di una batteria di preraf-

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Fig. 34.17

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Impianto a doppio canale con batteria fredda nel canale freddo.

freddamento-deumidificazione sulla presa di minima aria esterna (fig. 34.18). Questa variante ha lo scopo di limitare in ciclo estivo l’aumento di umidità negli ambienti con basso carico sensibile. In tal caso la batteria di riscaldamento sul canale caldo può essere chiamata a intervenire moderatamente anche in ciclo estivo per mantenere la temperatura nel canale caldo a valori superiori a quelli dell’aria ambiente e di ricircolo. Pregi e difetti dell’impianto a doppio canale sono i seguenti. Pregi: – discreto controllo dell’umidità relativa; – ottima qualità dell’aria; – ottima distribuzione dell’aria in ambiente; – possibilità di sfruttare il free-cooling nelle mezze stagioni; – impianto economico soprattuttto nella regolazione; – ottima regolazione della temperatura ambiente. Difetti: – impianto energicamente dispendioso anche se in modo minore rispetto al monocanale con post di zona; – costi iniziali elevati a causa della doppia canalizzazione. Sistema a doppio canale a portata variabile. Lo schema della fig. 34.19 è quello di un impianto a doppio canale VAV. Esso opera sia con cassette miscelatrici di zona connesse al condotto caldo e a quello freddo (fig. 34.20), sia con cassette VAV monocondotto connesse al solo condotto freddo. La riduzione di portata dei ventilatori può essere ottenuta con uno dei sistemi classici degli impianti VAV controllando la pressione statica nel canale a valle dei venti-

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Fig. 34.18 Impianto a doppio canale con batteria di preraffreddamento su aria esterna.

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Fig. 34.19

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Impianto a doppio canale con doppio ventilatore e portata variabile.

Fig. 34.20

Cassetta miscelatrice a portata variabile (Trox).

latori di mandata. È un impianto con costi di gestione superiori a un sistema VAV puro ma inferiori a quelli di un sistema a doppio canale a portata costante. Trova applicazione specie in casi di riqualificazione di impianti esistenti.

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Sistema a doppio condotto (dual conduit) a portata variabile. È uno sviluppo dell’impianto VAV puro (fig. 34.21). In aggiunta all’impianto monocondotto VAV è prevista una seconda unità (per l’aria primaria) che opera a portata costante e temperatura variabile (in funzione della temperatura esterna); l’altra UTA funziona a temperatura costante e portata variabile e viene detta UTA secondaria. L’impianto si caratterizza, quindi, per avere due centrali di trattamento dell’aria e due condotti. Negli ambienti in cui i carichi per trasmissione attraverso le strutture non sono nulli, l’immissione dell’aria viene effettuata con terminale speciale, collegato sia al condotto aria primaria sia al condotto aria secondaria. Con questi terminali, al ridursi del carico, la portata secondaria diminuisce ma rimane costante l’aria primaria che è generalmente soltanto aria esterna con il vantaggio di non ridurre il ricambio. Negli ambienti in cui non sono presenti carichi per trasmissione (zone interne), l’immissione dell’aria viene effettuata dal solo terminale VAV, collegato al canale proveniente dal gruppo di trattamento dell’aria secondaria. Pregi e difetti dell’impianto doppio condotto sono i seguenti: Pregi: – elevata economia di esercizio; – possibilità di sfruttamento del free-cooling; – grande flessibilità di utilizzazione. Difetti: – costi iniziali molto elevati; – necessità di distribuzione con due canali; – distribuzione dell’aria ambiente da studiare in modo adeguato. 34.3.2 Impianti misti aria-acqua. Sotto la dizione di impianti di condizionamento misti (o anche ad aria-acqua) vengono classificati quei sistemi che, per mantenere negli ambienti ben definite condizioni di temperatura e umidità relativa, fanno ricorso contemporaneo all’aria e all’acqua, quali sorgenti di caldo e di freddo. L’aria e l’acqua, trattate in apposite centrali, sono distribuite con reti di canalizzazioni e, rispettivamente, di tubazioni e sono rese disponibili a idonei “terminali” installati nei diversi locali di un edificio. Il tipico e più classico esempio di tale tipo di impianti è quello con condizionatori a induzione. Anche gli impianti con ventilconvettori e aria primaria, peraltro, rientrano in questa tipologia. Ai fini delle successive considerazioni, occorre tener presente che negli impianti a induzione l’aria primaria deve essere convogliata a ogni singolo condizionatore e costituisce il fluido “motore” per richiamare aria dall’ambiente e farle attraversare la batteria del mobiletto, mentre negli impianti con ventilconvettori l’aria primaria è, generalmente, immessa negli ambienti con diffusori a parete o a soffitto. Ciò differenzia, fra l’altro, i due impianti dal punto di vista del trattamento dell’aria primaria e del suo impiego nonché dal punto di vista gestionale. L’aria inviata negli ambienti è chiamata aria primaria, l’aria trattata localmente dal mobiletto è, invece, chiamata aria secondaria. Questi tipi di impianti trovano la loro principale applicazione nelle zone perime-

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Fig. 34.21 Impianto a doppio condotto (dual conduit) a portata variabile.

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trali dell’edificio con elevati carichi termici sensibili e dove non è richiesto un controllo molto spinto dell’umidità relativa. Essi, comunque, con opportuni adattamenti, possono essere applicati anche per le zone interne. Le applicazioni tipiche di questi impianti si hanno negli uffici, negli alberghi, nelle scuole, nelle case di civile abitazione e in alcuni laboratori di ricerca. Le possibili tipologie sono: con induttori con ventilconvettori impianti misti aria-acqua con pannelli radianti con travi radianti (chilled beam)

冦

Descrizione del sistema. Questi impianti prevedono un’unità di trattamento dell’aria primaria, canali di distribuzione dell’aria, sistemi di distribuzione dell’acqua e unità terminali. Le unità terminali, come si vedrà in seguito, possono essere: mobiletti a induzione, ventilconvettori (fan-coils), pannelli radianti, questi ultimi due terminali accoppiati con diffusori di immissione dell’aria primaria. L’aria primaria, tutta esterna, provvede al rinnovo e alla ventilazione; nella stagione estiva questa aria, sufficientemente deumidificata nella centrale di condizionamento, consente di ottenere negli spazi serviti buone condizioni di umidità relativa, evitando, nel contempo, la formazione di condensa sulle batterie delle unità terminali. Analogamente, in inverno, nell’aria primaria (nella centrale di condizionamento) viene immesso vapor d’acqua in maniera tale da mantenere negli ambienti l’umidità relativa nei limiti di benessere. La quantità dell’aria primaria da fornire si determina considerando quanto segue: – esigenze di purezza dell’aria ambiente; – esigenze dettate dalla possibilità di controllare l’umidità relativa in estate; – necessità di avere a disposizione una sorgente di freddo (aria primaria a temperatura inferiore a quella ambiente) nei periodi in cui non sia disponibile acqua refrigerata (per esempio dopo la commutazione estiva-invernale); – opportunità di godere di una sorgente fredda ausiliare: ciò può portare, in alcuni casi, alla scelta di un condizionatore ambiente di grandezza inferiore di quanto non sia necessario altrimenti; – esigenze dettate dal rapporto A/T di cui si dirà in seguito. La quantità di aria da trattare viene, quindi, determinata in funzione della volumetria e, o meglio, del presumibile affollamento massimo contemporaneo. È generalmente verificato che in edifici di media grandezza l’affollamento massimo contemporaneo è pari a circa l’80% di quello massimo prevedibile ed è su questi valori che va effettuata la verifica della quantità totale di aria da immettere. Con l’aria primaria, opportunamente deumidificata in estate nel condizionatore centrale, si riesce a mantenere l’umidità relativa degli ambienti su valori accettabili: 45  50%, inteso come valore medio in tutto l’edificio; l’aria è immessa, infatti, negli ambienti con un contenuto costante di umidità (g/kg d’aria secca), mentre, naturalmente, l’affollamento può essere variabile e così, conseguentemente, anche l’umidità relativa. Una volta fissata la portata d’aria primaria occorre, perciò, verificare se essa sia in grado di assorbire, dopo la deumidificazione, l’umidità emessa

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negli ambienti. Questa possibilità è, evidentemente, legata alle condizioni termoigrometriche che l’aria raggiunge dopo il trattamento di raffreddamento e deumidificazione nelle batterie del condizionatore centrale. Queste condizioni sono legate al numero di ranghi della batteria e alla sua temperatura superficiale che è, a sua volta, funzione della temperatura dell’acqua refrigerata, della sua velocità di scorrimento nei tubi della batteria, della velocità di attraversamento dell’aria ecc. Se ci si riferisce a 40 m3/h per persona (valore comunemente accettato) e si considera che, per una condizione ambiente di 26 °C con il 50% di u.r., il calore latente emesso da una persona sia di 70 W, dall’equazione di equilibrio: 40 70 W  1,2  –––––  2,43(*)  103 Δ x 3600 si ricava il Δx (grammi di acqua per chilogrammo di aria secca) e cioè di quanti grammi di vapore l’aria primaria immessa debba essere più secca dell’aria ambiente per potervi mantenere le desiderate condizioni, dato che solo così essa potrà essere in grado di assorbire l’umidità emessa dalle persone. Nel caso in esame: Δx  2,1 g/kg Poiché a 26 °C col 50% di u.r. corrisponde un valore di umidità assoluta di 10,5 g/kg (vedi diagramma psicrometrico della fig. 34.22), i 40 m3/h di aria primaria da immettere in ambiente devono possedere circa: 10,5  2,1  8,4 g di vapore per kg d’aria Fig. 34.22 Trattamento dell’aria primaria in estate e in inverno.

(*) Calore di vaporizzazione dell’acqua: 2,43  103 kJ/kg.

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Ciò significa dover deumidificare l’aria dalle condizioni esterne (per esempio 33 °C con il 50% di u.r.) fino a 12,3 °C con il 92% di u.r. (tenuto conto di un fattore di by-pass della batteria di BF  0,1). La corrispondente temperatura di saturazione della batteria (ADP) è di circa 10 °C, che è ottenibile o con espansione diretta o con acqua refrigerata a temperatura non superiore a 6  7 °C. Da quanto sopra si desume anche che con un quantitativo d’aria inferiore il Δx aumenterebbe e sarebbe perciò necessario deumidificare di più; esiste però il limite della temperatura dell’acqua refrigerata che al di sotto di 5,5  6 °C non è conveniente produrre sia per ragioni di sicurezza (possibilità di gelo in punti singolari degli evaporatori) sia di rendimento del ciclo frigorifero. Nel periodo invernale occorrerà, come si è detto, umidificare l’aria; facendo riferimento sempre alla fig. 34.22 e, nell’ipotesi di condizioni esterne invernali di 5 °C con il 90% di u.r., occorrerà preriscaldare l’aria fino a circa 21,5 °C (tpr) perché, con un sistema di umidificazione avente una buona efficienza, essa, dopo l’umidificazione adiabatica, abbia un contenuto assoluto di umidità pari a quello che si desidera in ambiente. È importante che l’efficienza di umidificazione sia la più alta possibile (non inferiore all’80% per lo meno) perché solo così si limitano le escursioni dell’umidità relativa in ambiente al variare del contenuto di umidità dell’aria esterna. Dopo l’umidificazione l’aria viene postriscaldata fino a una temperatura di qualche grado superiore a quella ambiente (tps). Lo schema tipico di un gruppo di trattamento per l’aria primaria è riportato nella fig. 34.23. Per quanto riguarda l’acqua secondaria, prodotta centralmente e distribuita con circuiti adeguati, essa deve essere raffreddata nel periodo estivo per poter compensare i carichi termici sensibili ma occorre evitare che la sua temperatura sia tanto bassa da provocare condensazione del vapore acqueo contenuto nell’aria ambiente sulla batteria del terminale, allo scopo di evitare lo sporcamento e l’intasamento della

Fig. 34.23

Impianto misto aria-acqua.

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stessa. Anche quando sia stata presa questa precauzione occorre, comunque, prevedere una rete di scarico della condensa perché, specialmente nella fase di messa a regime dell’impianto, nonostante la temperatura dell’acqua sia di 11  12 °C, si può avere condensazione sulle batterie visto che le condizioni termoigrometriche ambientali sono ben lontane da quelle di regime. Il fenomeno può essere, comunque, eliminato o perlomeno attenuato, avviando prima l’impianto di trattamento e distribuzione dell’aria primaria e, solo dopo un congruo periodo di tempo, facendo partire le pompe di circolazione dell’acqua secondaria. La rete di scarico condensa può essere realizzata con tubi di materiale plastico flessibile dalle bacinelle del condizionatore fino alla rete di drenaggio e quest’ultima con tubi in acciaio zincato o anche in polietilene. Occorre tener presente, infatti, che si tratta di tubi soggetti al bagnasciuga e che l’acqua vi scorre per gravità. Per questa ultima ragione è opportuno curare le pendenze e adottare diametri tali da evitare ristagni e intasamenti. Le diramazioni che si collegano agli apparecchi non devono avere un diametro inferiore a 1/2 e i montanti non inferiore a 3/4; ai collettori principali si assegnerà un diametro di 1  11/2 secondo la loro estensione. L’acqua del circuito dei mobiletti è mantenuta a temperatura costante (11  12 °C) in estate, mentre nel periodo invernale (dopo la commutazione se si tratta di un impianto a due tubi) la temperatura massima, in corrispondenza della temperatura minima esterna, è sui 40  45 °C (vista la resa delle batterie a tre ranghi scelte per il funzionamento estivo) per ridursi poi gradualmente man mano che la temperatura esterna si innalza. Ciò viene fatto per far sì che, nel caso di regolazione della temperatura ambiente con termostato on-off che ferma o avvia il ventilatore, non si possano instaurare fenomeni di convezione naturale (cessione di calore all’aria ambiente anche con ventilatore fermo), con la conseguente vanificazione della regolazione automatica e inutile spreco energetico. Il circuito è del tipo a spillamento come raffigurato nella fig. 34.24a e si deve sottolineare la particolarità che la valvola di regolazione a tre vie, miscelatrice, è posta sul circuito di ritorno. Con questa disposizione, accoppiata a un by-pass fisso, si ottiene il vantaggio di modulare soltanto la portata d’acqua primaria (refrigerata o calda proveniente dai rispettivi circuiti) e non tutta la portata del circuito secondario; il vantaggio è di avere una valvola più piccola che regola molto meglio di quella posta sul circuito secondario come nella fig. 34.25. Con siffatta disposizione la valvola, specie in inverno, è attraversata da una portata di acqua calda primaria in ingresso molto piccola (visto il Δt che esiste fra ritorno dal secondario 艐40 °C e l’arrivo dal primario, 80 °C). Le portate di acqua refrigerata (a 7 °C) e di acqua calda (80 °C) si possono calcolare considerando il carico termico sul circuito secondario e la differenza fra la temperatura del ritorno del secondario e la temperatura dell’acqua primaria. In pratica, cioè, le portate saranno, all’incirca: Qe q7 °C  –––––––––––––––– (15  7)  4,187

(L/s)

(34.2)

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Fig. 34.24

Circuiti a spillamento.

Qi q80 °C  –––––––––––––––– (80  40)  4,187

(L/s)

(34.3)

dove: Qe  carico frigorifero massimo estivo a carico del circuito dell’acqua secondaria (kW) Qi  carico termico massimo invernale a carico del circuito secondario (kW) si sono posti eguale a 1 kg/dm3 la massa volumica dell’acqua e pari a 4,187 kJ/ (kg K) il calore specifico dell’acqua. Il sistema descritto ha la particolarità di avere portate (pressoché) costanti nel circuito primario e nel circuito secondario; la prevalenza delle pompe del circuito secondario non deve tener conto della perdita di carico della valvola di miscelazione che deve essere compensata dalle pompe primarie. Un altro possibile circuito è quello raffigurato nella figura 34.24b, nel quale viene utilizzata una valvola a due vie sul ritorno. Questo schema presenta il vantaggio di

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Fig. 34.25

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Circuito a spillamento con portata costante al secondario e variabile al primario.

determinare una portata variabile nel circuito primario, il che è spesso conveniente in quanto consente di sfruttare tutte le possibilità offerte dalla contemporaneità: portata sul primario minore di quella ottenuta sommando le portate massime di tutti i circuiti. Il circuito della fig. 34.25 deve, invece, essere realizzato quando è necessario che la portata secondaria debba essere tutta alla temperatura dell’acqua primaria: è il caso dei circuiti per i radiatori, per esempio, per i quali, nel periodo di massima richiesta, la temperatura dell’acqua calda deve essere massima e non ci può essere miscelazione fra mandata e ritorno: la via 2 in tali casi è totalmente chiusa. In questo circuito la perdita di carico della valvola deve essere compensata dalla pompa del circuito secondario. Temperatura di commutazione. Per qualsiasi impianto che utilizzi aria esterna esiste una temperatura esterna al di sotto della quale si può fare a meno di produrre freddo, perché è possibile utilizzare tale aria per bilanciare i carichi termici positivi, in aggiunta alle dispersioni di calore che i locali affacciati all’esterno presentano in misura crescente all’abbassarsi della temperatura esterna.

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Si definisce, pertanto, temperatura di commutazione di un impianto la temperatura esterna per la quale esiste un equilibrio tra il carico termico positivo (luci, persone e radiazione solare) e quello negativo dovuto all’aria immessa e alle trasmissioni, essendo nullo l’apporto dell’acqua secondaria circolante nel mobiletto. Al di sotto di questa temperatura è possibile escludere dal funzionamento i gruppi frigoriferi. Questo è vero per qualsiasi tipo di impianto a due e a quattro tubi, sia esso del tipo a induzione oppure con ventilconvettori. Occorre, però, sempre tener presente che con i ventilconvettori, visto il sistema di immissione dell’aria, è molto ridotta la possibilità di utilizzare l’aria primaria come mezzo raffreddante, per gli inconvenienti a cui si andrebbe incontro inviando in ambiente aria a temperatura più bassa di quella dell’ambiente stesso. Se si indica con: VAP la portata di aria primaria (L/s) c il calore specifico dell’aria, circa 1,006 kJ/(kg K) ϕ massa volumica dell’aria, circa 1,2 kg/m3 tco la temperatura di commutazione (°C) la temperatura ambiente all’atto della commutazione (°C) ta la temperatura dell’aria primaria dopo la commutazione (°C) tp il calore sensibile dovuto all’affollamento (W) qA il calore sensibile dovuto all’illuminazione (W) qL il calore sensibile dovuto all’irraggiamento solare (W) qR T la trasmissione per grado centigrado di differenza di temperatura tra interno ed esterno (W/K), pari alla sommatoria estesa a tutti i prodotti tra le trasmittanze (W/m2 K) e le aree (m2) delle superfici disperdenti (pareti esterne, vetri, coperture ecc.) (T  Σ Kp Sp  Σ Kv Sv  Σ Ke Se), la temperatura di commutazione può essere calcolata con l’espressione: qA  qL  qR  1,20 VAP c (ta  tp) tco  ta  –––––––––––––––––––––––––––––– T

(°C)

(34.4)

La temperatura ambiente ammissibile, subito dopo la commutazione, può essere fissata sui 22  24 °C e la temperatura minima dell’aria primaria può essere considerata intorno agli 11  12 °C, per gli impianti a induzione. Si può constatare che tanto più alta è la portata dell’aria primaria tanto più alta sarà la temperatura di commutazione. Da questo punto di vista, quindi, converrebbe che l’aria primaria non fosse tanto ridotta. È anche evidente che tanto più alta è la temperatura dell’aria primaria (impianto con ventilconvettori) tanto minore sarà l’effetto di free-cooling ottenibile e, quindi, tanto più bassa la temperatura di commutazione. Queste considerazioni non possono essere trascurate nella scelta del tipo di impianto e nella successiva sua progettazione. L’effettiva commutazione del funzionamento viene, comunque, eseguita per temperature inferiori a quella teorica calcolata di almeno 5  10 °C per evitare di dover effettuare operazioni, anche complesse, più volte nella stessa giornata o, comunque, a breve distanza di tempo l’una dall’altra. Trasmissione per grado.

All’aria primaria, negli impianti a due tubi, è affidato il

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compito di compensare le trasmissioni di calore dell’ambiente verso l’esterno nei periodi in cui la regolazione automatica ha escluso le batterie dei terminali. Ciò comporta che in questo tipo di impianto l’aria primaria sia inviata in tutti gli ambienti in quantità proporzionale alla trasmissione specifica di calore dell’ambiente stesso (trasmissione per grado: W/K). Ciò significa in altre parole che il rapporto A/T, tra la quantità d’aria immessa in ogni ambiente (A) e la trasmissione per grado (T in W/K) dello stesso ambiente, debba essere pressoché simile per tutti i locali appartenenti a una stessa zona (le zone in cui è diviso l’impianto possono essere anche più di una, come si vedrà). La necessità di far ciò è insita nel funzionamento stesso di un sistema a due tubi. Nel funzionamento estivo dell’impianto si ha a disposizione acqua secondaria fredda nelle batterie del condizionatore e aria primaria anch’essa a temperatura più bassa dell’ambiente: il carico termico sensibile totale viene così compensato con questi due fluidi. Al ridursi del carico termico, essendo fissa la portata d’aria primaria, la regolazione automatica della temperatura ambiente provvede a ridurre la resa del mobiletto (agendo, per esempio, sulla valvola dell’acqua secondaria sia per l’induzione sia per i ventilconvettori o fermando i ventilatori nel caso più semplice di regolazione dei ventilconvettori con un sistema on-off). Una volta esclusa, però, l’azione raffreddante della batteria, occorre cominciare a inviare in ambiente aria non più fredda ma gradatamente a temperatura più elevata, ottenuta tramite postriscaldamento. Si comprende, quindi, la necessità di avere rapporti A/T poco differenti da un locale all’altro perché, in caso contrario, si avrebbero differenze anche sensibili di temperatura. Una volta, quindi, calcolata la portata d’aria primaria perché soddisfi alle esigenze di ventilazione e deumidificazione, occorre spesso ritoccare i valori così individuati per realizzare un rapporto A/T pressoché simile, in tutti i casi, a quello più alto, sebbene siano accettabili scostamenti. Per ogni valore di A/T esiste una relazione tra la temperatura esterna e la temperatura che l’aria primaria deve avere per mantenere gli ambienti a una temperatura di circa 22 °C prima della commutazione e quando il carico di raffreddamento è minimo: si ha così la possibilità di tracciare un diagramma che lega le due temperature e che consente di effettuare la taratura del sistema di regolazione automatica del postriscaldamento con sonde sull’aria esterna e sull’aria primaria fra di loro collegate per realizzare questa sequenza. Calcolo della potenzialità frigorifera e termica. Il carico di raffreddamento viene determinato considerando il carico sensibile massimo contemporaneo calcolato come già più sopra detto (questo carico viene compensato dall’acqua che circola nel terminale) e il carico termico necessario per raffreddare e deumidificare l’aria primaria dalle condizioni alle quali si trova (si tratterà sempre delle peggiori condizioni esterne prese a base del progetto) fino alle condizioni richieste perché possa controllare l’umidità relativa ambiente come già spiegato precedentemente. Poiché l’aria primaria viene generalmente immessa in ambiente a una temperatura inferiore è necessario tenere conto di questo apporto e pertanto il carico di refrigerazione può essere espresso da: qre  qs  1,2 VAP (hi  hu)  1,20 VAP c (ta  tAP)

(34.5)

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dove: qre  carico di refrigerazione (kW)  carico sensibile massimo contemporaneo (kW) qs hi, hu  entalpia dell’aria primaria all’entrata e all’uscita dalla batteria di raffreddamento (kJ/kg) VAP  portata di aria primaria (m3/s)  temperatura media ambiente (°C) ta tAP  temperatura aria primaria all’immissione in ambiente (°C) c  calore specifico dell’aria 1,002 [kJ/(kg K)] Il carico di raffreddamento sull’acqua secondaria si determina sottraendo dal carico di refrigerazione totale quello relativo al raffreddamento dell’aria primaria nel gruppo di trattamento. La potenzialità termica massima invernale si calcola sommando alle dispersioni del fabbricato il fabbisogno energetico per i trattamenti che l’aria primaria subisce nel condizionatore centrale: preriscaldamento e postriscaldamento; quest’ultimo, nel caso di impianto con ventilconvettori, è sempre richiesto per riscaldare l’aria dopo l’umidificazione fino a 20  22 °C. Se: VAP te tpr tu tps D

 portata dell’aria primaria (m3/s)  temperatura esterna minima di progetto (°C)  temperatura dell’aria dopo il preriscaldamento (°C)  temperatura dell’aria dopo l’umidificazione (°C)  temperatura dell’aria dopo il postriscaldamento (°C)  dispersioni dell’edificio, calcolate per la minima temperatura esterna (kW),

la potenzialità termica da considerarsi per la progettazione della centrale termica è: qt  D  1,2 VAP c (tpr  te)  1,2 VAP c (tps  tu)

(kW)

(34.6)

Impianto a due tubi. Trattasi, come è noto, di impianto con un tubo per l’adduzione e uno per il ritorno dell’acqua secondaria. L’acqua, nei sistemi a commutazione, è fredda in estate e calda in inverno. In estate il carico termico sensibile ambiente viene bilanciato dall’aria primaria (a portata costante e temperatura fissata intorno a 13 °C, quale si ha a valle della batteria di raffreddamento e deumidificazione) e dall’acqua secondaria fredda. In inverno, dopo la commutazione, l’acqua secondaria è calda (con temperatura variabile in funzione della temperatura esterna) e l’aria primaria è fredda (nel caso dell’induzione: 9  10 °C dopo preriscaldamento e umidificazione) oppure a temperatura ambiente (dopo un successivo postriscaldamento) negli impianti con ventilconvettori. In queste due stagioni la regolazione automatica della temperatura ambiente non presenta particolari problemi e i risultati sono abbastanza soddisfacenti. Il periodo più delicato per questo impianto, dal punto di vista sia della regolazione della temperatura sia della conduzione e della gestione, è quello medio stagionale, in particolare quel lasso di tempo che va da fine agosto fino al momento in cui si

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effettua la commutazione dal funzionamento estivo a quello invernale. Per questo periodo, come si è visto, l’impianto, per poter far fronte alle mutevoli richieste degli ambienti, deve essere condotto inviando acqua fredda nei mobiletti e aria primaria postriscaldata negli ambienti. Per limitare i dispendi di energia è opportuno suddividere l’impianto in diverse zone, ognuna scelta in funzione della temperatura di commutazione, così da poter effettuare il passaggio da un tipo di funzionamento all’altro, separatamente, in tempi successivi per le diverse zone. Basti pensare, infatti, che per i locali esposti a sud (e anche sud-ovest e sud-est) occorre avere a disposizione il fluido raffreddante (l’acqua secondaria) fino ad autunno inoltrato, visto che il carico termico dovuto all’irraggiamento solare è, per queste esposizioni, massimo nei mesi da ottobre a dicembre. Per tali zone, quindi, la commutazione deve effettuarsi quando la temperatura esterna è già molto bassa mentre può essere anticipata per le altre esposizioni. La suddivisione in zone torna vantaggiosa anche per poter utilizzare, senza dissiparlo nell’atmosfera, il calore di condensazione dei gruppi frigoriferi. Si può, infatti, travasare nel circuito che richiede caldo il calore proveniente dalle zone che devono essere raffreddate e ciò è di grande vantaggio gestionale. La cosa può essere fatta abbastanza semplicemente e con lievi oneri aggiuntivi (presto recuperabili per i risparmi conseguibili) visto che le batterie dei terminali hanno rese elevate anche per basse temperature dell’acqua (30 °C). In alcuni casi, specie quando la temperatura di commutazione è molto bassa (ampie superfici vetrate poco disperdenti orientate a sud) si realizzano impianti senza commutazione (nonchangeover system) per i quali, quindi, l’acqua secondaria è sempre fredda e l’aria primaria viene postriscaldata in funzione della temperatura esterna. In questi casi i sistemi di regolazione devono prevedere anche compensatori solari. I pregi e i difetti degli impianti con ventilconvettori più aria primaria e due tubi sono i seguenti. Pregi: – impianto semplice ed economico; – massima flessibilità di gestione; – ottimo controllo della temperatura ambiente sia in estate sia in inverno; – facile inserimento e mascheramento dei terminali; – facilità di distribuzione del fluido termovettore (acqua); – canali dell’aria con dimensioni contenute; – centrali di trattamento dimensionate solamente sul fabbisogno d’aria esterna; – elevata possibilità di regolazione locale da parte degli utenti. Difetti: – modesta filtrazione dell’aria; – distribuzione dell’aria in ambiente non ottimale; – non adatto a edifici con zone a carichi contemporanei di segno opposto; – modesta possibilità di sfruttamento del free-cooling sull’aria; – poco adatti a edifici che richiedono grossi rinnovi d’aria; – necessitano di una manutenzione periodica negli ambienti occupati.

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Impianto a quattro tubi. Le difficoltà di adattare un impianto a due tubi a situazioni sempre più complesse sia dal punto di vista delle tipologie edilizie sia da quello dell’esigenza di una più accurata regolazione della temperatura ambiente, hanno spinto a studiare e realizzare impianti più costosi ma senz’altro di più semplice conduzione, di gestione meno onerosa, più affidabili e più precisi: gli impianti a tre e a quattro tubi. Essi si differenziano dal sistema a due tubi per il fatto che i mobiletti sono alimentati in ogni stagione con acqua calda e refrigerata in base alle necessità. Non è più, quindi, necessario che l’aria primaria assolva al compito di annullare i carichi per trasmissione e, pertanto, la portata di aria primaria viene calcolata per garantire il rinnovo con aria esterna e il controllo dell’umidità. La possibilità che hanno questi sistemi di raffreddare e riscaldare zone diverse, contemporaneamente, li fa preferire al sistema a due tubi negli edifici con zone perimetrali dotate di ampie superfici vetrate che determinano carichi ambiente sensibili, elevati e variabili, anche in ciclo invernale, o carichi ambiente negativi, sensibili ed elevati in ciclo estivo (zone vetrate a nord). L’aria primaria mantiene per tutto l’anno condizioni termoigrometriche costanti e viene immessa in condizioni di saturazione. Non è necessario, infatti, provvedere alla commutazione stagionale in quanto il riscaldamento degli ambienti con carichi sensibili negativi nelle stagioni intermedie è effettuato dai ventilconvettori. Ciò significa che nelle stagioni intermedie, rispetto all’impianto a due tubi, non si corre il rischio di dovere annullare il calore speso per il postriscaldamento dell’aria primaria con l’acqua refrigerata che circola nella batteria del mobiletto. Va precisato che il sistema a tre tubi ha l’inconveniente di miscelare acqua calda con acqua refrigerata nel terzo tubo di ritorno e ciò costituisce uno spreco sia di energia termica sia di energia elettrica assorbita dal compressore. Il sistema è ormai in disuso così come è in disuso il sistema a quattro tubi con mobiletto a semplice batteria. Al loro posto viene preferito il sistema a quattro tubi con mobiletti aventi due batterie (quella fredda a 3 ranghi e quella calda a 1 rango), ciascuna dotata di propria valvola di regolazione della portata, asservita a un termostato installato o in ambiente o nella corrente d’aria di ricircolo prima del suo ingresso nella batteria. Il calcolo della temperatura di commutazione è utile in questo caso per poter decidere fino a quando tener in funzione i gruppi frigoriferi, necessari per alimentare il circuito freddo. È chiaro che non è più necessaria, infine, la suddivisione in zone dell’impianto. Il discorso del recupero del calore dalle zone “calde” da raffreddare, per il suo successivo utilizzo nelle zone “fredde” da riscaldare, è pienamente valido e deve essere fatto non appena le caratteristiche dell’edificio lo rendano interessante. I pregi e i difetti degli impianti con ventilconvettori più aria primaria e quattro tubi sono i seguenti. Pregi: – massima flessibilità di gestione; – ottimo controllo della temperatura ambiente sia in estate sia in inverno; – facile inserimento e mascheramento dei terminali; – facilità di distribuzione del fluido termovettore (acqua);

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canali dell’aria con dimensioni contenute; centrali di trattamento dimensionate solamente sul fabbisogno d’aria esterna; elevata economia di gestione; elevata possibilità di regolazione locale da parte degli utenti; possibilità di servire contemporaneamente zone con carichi di segno opposto.

Difetti: – costo abbastanza elevato; – modesta filtrazione dell’aria; – distribuzione dell’aria in ambiente non ottimale; – modesta possibilità di sfruttamento del free-cooling sull’aria; – poco adatti a edifici che richiedano grossi rinnovi d’aria; – necessitano di una manutenzione periodica negli ambienti occupati. Sistema a induzione. La caratteristica principale dell’impianto a induzione sta nel fatto che la diffusione dell’aria in ambiente viene ottenuta con unità terminali, dette induttori, che sfruttano la velocità di uscita dagli ugelli dell’aria primaria per richiamare aria ambiente che attraversa la batteria di scambio termico alimentata da acqua calda o refrigerata. Il mobiletto (fig. 34.26) è essenzialmente costituito da: – un plenum, nel quale arriva l’aria primaria ad alta pressione, acusticamente trat-

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Terminale a induzione per impianti a 4 tubi con batteria unica ma con circuiti separati.

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tato per assorbire il rumore proveniente dai canali e/o generato; in questo plenum è prevista una serranda di taratura della portata d’aria; – serie di ugelli dai quali fuoriesce l’aria creando, per effetto Venturi, il richiamo dell’aria ambiente che viene fatta passare attraverso la batteria; – un filtro a rete, molto semplice, che serve soltanto a trattenere la lanugine che si forma negli ambienti. I condizionatori a induzione possono essere inseriti in circuiti a due tubi o, meglio, a quattro tubi. La regolazione della temperatura ambientale avviene agendo con caratteristica on-off o proporzionale sulle valvole motorizzate a due vie o a tre vie sull’alimentazione delle batterie dell’induttore. Il pregio degli impianti con induttori sta nel basso costo di installazione e nella capacità di controllare bene sia temperatura sia umidità ambiente. È un impianto che ha avuto molta diffusione soprattutto negli USA fino agli anni ’70. Il suo maggior difetto stava nella rumorosità. L’aria primaria che fuoriesce dagli ugelli dell’induttore genera rumore a livelli non facilmente accettabili. Le tendenze recenti sembrano assegnare buone prospettive all’impianto con induttori a portata variabile, in cui il sistema VAV agisce sull’aria primaria limitando l’intervento della eventuale batteria di postriscaldamento solo al caso in cui la regolazione abbia ridotto al minimo l’aria esterna. Impianti con ventilconvettori. Gli impianti con ventilconvettori hanno avuto una grande diffusione in Italia, forse anche per la semplicità sia del circuito aeraulico per la distribuzione dell’aria primaria sia di quello per l’acqua secondaria. Il sistema è anche molto semplice in fase sia di taratura sia di gestione. Il mobiletto è, come ormai noto, costituito (fig. 34.27) da un telaio che porta: – una o due batterie di scambio termico con tubi in rame e alettatura a pacco in alluminio; – un elettroventilatore (centrifugo o tangenziale) direttamente accoppiato a motore monofase con condensatore o a poli schermati (con variazione discreta o continua di velocità); – scatola comandi; – un filtro (di tipo lavabile o a perdere) con efficienza ponderale del 35% circa; – bacinella raccolta condensa. I ventilconvettori sono disponibili in diverse versioni: – verticali, orizzontali, canalizzabili ecc.; – tipo low-boy per installazione al di sotto di vetrate a tutta altezza; – con o senza copertura standard ecc. Nella fig. 34.28 è riportato uno schema completo di un impianto di condizionamento e riscaldamento per un palazzo uffici. Impianti a induzione e con ventilconvettori: confronto tra i due tipi. Qualunque possa essere la soluzione circuitale dell’impianto, a due o a quattro tubi, l’espe-

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Ventilconvettore: unità base.

rienza fino a oggi maturata con entrambi i tipi di condizionatori ha portato alla pressoché totale scomparsa degli impianti a induzione. Se è pur vero che i ventilconvettori sono dotati di ventilatori e motori, è altrettanto vero che le caratteristiche intrinseche dell’impianto a induzione ne hanno in pratica decretato la fine. Si pensi alla rigidità del sistema a induzione. – L’aria primaria deve essere convogliata a tutti i mobiletti con canali circolari (adottati per contenere le perdite di carico dovute all’elevata velocità dell’aria). Poiché è bene che i mobiletti siano installati sul perimetro esterno sotto finestra i canali devono essere installati o nel controsoffitto del piano sottostante o lungo le pareti con mobile di contenimento continuo (grande ingombro e costo notevole) oppure occorre realizzare colonne montanti (si pensi anche in questo caso agli ingombri) per poter alimentare per lo meno due mobiletti per ogni colonna e per ogni piano. – Il condizionatore a induzione senza aria primaria non può funzionare e ciò è molto grave nel periodo di messa a regime degli impianti. Poiché, infatti, l’aria primaria inviata ai mobiletti è tutta esterna, occorre trattare tale aria (con dispendio energetico) anche nella fase transitoria di messa a regime, quando gli ambienti sono vuoti (e non occorre rinnovare l’aria) e quando la richiesta di potenza è massima per ridurre il tempo occorrente al raggiungimento delle condizioni di regi-

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Fig. 34.28 Schema funzionale di impianti per fluidi caldi e freddi.

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me. In un impianto con ventilconvettori il condizionatore dell’aria esterna può rimanere inattivo senza dissipare energia per l’aria esterna. Una volta realizzato e tarato, l’impianto a induzione non può essere toccato e, quindi, i fruitori, anche volendolo, non possono escludere dal servizio uno o più mobiletti pena lo squilibrio delle portate d’aria agli altri. Questa opportunità, perciò, non viene mai presa in considerazione, anche per i maggiori costi. I ventilconvettori, essendo dotati di comando della velocità del ventilatore con tre posizioni più l’arresto, consentono un’ampia elasticità di impiego, senza creare alcun squilibrio. Ciò permette, inoltre, di far fronte a situazioni di emergenza: in una buona progettazione il ventilconvettore viene scelto perché fornisca la resa termica necessaria alla velocità media del ventilatore; per superare, quindi, rapidamente transitori, lo si può far funzionare alla velocità massima aumentandone la resa. Ciò non è pensabile con gli induttori. Al contrario, inoltre, è possibile tener fermi alcuni ventilconvettori (per esempio in locali non occupati) senza assolutamente interferire con il funzionamento di tutti gli altri e ciò (si pensi ai periodi di ferie, alle camere d’albergo non occupate ecc.) permette di ridurre le spese di gestione. La costruzione dei ventilconvettori si è ormai talmente perfezionata che, a parte il fatto che sono rari i casi di rottura del gruppo elettroventilante, è possibile, in tale evenienza, provvedere all’immediata e semplice sostituzione con una manovra di estrazione del complesso, come si fa con un cassetto. Basta, perciò, avere a disposizione solo pochi gruppi per assicurare una gestione senza problemi. Nel caso degli induttori, che pure non hanno organi in movimento, occorre prudentemente avere di scorta un gran numero di ugelli per sostituire quelli che con il tempo e con le pulizie periodiche si rovinano, riducendo la resa del mobiletto con aumento della rumorosità. I filtri di cui sono dotati gli induttori sono di bassissima efficienza, dovendo avere una perdita di carico minima; nei ventilconvettori i filtri sono migliori, visto che il movimento dell’aria è assicurato dai ventilatori. La batteria di scambio termico si mantiene più pulita. A parità di resa i condizionatori a induzione sono più lunghi (maggiore ingombro) dei ventilconvettori in quanto, dovendo essere la batteria di scambio termico a 1 rango, essa deve essere più lunga. L’esperienza ha dimostrato che non è semplice evitare il cosiddetto “effetto telefono” e cioè la trasmissione di suoni anche intelleggibili da un ambiente all’altro attraverso i canali dell’aria primaria; spesso il problema è di più difficile risoluzione negli impianti a induzione con canali passanti da un locale a quello confinante.

Tutto quanto si è detto ha trovato conferma nel mercato dei componenti per impianti di condizionamento: la produzione dei ventilconvettori è dell’ordine di migliaia di unità all’anno contro qualche centinaio di condizionatori a induzione, destinati, peraltro, alla sostituzione di quelli fuori uso oppure per ampliare vecchi impianti.

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Regolazione della temperatura ambiente. Facendo riferimento agli impianti con ventilconvettori a due tubi i sistemi di regolazione automatica normalmente impiegati sono o con valvole modulanti a due vie sull’acqua secondaria e termostato (in ambiente o nel mobiletto) oppure con termostato ambiente di tipo on-off (a commutazione) che provvede ad avviare o a fermare i ventilatori del mobiletto. Quest’ultimo tipo di regolazione, semplice e poco costoso, è molto diffuso e dà risultati accettabili nel campo del condizionamento civile. Con le valvole modulanti a due vie la regolazione è più fine, non si ha il fastidioso attacco e stacco del ventilatore e si possono, con un attento calcolo, scegliere le pompe di circolazione dell’acqua secondaria per una portata pari a quella massima contemporanea, che è certamente inferiore alla somma delle portate occorrenti a ogni condizionatore nelle condizioni di carico massimo. Con tale tipo di regolazione è prudente prevedere tra il collettore di mandata e quello di aspirazione delle pompe una valvola di by-pass, controllata da un pressostato differenziale, per evitare che, nel caso di molte valvole chiuse, l’intera pressione delle pompe si riversi sulle altre valvole con problemi di regolazione, erosione e rumore. Negli impianti a quattro tubi la regolazione è sempre con valvole modulanti sulle due batterie; tali valvole sono generalmente a tre vie, per cui le portate nei circuiti rimangono costanti; in alcuni casi può essere vantaggioso l’impiego di valvole a due vie, così da avere circuiti a portata variabile. In riferimento alla fig. 34.29, ciascun ventilconvettore con 2 batterie, adatte al circuito a 4 tubi, è regolato da una sonda di temperatura STF, posta sulla ripresa del ven-

Fig. 34.29

Regolazione della temperatura ambiente con ventilconvettori a 4 tubi.

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tilatore che, tramite un regolatore elettronico a due uscite proporzionali RF, montato anch’esso all’interno del mobiletto, modula in sequenza le due valvole a 3 vie (VMF) delle batterie. Per ciascun regolatore sarà possibile differenziare il punto di intervento della valvola fredda rispetto alla valvola calda variando, a seconda delle esigenze, l’ampiezza della “zona morta”. I regolatori ambiente sono tra loro collegati da una linea di compensazione facente capo a un compensatore (MC) che permette la ritaratura automatica, tramite sonda esterna (SE), di tutti i regolatori. In questa tipologia è necessario che, negli orari di funzionamento dell’impianto, il ventilatore non venga mai spento per non falsare la lettura della sonda STF. Un compensatore esterno provvede, di solito, a ritarare automaticamente il punto di intervento delle due valvole passando gradualmente dai 20 °C in inverno ai 26 °C in estate. Il sistema di regolazione dell’impianto deve poi essere completato con le apparecchiature occorrenti per regolare la temperatura dei fluidi nelle centrali di preparazione dell’acqua secondaria. Generalmente l’acqua fredda è regolata a punto fisso mentre per l’acqua calda la temperatura viene fatta variare in funzione della temperatura esterna, secondo un programma definito in fase di progetto, come si è già visto. Un attento esame di queste soluzioni pone in evidenza l’assoluta mancanza di una relazione diretta tra la regolazione ambiente e la regolazione di centrale. Quest’ultima, infatti, non può fare altro (pur tenendo conto di alcuni fattori quali: la temperatura di ritorno dell’acqua dai mobiletti e la temperatura esterna) che produrre e far continuamente circolare in tutto l’impianto acqua fredda e calda alla temperatura decisa in fase di progetto. Così anche qualsiasi disfunzione dei mobiletti veniva fino a oggi posta in evidenza solo dopo le proteste del diretto utilizzatore. Oggi, con i nuovi sistemi di regolazione con microprocessori, si stanno colmando queste lacune. Collegando i regolatori di ogni singolo ambiente a una centralina elettronica a microprocessori (senza aggiunta di nuovi collegamenti ma utilizzando unicamente la linea a due conduttori che deve essere già prevista per la compensazione) è possibile: – eseguire la lettura centralizzata su display digitale dei parametri significativi di ogni regolatore (temperatura ambiente, set-point, segnali di uscita caldo-freddo; – programmare i valori di set-point delle regolazioni nelle centrali in base all’orario, in combinazione con la compensazione in funzione della temperatura esterna; – modificare selettivamente i valori della banda proporzionale, il tempo di integrazione e la zona morta, per ottimizzare la regolazione di ogni utenza; – selezionare i segnali in uscita dai regolatori ed elaborarli per ottenere segnali proporzionali alla richiesta massima, minima e media di riscaldamento e raffreddamento, utili per la compensazione dei set-point dei circuiti di regolazione dei fluidi; – inibire il funzionamento dei regolatori selezionati, in fase di riscaldamento e/o raffreddamento; – realizzare l’interfaccia di trasmissione/ricezione dati con un eventuale sistema di supervisione centralizzato. La regolazione delle condizioni termoigrometriche dell’aria primaria viene ottenuta controllando la temperatura di saturazione (generalmente 11  12 °C) per man-

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tenere costante l’umidità media negli ambienti, agendo, in sequenza, sulla batteria di preriscaldamento e su quella di raffreddamento e deumidificazione. Il rilievo dell’umidità media negli ambienti viene effettuato con un’apposita sonda nella corrente di aria espulsa; qualora, nel periodo invernale, l’umidità salga oltre il limite fissato la sonda interviene sulla sezione di umidificazione o fermando la pompa che invia acqua agli ugelli o intercettando il vapore alla rampa di umidificazione e, comunque, escludendo il sistema di umidificazione esistente. Impianto con pannelli radianti e aria primaria. Questo sistema prevede l’impiego di aria primaria e pannelli che, sempre più spesso, sono metallici sospesi al soffitto (vedasi capitolo 25). I principali vantaggi degli impianti con pannelli radianti possono essere così sintetizzati: – livelli di comfort superiori a quelli di ogni altro sistema, in quanto i carichi radianti vengono compensati localmente e il movimento dell’aria è molto contenuto; – non devono essere previsti terminali in ambiente (come per esempio ventilconvettori a pavimento), rendendo così totalmente utilizzabile la superficie e rispettando, nel contempo, le norme igieniche (ospedali); – tutte le apparecchiature necessarie sono confinate nella centrale tecnica, facilitando, così, anche la manutenzione e la conduzione; – possibilità di suddividere semplicemente l’impianto in più zone distinte; – possibilità di riscaldare e raffreddare, nello stesso tempo, zone con carichi diversi e opposti, quando venga utilizzato un sistema a 4 tubi; – limitata possibilità (non remota) di formazione di condensa sulle batterie dei terminali; si riduce così il pericolo di contaminazioni settiche; – eliminazione del rumore emesso dai ventilconvettori e dagli induttori. Il pannello scambia calore con l’ambiente per effetto del meccanismo dell’irraggiamento e per quello della convezione e ciò costituisce un argomento che deve essere attentamente valutato quando si considerano i pannelli a soffitto o a pavimento, o quando si studiano gli effetti in caso di raffreddamento o in quello di riscaldamento. I pannelli metallici sospesi a soffitto stanno avendo in questo periodo un nuovo rilancio per gli indubbi vantaggi che essi presentano, specie nella climatizzazione estiva, perché con essi si ottiene un’ottima uniformità di temperatura in senso verticale tale che, da approfondite ricerche eseguite, si è potuto constatare che la percentuale di insoddisfatti è di appena il 2%, mentre con gli stessi pannelli riscaldanti (in periodo invernale) tale percentuale sale sino al 20%. La temperatura dell’acqua nei pannelli, nel periodo estivo, deve essere tale da impedire che la superficie del pannello raggiunga temperature inferiori a quella di rugiada, corrispondente alle condizioni termoigrometriche ambientali; per valori usuali (25 °C e 50%) la temperatura superficiale non deve essere inferiore a 16 °C. Occorre, quindi, regolare con precisione e sicurezza la temperatura dell’acqua; ciò è particolarmente importante nella fase di avviamento dell’impianto quando, cioè, le condizioni igrometriche degli ambienti sono ben lontane da quelle a regime, per cui potrebbero aversi condensazioni.

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A tale scopo la temperatura dell’acqua si deve ridurre gradualmente, per arrivare poi al valore di regime solo quando l’ambiente ha raggiunto (per effetto dell’aria primaria immessa) il valore previsto di umidità. I pannelli radianti in ciclo estivo hanno una resa specifica non elevata e, pertanto, una quota del calore sensibile ambiente deve essere compensato dall’aria primaria che, quindi, può avere portate più elevate di quelle necessarie per il solo ricambio con aria esterna in utenze tipo uffici o simili; l’aria primaria potrebbe essere, perciò, una miscela di aria esterna minima e di aria di ricircolo. In effetti questo tipo di impianto si adatta bene per condizionare locali con quantità di aria di rinnovo elevate, quali, per esempio degenze ospedaliere o laboratori. In tal caso l’aria primaria è tutta esterna. L’aria viene trattata da una UTA e viene immessa in ambiente a bassa velocità nella intercapedine tra termostriscia radiante e intradosso del solaio di copertura del locale o con opportuni diffusori lineari. Nelle stagioni intermedie si possono alimentare i pannelli con acqua calda e mantenere l’aria primaria in condizioni di saturazione di modo che il pannello radiante agisca da postriscaldatore di zona per controllare la temperatura ambiente. In tal modo si riesce a ottenere anche un buon controllo dell’umidità ambientale. Nel periodo invernale la temperatura dell’acqua non può essere alta (al massimo 35 °C) allo scopo di evitare spiacevoli effetti dovuti all’asimmetria nella distribuzione della temperatura, essendo preponderante l’effetto dell’irraggiamento. Impianti con travi fredde. Di questo particolare impianto si parla nel capitolo 25 e, come si può rilevare dalla sua descrizione, le sue caratteristiche sono di grande interesse in quanto, rispetto a quelle con ventilconvettori, presentano grandi vantaggi: – uniformità di temperatura; – miglioramento della temperatura operante; – uniforme distribuzione dell’aria in ambiente, visto che, negli impianti con aria primaria, questa viene immessa attraverso la trave e, quindi, uniformemente distribuita; – assenza di movimento d’aria ad elevata velocità (come nelle immediate vicinanze di un ventilconvettore); – assenza di filtri in ambiente (con bassa efficienza): pressoché nullo è il costo di manutenzione, che si riduce a una banale pulizia delle travi con uno straccio; – nessun ingombro sulla superficie utile degli ambienti; – assenza di rumore, al contrario di quanto accade con i ventilconvettori; – semplicità di regolazione della temperatura ambiente. Come già si è avuto modo di sottolineare, è però necessario un accurato controllo della temperatura dell’acqua inviata alle travi, che deve essere di circa 11,5 °C maggiore della temperatura di rugiada alle condizioni termoigrometriche ambientali. È, quindi, necessario che vi sia una correlazione tra la temperatura di saturazione dell’aria primaria inviata in ambiente e quella dell’acqua. Per evitare condensazioni sulla superficie delle travi è anche opportuno installare delle sonde anticondensa (a contatto con il tubo che convoglia l’acqua fredda alla

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trave) che, rilevando anche l’umidità relativa dell’aria, possano, in caso di necessità, intercettare il flusso di acqua alla trave, impedendo così il gocciolamento in ambiente della condensa. Sempre per questa ragione è bene che, all’avviamento dell’impianto, sia prima inviata aria deumidificata in ambiente e, soltanto dopo l’abbattimento dell’umidità, venga dato il consenso alla circolazione dell’acqua fredda nelle travi. 34.3.3 Impianti a tutta acqua Impianti con ventilconvettori. La caratteristica principale di tale tipo di impianto con ventilconvettori è che non esiste l’aria primaria e, pertanto, i costi sono notevolmente più ridotti. Viene utilizzato frequentemente in piccoli sistemi per il riscaldamento e il raffrescamento di uffici e case di abitazione e nel caso di ristrutturazioni visti gli ingombri minimi. Dovendo il ventilconvettore, in fase di raffreddamento, annullare il più possibile il carico latente ambiente, l’acqua refrigerata di alimentazione dovrà essere distribuita a temperatura più bassa (7  12 °C) rispetto a un impianto a ventilconvettori e aria primaria. Nella versione a due tubi l’impianto non è in grado di compensare contemporaneamente carichi positivi e negativi e, perciò, nelle stagioni intermedie l’utente tende a disattivarlo per non creare disuniformità di temperatura tra vari locali. Questo problema può essere risolto con una accurata scelta delle zone e della suddivisione dell’impianto. Nella versione a quattro tubi i problemi sopra accennati non si presentano in quanto l’impianto è in grado di funzionare contemporaneamente in raffreddamento o riscaldamento. Nel periodo invernale non può esservi alcun controllo dell’umidità relativa ambiente. Una variante è quella che prevede la “presa di aria esterna” sul ventilconvettore che permette di immettere una quota di aria esterna con valori fino al 25  30% dell’aria ricircolata. In questo caso, per consentire un ricambio di aria, si dovrà prevedere un impianto di estrazione dell’aria viziata. È una configurazione sconsigliabile in quanto i locali trattati sono in depressione rispetto all’esterno e perché non è possibile filtrare adeguatamente l’aria di rinnovo con conseguenze sull’intasamento delle batterie di scambio termico e sulla qualità dell’aria immessa. Inoltre, la presa aria esterna può creare problemi di gelo in inverno e, quindi, è consigliabile in tali casi prevedere il riempimento del circuito idraulico con una idonea miscela di acqua e antigelo. Impianti con pannelli. Gli impianti aventi solo pannelli non possono consentire di mantenere condizioni di comfort vista la resa del pannello e l’impossibilità sia di controllare l’umidità relativa sia il ricambio dell’aria. Tali impianti, quindi, possono essere impiegati solo per il raffrescamento estivo.

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IMPIANTI DI CONDIZIONAMENTO PARTICOLARI

Dopo aver esaminato i diversi tipi di impianti, può essere interessante soffermarsi su alcune soluzioni impiantistiche particolari, allo scopo di rendere ancora più utile e didattico questo capitolo. Un caso particolarmente interessante è quello di edifici per i quali è necessario ricorrere a impianti ad aria e ventilconvettori. In un corpo di fabbricato, con una profondità che ecceda i 4  5 m e che, quindi, sia in grado di ospitare spazi operativi di tipo open-space o singoli (questi ultimi specialmente lungo le fasce perimetrali), si possono individuare due zone con caratteristiche termiche ben definite e, peraltro, differenti: la fascia perimetrale e la zona interna. La prima, infatti, fermi restando i carichi per affollamento e illuminazione, risente direttamente, anche se con un certo smorzamento e sfasamento, della variabilità delle condizioni esterne, variabilità sia giornaliera sia stagionale. Tale zona richiede, quindi, di essere raffreddata nel periodo estivo, a causa della radiazione solare incidente e della trasmissione di calore attraverso pareti e vetri, mentre nel periodo invernale ha bisogno di essere riscaldata a causa delle dispersioni di calore verso l’esterno. La zona interna, invece, non risentendo delle variazioni termiche esterne, in quanto neutralizzate dalla fascia perimetrale, è sempre soggetta a carico termico positivo dovuto all’illuminazione, all’affollamento e agli eventuali terminali elettronici installati. Questa zona, quindi, va raffreddata durante tutto l’arco dell’anno. Per poter far fronte, perciò, a carichi termici così differenti e variabili in modo diverso occorre pensare a due tipi di impianti distinti che, peraltro, possono essere intercollegati con un’attenta progettazione. È evidente come ognuno di questi impianti abbia una funzione specifica nel condizionamento globale dell’edificio, funzione a cui assolve nel modo energeticamente più favorevole. Per la fascia perimetrale l’impianto potrà essere del tipo misto (aria/acqua) con ventilconvettori a quattro tubi e aria primaria, mentre per la zona interna l’impianto sarà del tipo “dual conduit” ottenuto, cioè, dal connubio fra un impianto a portata costante (aria primaria, tutta esterna) e aria a portata variabile (fig. 34.30). Il sistema così è in grado di rispondere in ogni istante alle richieste dell’ambiente, mutevoli per effetto sia del clima esterno sia dei carichi termici interni (affollamento, illuminazione, apparecchiature elettriche ed elettroniche dissipanti forti quantità di calore ecc.). I ventilconvettori vengono installati modularmente, spesso in ragione di uno per ogni due finestre e sono proporzionati per compensare il carico termico di un modulo doppio per una profondità di 4  5 cm. Gli stacchi sono, però, predisposti per ogni modulo in maniera da consentire eventuali spostamenti o aggiunte. La regolazione automatica dell’impianto, di tipo elettronico, prevede sia la regolazione della temperatura ambiente, come si è già accennato, sia la regolazione della temperatura e dell’umidità dell’aria primaria nonché delle temperature dei fluidi termovettori. I moderni sistemi a microprocessori consentono anche il controllo di efficienza del sistema, la modifica dei valori di set-point delle regolazioni per adeguarli

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Schema di principio di un impianto speciale.

alle effettive esigenze, l’interfaccia di trasmissione/ricezione dati da un sistema centralizzato di supervisione e gestione integrata. L’aria primaria viene immessa in ambiente con diffusori (a parete o a soffitto) dopo essere stata ridotta di pressione in una cassetta riduttrice. Per le zone interne è necessario prevedere idonei terminali, che non sono altro che cassette simili a quelle impiegate negli impianti a doppio canale, ma aventi soltanto un condotto dotato di serranda di regolazione della portata, dovendo l’altro (quello che convoglia l’aria primaria) garantire una portata costante. La sezione dotata di serranda è collegata al sistema di regolazione della temperatura, normalmente costituito da sonda di temperatura e regolatore che, in funzione del carico termico, varia la portata “fredda” agendo sul servomotore (fig. 34.31). Convogliando questi due flussi d’aria in una stessa cassetta miscelatrice è possibile eliminare il principale inconveniente dell’impianto a portata variabile: la riduzione dell’aria esterna quando si riduce la portata d’aria totale per adeguarla alle esigenze termiche dell’ambiente.

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Nel caso in esame, invece, è possibile variare la portata di ricircolo dal 100% fino al valore del 40%, senza modificare la portata d’aria esterna che rimane costante. Da notare, inoltre, che l’aria di ricircolo difficilmente si riduce a zero, anche in condizioni di carico minimo, poiché l’illuminazione è, con grande probabilità, sempre presente e la portata d’aria primaria (a portata costante) neutralizza un carico sensibile molto limitato e inferiore a quello imputabile alla sola illuminazione. La distribuzione dell’aria avviene ad alta velocità per contenere le dimensioni dei canali, altrimenti elevate, per le portate in circolazione. Dopo la riduzione della pressione e la miscelazione dell’aria, ogni cassetta alimenta un certo numero di diffusori uniformemente distribuiti in ambiente; in genere un diffusore ogni 10 m2 circa, in modo da avere il rinnovo dell’aria in ogni punto dell’edificio e un buon movimento al fine di evitare zone di ristagno.

Fig. 34.31

Funzionamento della cassetta regolatrice e sua regolazione.

Per garantire un preciso e continuo controllo della temperatura ambiente ed evitare di azzerare la portata dell’aria di ricircolo in genere si prevede di fissarla a un minimo pari al 40%, installando, per ogni cassetta, una batteria di postriscaldamento (che può anche essere elettrica) che si inserisce, su richiesta della sonda del regolatore, se la temperatura prefissata non è raggiunta nonostante la riduzione fino al 40% dell’aria fredda. La necessità di raffreddare le zone interne durante tutto l’anno consiglia di realizzare, quando conveniente, il free-cooling modulato e, cioè, il condizionamento degli ambienti immettendo tutta aria esterna o solo una parte (in funzione della sua temperatura) e non raffreddando l’aria di ricircolo. Questo, tuttavia, può essere effettuato solo se sono soddisfatti due vincoli:

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– il primo riguarda l’entalpia dell’aria esterna che deve essere minore di quella dell’aria ambiente; – il secondo, invece, è più complesso e coinvolge il soddisfacimento della richiesta di potenza termica da parte della zona perimetrale. Spesso considerazioni di carattere energetico consigliano l’uso di macchine frigorifere dotate di doppio condensatore: quello di recupero (condensatore caldo) e quello dissipativo (condensatore freddo). È ovvio che quando si utilizza il free-cooling modulato non è più possibile recuperare il calore messo a disposizione dalle fonti interne, in quanto l’aria trattata dal condizionatore non è raffreddata e, quindi, non c’è recupero di calore al condensatore; le richieste di riscaldamento delle zone esposte vanno quindi soddisfatte con altre fonti di energia che, non essendo generalmente di recupero, risultano più costose. In tali casi un centro di controllo impianti dovrà valutare di volta in volta la convenienza economica di tale funzionamento. Nel periodo invernale la temperatura ambiente va mantenuta costantemente a 20 °C, con tolleranza di 2 °C, per soddisfare la Legge 10/91. Nel periodo estivo, invece, la si fa variare in funzione di quella esterna, secondo la curva di compensazione riportata nella fig. 34.32 non essendo logico, dal punto di vista energetico, e nemmeno gradito agli occupanti, mantenere i 25 °C all’interno degli ambienti in ogni condizione esterna. In regime estivo, quindi, la temperatura interna varia linearmente in funzione di quella esterna e in particolare per valori di quest’ultima compresi tra 20 °C e 28 °C. Sotto i 20 °C e sopra i 28 °C la temperatura interna viene mantenuta costante rispettivamente a 22 °C e a 25 °C. Per tempera-

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Diagramma di compensazione della temperatura ambiente.

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ture esterne maggiori di quella massima di progetto (33 °C) è accettabile un innalzamento della temperatura ambiente sopra i 25 °C e questo avviene automaticamente se l’impianto è correttamente dimensionato. Fissate, quindi, le temperature desiderate in ambiente è necessario determinare quelle di immissione. La condizioni più critica per la diffusione dell’aria si verifica in inverno, essendo l’ambiente a 20  22 °C; in questa situazione immettendo l’aria a una temperatura troppo bassa si avrebbe un fenomeno della caduta della stessa sugli occupanti, provocando sgradevoli sensazioni. Per le zone interne, dall’altra parte, il carico termico è pressoché invariato rispetto all’estate (periodo in cui con ambienti a 25 °C e immissione di aria a 17  18 °C, si può contare su una differenza di temperatura di 8  7 °C) e, pertanto, le masse d’aria da inviare devono essere calcolate, con un giusto compromesso, per una temperatura di immissione di circa 15 °C, accettando che la temperatura interna, nelle condizioni di carico massimo, possa salire fino a 22  23 °C. Per quanto riguarda l’aria primaria, questa, nel periodo invernale, viene postriscaldata (dopo il trattamento di preriscaldamento e umidificazione) per immetterla in ambiente a temperatura di circa 20 °C. È frequente il caso che ai diversi piani di un palazzo uffici siano presenti fonti di calore anche elevate dovute ad apparati elettronici (CED ecc.). Per far fronte a queste elevate richieste di raffreddamento, essendo impensabile sfruttare l’impianto di climatizzazione prima descritto, che è inadatto allo scopo, si predispongono circuiti di acqua fredda a 9  11 °C e a ogni piano si prevedono uno o più stacchi (con valvole a sfera) onde consentire il prelievo di tale fluido refrigerante dove necessario. In questa disanima di impianti di condizionamento atti a risolvere situazioni particolari o, comunque, non usuali, meritano di essere citati due impianti, entrambi con mobiletti installati in ambiente, ma aventi caratteristiche molto differenti fra di loro. Il primo è un impianto con mobiletti condizionatori d’ambiente a pompa di calore (acqua-aria), collegati a unica rete di acqua, che assume la funzione di sorgente “fredda” o “calda” a seconda delle modalità di funzionamento degli apparecchi: come raffreddatori o, rispettivamente, come riscaldatori (fig. 34.33). Il sistema, che può considerarsi semicentralizzato, consiste, pertanto, in un circuito idraulico chiuso a due tubi, in cui viene fatta circolare continuamente acqua a temperatura neutra distribuita nell’intero edificio. L’acqua del circuito viene mantenuta a una temperatura che oscilla fra un minimo di 18 °C e un massimo di 35 °C e ciò si ottiene per mezzo di una sorgente di calore supplementare centralizzata che interviene sul valore limite minimo e per mezzo di un apparecchio di smaltimento del calore (torre di raffreddamento), pure centralizzato, il quale interviene sul valore limite massimo. Poiché le tubazioni rimangono all’interno dell’edificio, le stesse non hanno bisogno di alcun isolamento. L’energia viene conservata pompando il calore dalle zone calde a quelle fredde, ogni qual volta esse coesistono in qualsiasi parte dell’edificio. Quando sia necessario riscaldare il locale, il condizionatore assorbe calore dal circuito mentre, quando sia necessario raffreddare il locale, esso rigetta il calore al circuito.

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Fig. 34.33 Schema di impianto con mobiletti a pompa di calore. 1 condizionatore monoblocco a pompa di calore; 2 unità di raffreddamento dell’acqua; 3 generatore di calore; 4 elettropompe di circolazione.

L’utente può scegliere il raffreddamento o il riscaldamento o può fermare il condizionatore che serve il proprio locale, senza influenzare le condizioni mantenute negli altri locali; egli ha questa possibilità di scelta in qualsiasi momento del giorno o dell’anno.

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Durante la stagione estiva, in cui gli apparecchi sono tutti o quasi in fase di raffreddamento, il calore asportato dall’aria ambiente viene trasferito al circuito idraulico. Una torre di raffreddamento a circuito chiuso smaltisce all’esterno il calore in eccesso in modo da mantenere la temperatura massima dell’acqua a circa 35 °C. Durante le stagioni intermedie, gli apparecchi che servono le facciate in ombra di un edificio sono spesso in fase di riscaldamento mentre quelli che servono le facciate al sole funzionano in raffreddamento. Con un terzo degli apparecchi in fase di raffreddamento, si ha una cessione al circuito idraulico di una quantità di calore tale da non richiedere l’intervento né della sorgente di calore né di quella di smaltimento supplementari. In applicazioni come quelle esistenti negli edifici per uffici, aventi zone interne con forti apporti di calore dovuti a illuminazione, affollamento o macchine contabili, può essere necessario il raffreddamento per tutto l’anno. Il calore prodotto in queste zone viene ceduto al circuito idraulico e può servire per tutte le zone perimetrali che richiedono riscaldamento. Solo durante il periodo invernale più rigido, in cui tutti o quasi gli apparecchi sono in fase di riscaldamento, è necessario aggiungere calore al circuito idraulico. Il riscaldatore supplementare provvede a ciò quando la temperatura dell’acqua tende a scendere sotto i 18 °C. La quantità di questo calore viene ridotta ogni qual volta uno o più apparecchi si mettono a funzionare in fase di raffreddamento. Il riscaldatore è dimensionato per non oltre due terzi della quantità di calore richiesta dai sistemi tradizionali ma è di solito anche minore se si tiene conto del fattore di contemporaneità. La portata d’acqua suggerita è di 0,05 L/s per ogni kW di potenza frigorifera installata, il che equivale a una differenza di temperatura di circa 6,0 °C fra uscita ed entrata dell’acqua nel raffreddatore, tenuto conto dell’equivalente termico del lavoro di compressione. Le caratteristiche principali sono: – risparmio energetico dovuto al recupero di calore e al suo riutilizzo immediato o sfasato nel tempo, ricorrendo a idonei accumulatori; – possibilità di installare i condizionatori solo quando e dove occorrono; – silenziosità dovuta all’assenza del ventilatore di raffreddamento del condensatore; – risparmio nel costo della rete, in quanto non coibentata; – ridotto costo di manutenzione; – riduzione degli spazi per le centrali: la centrale termica può essere di potenzialità pari ai 2/3 della massima richiesta; – la filtrazione dell’aria sui mobiletti deve essere accurata, perché una riduzione di portata può provocare inconvenienti al funzionamento della pompa di calore; – costo iniziale più elevato. L’altra tipologia impiantistica, che esce da quelle convenzionali e più note, è quella che prevede gruppi di trattamento d’aria che viene immessa in un pavimento galleggiante, dal quale poi essa fuoriesce a mezzo di mobiletti (dotati soltanto di serranda e ventilatore) poggiati sul pavimento stesso. Tale impianto può essere classificato come a tutta aria a portata costante per quan-

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to riguarda la macchina di trattamento e a portata variabile per quanto riguarda l’ambiente dato che, in funzione delle richieste della regolazione della temperatura, il mobiletto attinge più o meno aria dal plenum sottopavimento. Il sistema è interessante perché consente una zonizzazione spinta, non ci sono (in ambiente) tubazioni d’acqua né canali per l’aria. L’aria esterna può essere convogliata, dopo essere stata pretrattata, al gruppo centrale di condizionamento. Non rimane che concludere affermando che solo l’esperienza, la preparazione professionale e un buon accordo con il committente e l’architetto possono portare a un sistema edificio-impianti funzionale, di economica gestione e semplice manutenzione.

34.5

IMPIANTI DI CONDIZIONAMENTO CON APPARECCHI AUTONOMI

Vengono definiti tali gli impianti di condizionamento (che, in alcuni casi, sarebbe forse più corretto chiamare di raffrescamento estivo e termoventilazione invernale; quest’ultima modalità di funzionamento può anche non essere contemporaneamente presente) realizzati con apparecchiature in grado di produrre l’aria fredda e/o calda, destinata agli ambienti da condizionare, in modo indipendente da qualsiasi centrale di produzione del freddo e/o del caldo. In altre parole trattasi di impianti realizzati facendo ricorso a: – condizionatori autonomi da finestra; – condizionatori autonomi a mobiletto di tipo split o con compressore incorporato; – condizionatori multisplit; – condizionatori autonomi di tipo ad armadio; tutti, cioè dotati di gruppi frigoriferi, di batterie a espansione diretta di fluido frigorigeno per il raffreddamento e la deumidificazione dell’aria da inviare negli ambienti, di condensatori (ad aria o ad acqua), in alcuni casi di batterie di postriscaldamento, di ventilatori, di apparecchiature per il comando e il controllo del regolare funzionamento. Questi tipi di impianti vanno classificati in quelli a sola aria, in quanto il fluido vettore del freddo e/o del caldo è l’aria. Come è ben noto questi impianti non sono nuovi ma sono andati assumendo, in questi ultimi anni, importanza sempre maggiore. La crisi dell’edilizia e la crescente richiesta di servizi di sempre migliore qualità hanno determinato questa situazione, che vede uno sviluppo notevole del mercato di tali apparecchiature. È ben comprensibile, infatti, che in tutte le attività del terziario che trovano sistemazione nei vecchi edifici delle zone centrali delle città, la richiesta di comfort ambientale può essere soddisfatta, il più delle volte, soltanto ricorrendo a questo tipo di impianti. Un settore nel quale i condizionatori autonomi trovano larga applicazione è quello dei supermercati (anche nella versione roof-top) e nei centri di calcolo.

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Con questa tipologia impiantistica è possibile risolvere, in maniera abbastanza soddisfacente, il condizionamento estivo e/o invernale in numerosi casi: – appartamenti – negozi – bar – saloni di bellezza – attività artigianali – ristoranti – uffici, banche – centri di elaborazione dati – laboratori – sale riunioni – hall di alberghi – discoteche. È evidente che per ogni tipologia e in funzione anche delle possibilità di installazione dovranno essere previste le apparecchiature più idonee. Occorre tener sempre presente, oltre agli innegabili vantaggi connessi alla semplicità di posa in opera, di gestione e di manutenzione, anche i punti deboli che sono essenzialmente: – scarsa efficienza di filtrazione dell’aria (a eccezione di importanti installazioni con condizionatori autonomi); – scarso o nullo ricambio con aria esterna (valgono anche in questo caso le dovute eccezioni); – impossibilità (in alcuni casi difficoltà) di un controllo dell’umidità relativa ambientale nel periodo invernale; – elevato costo di esercizio, che si aggrava nel periodo medio-stagionale qualora, per un contemporaneo controllo della temperatura e dell’umidità relativa, si ricorra al postriscaldamento elettrico; – impossibilità, il più delle volte, di un controllo della temperatura ambiente nei differenti locali in cui può essere suddiviso il sistema servito dall’impianto; – rumore prodotto dalle apparecchiature (sia quelle esterne sia quelle in ambiente) che può essere un problema non trascurabile; – necessità di risolvere (e non è sempre facile) il problema dello scarico della condensa. Le numerose case costruttrici, sia italiane sia straniere, rendono disponibili diversi tipi di macchine che vanno dai piccoli condizionatori da finestra (sia per solo raffreddamento sia anche per riscaldamento con funzionamento a pompa di calore) ai modelli split, multisplit, ad armadio raffreddati ad aria o ad acqua ecc. Sembra opportuno citare un sistema che prevede, avendo all’esterno soltanto una macchina a pompa di calore, l’installazione di più unità interne (fino a 10) che possono, a seconda della richiesta termica dell’ambiente, raffreddare o riscaldare, indipendentemente dal funzionamento delle altre unità. La lunghezza delle tubazioni del refrigerante può oggi arrivare fino a 100 m, con dislivelli massimi fra l’unità esterna e quella interna di 50 m.

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Altre innovazioni come la velocità variabile del compressore, tramite inverter, i sistemi di controllo sofisticati ecc., rendono questi sistemi particolarmente interessanti. Gli impianti di condizionamento realizzati con condizionatori autonomi ad armadio richiedono maggiore attenzione poiché essi sono in grado di soddisfare gran parte delle richieste di condizionamento autonomo, soprattutto quando le dimensioni degli spazi serviti diventano di entità più consistente. La potenzialità frigorifera di queste macchine, infatti, arriva a valori sensibilmente superiori a quelli dei condizionatori da finestra o dei mobiletti autonomi monoblocco o split; di conseguenza, è possibile con una sola macchina coprire zone più ampie che non con gli apparecchi suddetti. Per quanto riguarda il trattamento dell’aria, i condizionatori autonomi ad armadio possono offrire diverse possibilità a seconda delle esigenze dei locali che si vogliono servire e a seconda del tipo di spesa che si vuole affrontare per fornire un certo comfort. Queste macchine, infatti, sono in grado di eseguire trattamenti diversi a seconda degli accessori previsti nella loro fornitura. Fatte queste premesse si può dire che i trattamenti fondamentali possono essere i seguenti. – Solo raffrescamento estivo, con produzione del freddo per espansione diretta del liquido frigorigeno in una batteria che funzioni da evaporatore del ciclo frigorifero. – Raffrescamento e postriscaldamento o riscaldamento invernale, inserendo una batteria per la produzione del caldo che può essere alimentata indifferentemente con acqua calda, vapore o elettricamente. Unico accorgimento in questo caso è che il calore prodotto dalla batteria non rischi di danneggiare il motore del ventilatore di mandata dell’armadio. – Raffrescamento, postriscaldamento e umidificazione, con l’inserimento di un apparecchio umidificatore che può essere costituito o da una resistenza elettrica immersa in acqua (di ormai scarsa applicazione) o da un complesso di umidificazione a vapore. Per quanto riguarda le tipologie, i condizionatori autonomi ad armadio si dividono in due grosse categorie. – Condizionatori autonomi monoblocco, costituiti cioè da un’unica struttura che comprende tutte le apparecchiature e precisamente: ventilatore di mandata, batteria di raffreddamento, compressore, condensatore. – Condizionatori autonomi in due sezioni, con diverse possibilità di posizionamento dei componenti. Una seconda suddivisione riguarda, invece, le modalità di raffreddamento del condensatore, che può essere con acqua o con aria. Si può dire, quindi, che i condizionatori autonomi ad armadio sono dei seguenti tipi: – condizionatori autonomi ad armadio monoblocco: - con condensatore raffreddato ad acqua (fig. 34.34); - con condensatore raffreddato ad aria (fig. 34.35);

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Fig. 34.34 Condizionatore autonomo ad armadio monoblocco con condensatore raffreddato ad acqua. 1 ventilatore di mandata; 2 compressore; 3 batteria evaporante; 4 condensatore.

Fig. 34.35 Condizionatore autonomo ad armadio monoblocco con condensatore raffreddato ad aria. 1 ventilatore di mandata; 2 compressore; 3 batteria evaporante; 4 batteria condensante; 5 ventilatore condensatore.

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– condizionatori autonomi in due sezioni e precisamente: - sezione interna costituita da ventilatore di mandata e batteria di raffreddamento a espansione diretta; - sezione esterna: compressore con condensatore raffreddato ad aria, mediante ventilatori centrifughi (fig. 34.36) o assiali (fig. 34.37). Per quanto riguarda i componenti principali di questo tipo di condizionatori, occorre notare i seguenti aspetti.

Fig. 34.36 Condizionatore autonomo ad armadio in due sezioni, con condensatore raffreddato ad aria mediante ventilatori centrifughi. 1 ventilatore di mandata; 2 compressore; 3 batteria evaporante; 4 batteria condensante; 5 ventilatore condensatore; 6 linee dei collegamenti del liquido frigorigeno.

Fig. 34.37 Condizionatore autonomo ad armadio in due sezioni, con condensatore raffreddato ad aria mediante ventilatori assiali. 1 ventilatore di mandata; 2 compressore; 3 batteria evaporante; 4 batteria condensante; 5 ventilatore condensatore; 6 linee dei collegamenti del liquido frigorigeno.

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– I ventilatori di mandata solo solitamente centrifughi, a pale in avanti e, a seconda della potenzialità delle macchine, diversamente collegati al motore che li fa ruotare. Nelle unità più piccole, infatti, i ventilatori sono direttamente accoppiati ai motori, mentre nelle unità di maggiore potenzialità la trasmissione avviene tramite cinghie e pulegge, anche a passo variabile. Spesso i ventilatori sono dotati di una certa prevalenza per vincere le perdite di carico dei canali di mandata dell’aria. – Le batterie a espansione diretta sono realizzate con tubi di rame espansi meccanicamente e alette di alluminio a piastra continua. – I compressori sono del tipo ermetico per le potenzialità inferiori e semiermertico per quelle maggiori. – La regolazione automatica, solitamente di tipo elettronico, ha raggiunto negli ultimi anni livelli estremamente sofisticati con possibilità di controllo continuo delle grandezze in gioco. Questi componenti sono generalmente racchiusi in una struttura realizzata con profilati in lamiera zincata o alluminio e pannelli in lamiera verniciata a fuoco o preplastificata aventi all’interno lana minerale o poliuretano a cellule chiuse iniettato. L’aspetto estetico di detti armadi viene solitamente abbastanza curato poiché spesso la loro installazione ha luogo all’interno del locale servito dall’impianto stesso. Per quanto riguarda gli armadi monoblocco con condensatore raffreddato ad acqua, è evidente che l’uso dell’acqua di pozzo e dell’acqua di acquedotto ha avuto, negli ultimi anni, un impiego sempre meno frequente a causa dei noti problemi riguardanti le falde acquifere. Ne consegue che, ove possibile, soprattutto dal punto di vista dell’installazione, è meglio attuare il raffreddamento dei condensatori degli armadi autonomi con acqua in circolo chiuso, raffreddata mediante una torre evaporativa; questo tipo di soluzione offre, inoltre, il vantaggio di poter raffreddare i condensatori di più armadi messi in parallelo e serviti da un’unica torre; la circolazione dell’acqua di raffreddamento è ottenuta mediante un gruppo di pompe di circolazione (fig. 34.38). La distribuzione dell’aria negli ambienti serviti può avvenire tramite un plenum di distribuzione, se l’armadio è a servizio di un’unica zona, oppure tramite una canalizzazione in lamiera zincata e l’immissione in ambiente con anemostati e bocchette. Questo tipo di installazione è consigliabile nel raffrescamento di una serie di uffici situati a ridosso di un corridoio centrale che può funzionare, praticamente, da canale di ripresa dell’aria di ricircolo del condizionatore autonomo (fig. 34.39). I condizionatori raffreddati ad aria, di tipo monoblocco, offrono il grosso vantaggio di poter essere installati in un locale chiuso, sempre, però, che esista la possibilità di prendere dall’esterno e, quindi, di convogliarla sempre all’esterno, l’aria di raffreddamento del condensatore (fig. 34.40). Nel caso di installazione di impianti di condizionamento con armadi in due sezioni, spesso, la scelta del tipo di macchina è condizionata dal problema del rumore; è, infatti, buona norma cercare di avere all’esterno l’unità motocondensante in modo tale che il rumore prodotto dai compressori non interessi l’ambiente condizionato. Per quanto riguarda le unità motocondensanti raffreddate ad aria, si è visto che

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Fig. 34.38 Circolazione dell’acqua di raffreddamento in circuito chiuso, raffreddata mediante torri evaporative. 1 torre evaporativa; 2 condizionatori autonomi. queste hanno la possibilità di disporre anche di ventilatori centrifughi per l’eventuale canalizzazione dell’aria di raffreddamento del condensatore. Questa soluzione si rende necessaria quando l’unità motocondensante è staccata dall’unità ventilante di mandata, ma non è possibile installarla all’esterno e di conseguenza bisogna smaltire il calore prodotto dal condensatore mediante aria che viene canalizzata. Esiste, inoltre, una serie di condizionatori autonomi ad armadio costruiti appositamente per il condizionamento di centri meccanografici di cui si dà solo un cenno considerando l’argomento degno di una più ampia trattazione. Caratteristica principale di questo tipo di armadio è quella di poter avere la mandata dell’aria oltre che verso l’alto (come gli armadi normali) anche verso il basso; in questo caso l’immissione dell’aria in ambiente avviene attraverso griglie installate nel

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Canalizzazione, in un corridoio centrale, dell’aria di ricircolo al condizionatore autonomo.

Fig. 34.40 Il condizionatore monoblocco raffreddato ad aria deve poter prendere dall’esterno e poi espellere l’aria di raffreddamento del condensatore. 1 condizionatore autonomo; 2 canali per l’aria di raffreddamento. pavimento sopraelevato e in parte direttamente attraverso le macchine del centro. Particolare attenzione viene posta nella strumentazione per la regolazione di questo tipo di macchine, tenuto conto del fatto che l’ambiente servito richiede un controllo più raffinato delle condizioni termoigrometriche. Nella serie dei condizionatori autonomi ad armadio possono essere compresi, anche i condizionatori autonomi conosciuti con il nome di roof-top. Sono, questi, condizionatori autonomi con condensatore raffreddato ad aria e di potenzialità notevolmente superiore a quelli finora descritti. La loro caratteristica consiste nel poter

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essere installati direttamente sulla copertura del locale che devono condizionare e, di conseguenza, bene si prestano per il condizionamento di grossi complessi con coperture piane e con spazi da condizionare senza suddivisioni. Anche questo tipo di condizionatori ha la possibilità di effettuare il riscaldamento invernale con l’inserimento di batterie ausiliarie alimentate ad acqua calda, a vapore o elettricamente. I vantaggi che si ottengono nelle installazioni di questo tipo sono i seguenti: – sensibile riduzione delle canalizzazioni di mandata, ripresa ed espulsione; – nessun ingombro in ambiente delle apparecchiature per il condizionamento; – posizionamento della sorgente di rumore all’esterno dell’ambiente abitato; – facilità di esecuzione delle operazioni di controllo e manutenzione perché tutte al di fuori degli ambienti occupati; – mancanza di collegamenti frigoriferi da eseguire in opera. È opportuno considerare, da ultimi, gli impianti realizzati con armadi condizionatori dotati di sistema free-cooling per il risparmio energetico. Dal punto di vista generale detti impianti sono del tutto simili a quelli precedentemente descritti con la possibilità di poter realizzare il raffrescamento dei locali interessati, durante alcuni periodi dell’anno, senza l’uso dei compressori frigoriferi. Quando la temperatura esterna è superiore a 8 °C il raffreddamento avviene in modo convenzionale mediante i gruppi frigoriferi e l’armadio funziona come un normale condizionatore con condensatore raffreddato ad acqua glicolata in circuito chiuso. Quando la temperatura esterna, invece, è inferiore agli 8 °C, un termostato esclude l’intervento dei compressori e la miscela glicolata proveniente dal raffreddatore alimenta direttamente la batteria di free-cooling del condizionatore. Si può, inoltre, affermare che buona parte dei condizionatori autonomi con condensatore raffreddato ad aria ha la possibilità di funzionare a “pompa di calore”, invertendo il ciclo frigorifero e riscaldando gli ambienti trattati durante la stagione invernale con buoni risultati per quanto riguarda il risparmio energetico.

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In questo capitolo saranno descritte le principali tipologie e caratteristiche degli impianti di climatizzazione per alcune fra le più importanti e diffuse applicazioni nel settore civile. Verranno, quindi, esaminati gli impianti per: residenze; uffici; banche; centri elaborazione dati (CED); alberghi; ospedali; laboratori; ristoranti e cucine; magazzini e centri commerciali; musei e biblioteche; edifici per lo sport; aeroporti; edifici per lo spettacolo; quartieri fieristici; edifici scolastici. 35.1

RESIDENZE

Gli impianti di climatizzazione per le residenze possono essere molto diversi fra di loro in quanto legati a fattori locali (clima, condizioni socioeconomiche, possibilità di realizzazione e manutenzione, prezzi, fonti energetiche ecc.) e a fattori strettamente legati al tipo di edificio, alle norme ecc. Si va, quindi, dal condizionatore autonomo per singolo locale, ai sistemi più sofisticati con diffusione per l’intero appartamento o per l’intero edificio abitativo. Anche nel caso delle abitazioni occorre effettuare un preciso calcolo dei carichi termici perché altrimenti, come purtroppo spesso accade, le condizioni ambientali non possono essere mantenute. Agli impianti viene assegnato il compito di controllare la temperatura e l’umidità relativa in estate, mentre nel periodo invernale ci si preoccupa molto della temperatura e l’umidità viene lasciata fluttuare, a meno di non trovarsi in condizioni particolarmente difficili che richiedono, per il comfort, un sistema di umidificazione. Per quanto riguarda i ricambi di aria esterna si rimanda allo Standard ASHRAE 62.1-2007 e alla norma UNI 10339 o meglio alla revisione di questa norma. Per la filtrazione è bene prevedere un prefiltro G4 con successiva postfiltrazione con filtro a tasche F7. La velocità dell’aria nella zona occupata non deve eccedere 0,15 m/s nella fase di riscaldamento e 0,20 m/s in quella di raffrescamento. Un aspetto delicato di questi impianti è la rumorosità dovuta sia alle macchine installate all’interno sia a quelle esterne (gruppi motocondensati per esempio). Per quanto riguarda il livello sonoro, la revisione della norma UNI 8199 prevede per le camere da letto un livello indicativo di 30 dB(A) e per i soggiorni 40 dB(A).

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35.2

UFFICI

Le tipologie degli uffici sono moltissime e si può andare da uffici costituiti da pochi ambienti fino a palazzi uffici di grande e grandissima altezza con superfici vastissime. Nei grandi complessi è possibile distinguere: uffici singoli, aree destinate a spazi aperti (open space), sale riunioni, sale di attesa, zone destinate alla riproduzione (fotocopiatrici ecc.), archivio, centralino telefonico, centro elaborazione dati e altro. Dal punto di vista morfologico gli uffici sono, quasi sempre, costituiti da una zona perimetrale, della profondità di 3  3,5 m, e da una zona interna. Quella esterna è caratterizzata, spesso, da ampie superfici vetrate il che determina un carico termico sensibile elevato ed estremamente variabile con l’irraggiamento e con le stagioni. Ne discende che questa area deve essere sempre raffreddata in estate e riscaldata in inverno. La zona interna, invece, ha un carico termico sempre positivo pressoché uniforme e costante dovuto all’affollamento, all’illuminazione e alla dissipazione da apparecchiature di calcolo ecc. Da tutto ciò scaturisce la necessità, in alcuni periodi dell’anno, di raffreddare una zona e riscaldare l’altra. Un’altra caratteristica degli uffici è legata ai differenti orari di utilizzo delle diverse zone: mentre gli uffici operativi funzionano dalle 8 del mattino alle 18 del pomeriggio, altri possono essere occupati per 24 ore su 24, come i centri di calcolo ecc. Risulta, quindi, necessario prevedere impianti diversi per le differenti zone e con particolarità costruttive idonee per le funzioni da svolgere. Le condizioni termoigrometriche che generalmente vengono mantenute negli ambienti sono: – in inverno: 20  22 °C con umidità relativa dal 30 al 40%; – in estate: 24  26 °C con umidità relativa dal 50 al 60%; con tolleranze di  1 °C per la temperatura e di  5% per l’umidità relativa. – – – –

Per l’affollamento si possono considerare i seguenti valori: uffici singoli: 1 persona/15 m2; uffici open space: 1 persona/7 m2; sale riunioni: 1 persona/1,5 m2; centri elaborazione dati: 1 persona/10 m2. Si veda anche il capitolo 11.

Il carico termico sensibile dovuto all’illuminazione e alle altre apparecchiature normalmente presenti in un ufficio può essere valutato, a meno di dati più precisi che possono essere desunti dal committente, considerando: – uffici con carico medio: 20  50 W/m2; – uffici con elevata densità di computer e di altre apparecchiature elettroniche: 50  110 W/m2 (si veda anche il cap. 32). È bene, nel caso di elevato valore di calore dissipato, cercare di aspirare l’aria immediatamente vicino alla sorgente; per l’illuminazione con le plafoniere ventilate si può aspirare l’aria attraverso di esse riducendo così il calore riversato in ambiente di circa il 30%.

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Per l’aria esterna che è necessario introdurre si rimanda alla tab. 11.34 (Revisione norma UNI 10339). Il rinnovo di aria esterna, comunque, è bene non sia inferiore a 2 vol/h, con un numero totale di ricambi che può andare da 4 a 10 vol/h. La velocità dell’aria nella zona occupata deve essere contenuta in 0,15 m/s in fase di riscaldamento e in 0,20 m/s in fase di raffreddamento. La filtrazione dell’aria deve essere effettuata con prefiltri F5 e filtri a tasche con efficienza F7. Il livello sonoro dovrà essere: – uffici singoli: 35  40 dB(A); – uffici open space: 35  45 dB(A); – sale riunioni: 35  45 dB(A). 35.2.1 Criteri di progettazione e tipologie impiantistiche. Come si è detto esistono moltissime varietà di uffici e di volta in volta occorrerà decidere quale tipo di impianto studiare in relazione anche alle richieste del committente. Poiché gli uffici possono subire, nel corso della loro vita, modifiche del lay-out distributivo, così come possono modificarsi anche le caratteristiche di affollamento, di carichi termici ecc., è necessario che nella progettazione degli impianti per uffici si tenga conto anche di questo. Pertanto, i principali requisiti degli impianti devono essere: flessibilità di configurazione; flessibilità di prestazione; semplicità di impianto onde conseguire ridotti costi di investimento; elevato benessere termoigrometrico; buona qualità dell’aria interna; facilità di manutenzione; ridotto consumo energetico. Soltanto un attento studio può tentare di mettere d’accordo queste esigenze, spesso fra loro contrastanti. La flessibilità di configurazione è quella che consente agli impianti di assorbire gli spostamenti e le variazioni che avvengono quasi giornalmente in un grande ufficio. Anche in questo campo, comunque, si tratta di trovare una saggia via di compromesso tra investimenti e vantaggi. Il ricorso a controsoffitti, anche molto estesi, per conseguire benefici nell’illuminazione e nel livello acustico, consente di poter alloggiare un gran numero di impianti e ciò, fatto già in sede di progettazione, evita di ammassare tutto senza alcun criterio e con irrisolvibili problemi di manutenzione e di trasformazione. Con questi e altri sistemi, ormai da più parti adottati (cavedi verticali, cunicoli ecc.), si persegue anche il grande vantaggio dell’ispezionabilità totale, che consente rapidità ed economia negli eventuali interventi di manutenzione ordinaria e straordinaria, nonché nelle modifiche e negli adattamenti che sono sempre necessari. Per flessibilità di prestazione si intende la capacità che gli impianti devono possedere per adeguare le loro prestazioni alle variabili esigenze loro richieste durante la vita di un edificio. Non basta, quindi, proporzionare un impianto di condizionamento sulla base dei carichi termici noti all’atto del progetto iniziale ma occorre eseguire un attento studio delle tendenze perché, con opportuni margini di potenze (termica, frigorifera, elettrica) si possa far fronte, per esempio, ai rapidi e importanti sviluppi dell’elettronica applicata alle macchine per ufficio.

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Le principali tipologie impiantistiche per gli uffici sono: – a tutta aria – misti aria-acqua

{

monocondotto doppio canale, doppio condotto

{

con induttori con ventilconvettori con pannelli radianti

– impianti autonomi Sulle caratteristiche di tutti questi possibili impianti ci si è soffermati nel capitolo 34. Saranno le caratteristiche degli ambienti e le richieste del committente che faranno decidere su un tipo o l’altro di impianto. È certamente necessario prevedere impianti distinti (o, comunque, interconnessi), per servire le aree con differenti carichi e diverse leggi di variazione nel tempo: zone esterne e zone interne. Spesso si realizzano impianti con induttori o ventilconvettori per le zone perimetrali e impianti a tutta aria, anche a portata variabile, per le zone interne. L’aria primaria può essere spillata anche dal condotto di aria primaria di un sistema dual-conduit che serve, a portata variabile, la zona interna. Un sistema per ridurre i consumi energetici è quello che prevede gruppi frigoriferi con recupero del calore di condensazione, i quali permettono, quindi, di attingere calore dalle zone da raffreddare per riversarlo in quelle da riscaldare. Quando il calore rimosso non può essere subito riutilizzato può essere accumulato in vasche di accumulo. Con questo accorgimento sono stati realizzati diversi impianti che hanno dimostrato di non aver bisogno di ricorrere a caldaie ausiliarie per produrre l’energia termica occorrente. Può essere interessante accennare al problema della climatizzazione di edifici di grande altezza nei quali l’ingombro dei canali e i valori delle pressioni idrostatiche devono condurre a soluzioni non convenzionali. Il problema può essere risolto in due modi. – Prevedendo centrali di condizionamento ubicate, per esempio, ogni 15  20 piani in modo da poter servire i piani sovrastanti e sottostanti. In questa soluzione l’ingombro dei canali è notevole ma le unità di trattamento sono limitate, le operazioni di manutenzione si svolgono nelle centrali e l’investimento non è elevato. – Prevedendo centrali (una o più di una) in ogni piano dell’edificio, adducendo l’aria esterna pretrattata a ogni macchina (che tratterà così una miscela di aria esterna e di aria di ricircolo), oppure attingendo l’aria esterna piano per piano. In quest’ultima soluzione viene distribuita soltanto l’acqua calda e/o refrigerata occorrente. Questa tipologia (fig. 35.1) ha certamente un costo molto più alto di quella con poche centrali ma presenta il vantaggio di: – eliminare gli ingombri per i canali verticali; – aumentare la flessibilità d’impiego dei locali e consentire vendite o affittanze del tutto indipendenti, per quanto riguarda gli orari di funzionamento e la gestione. Gli svantaggi sono: – maggior costo di investimento; – più costosa manutenzione, che deve essere eseguita in tutte le centrali; – necessità di fonoisolare i locali tecnici.

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Schema di un possibile sistema per la climatizzazione di un edificio di grande altezza.

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Dal punto di vista della superficie occupata il sistema è vantaggioso. Un altro aspetto importante da tener presente, proprio per conseguire quella flessibilità di prestazione a cui si è prima accennato, è quello di predisporre in tutti i piani e in diverse posizioni attacchi a una rete di acqua fredda per l’alimentazione di eventuali gruppi di trattamento aria supplementari (per CED o altre utenze). Può essere utile conoscere alcuni dati parametrici sugli impianti di climatizzazione per gli uffici: – superficie delle centrali tecniche: 8  10% della superficie lorda del complesso; con altezza che va dai 3,0 ai 5,5 m; carico sulla soletta 300  500 kg/m2; – spazio occupato sul perimetrale dagli impianti con induttori o ventilconvettori: dall’1 al 3% della superficie del pavimento; – cavedi verticali: 3  5% della superficie del pavimento; considerando anche gli impianti idrici ed elettrici si arriva al 4  8% della superficie di pavimento. Nel caso vengano adottate torri di raffreddamento l’area occupata in copertura è di circa 1 m2 per ogni 400 m2 di superficie totale dell’edificio. L’altezza di queste torri va da 4 a 12 m anche in funzione della presenza di silenziatori. Il peso, considerando l’acqua contenuta, si aggira sui 600  750 kg/m2. 35.3

BANCHE

La banca costituisce un particolare sistema di “uffici” e di spazi aventi caratteristiche ed esigenze diverse; si pensi ai grandi edifici nei quali sono ospitate le sedi centrali degli istituti di credito con le direzioni generali e centrali, alle agenzie e, infine, agli sportelli disseminati in tutte le città. Di una banca ci si occuperà, qui, soltanto degli impianti relativi al salone del pubblico con gli annessi uffici operativi e al caveau. (Gli uffici propriamente detti e i centri di elaborazione dati sono esaminati ai paragrafi 35.2 e 35.4). Orbene questi ambienti sono tipici di un’agenzia di media grandezza, la quale è, quasi sempre, costituita da un piano terreno (con salone e uffici connessi), un primo piano per gli uffici amministrativi e direzionali, un piano interrato per il caveau, l’archivio e i locali tecnici. Gli impianti devono essere caratterizzati da: – flessibilità di configurazione per le inevitabili modifiche nel lay-out distributivo; – affidabilità, per garantire il funzionamento senza interruzioni, specie nel caso di impianti di raffreddamento di apparecchiature per la continuità ecc.; – economicità di gestione; – sicurezza. L’aspetto della sicurezza, infatti, coinvolge in parte anche gli impianti di climatizzazione, in quanto sarà necessario: – ubicare le prese d’aria in maniera che non possano essere raggiunte da maleintenzionati che potrebbero usarle per scopi delittuosi; – impiegare canalizzazioni realizzate in maniera tale da non poter essere usate come nascondigli o come vie di accesso a locali protetti (caveau);

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– adottare tutte le provvidenze necessarie per scongiurare l’incendio e la sua propagazione. I dati di riferimento e funzionamento degli impianti preposti a queste aree sono i seguenti. Condizioni termoigrometriche interne: – estate - temperatura: 24  26 °C  1 °C - umidità relativa: 50%  5% – inverno - temperatura: 20 °C  1 °C - umidità relativa: 30  40%  5% Affollamento: – salone del pubblico: 1 persona/3 m2 – uffici connessi: 1 persona/7 m2 – uffici singoli: 1 persona/15 m2 Calore dovuto all’illuminazione e alle apparecchiature presenti: – salone e uffici connessi: 25  30 W/m2 – uffici: 15  20 W/m2 Tassi di aria esterna: si veda il paragrafo 11.34. Filtrazione: F5  F7 Livelli sonori ammessi: – uffici dirigenti: 35 dB(A) – uffici collettivi 40 dB(A) – aree al pubblico: 40 dB(A) Velocità dell’aria nella zona occupata: – in fase di riscaldamento: 0,05  0,15 m/s – in fase di raffrescamento: 0,05  0,20 m/s Le tipologie di impianto comunemente realizzate sono le seguenti. – Impianto a tutta aria, multizone, per il salone del pubblico, visto che esso è suddiviso in due parti: quella del pubblico, verso l’esterno e quella degli impiegati posta generalmente all’interno. Le due zone hanno, quindi, carichi diversi e leggi di variazione diverse dato che la zona pubblico è caratterizzata da affollamento variabile (peraltro solo nelle ore di sportello) e carico dovuto alle vetrate, mentre la zona impiegati ha un carico pressoché costante e non risente, nella maggior parte dei casi, dei carichi esterni. Spesso l’impianto descritto è completato con ventilconvettori (allacciati allo stesso circuito che serve quelli per gli uffici al piano superiore), installati sotto le vetrate per compensare parte del carico esterno e per migliorare il comfort. Per l’immissione e la diffusione dell’aria sono impiegati diversi tipi di organi quali: diffusori circolari, quadrati, bocchette lineari ecc. – Per gli archivi vengono realizzati impianti di ventilazione estiva e termoventila-zione invernale con tutta aria esterna, in ragione di 2 vol/h. Il gruppo di trattamento prevede una filtrazione F6, una batteria di riscaldamento ad acqua calda e il ventilatore di mandata. La regolazione automatica comprende un ter-

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mostato ambiente e uno di sicurezza antigelo dopo la batteria di riscaldamento. – I caveau, generalmente al piano interrato, sono realizzati con tutte le pareti in calcestruzzo di grande spessore e molto armato, quindi, con grande inerzia termica; sono assenti i carichi esterni e l’ambiente, tranne i periodi in cui vi è presenza di persone, devono essere sempre riscaldati. L’aria immessa, quindi, deve essere prima controllata come umidità (deumidificazione estiva e umidificazione invernale per tener conto dell’aria esterna introdotta) e successivamente postriscaldata. L’immissione e la ripresa devono avvenire attraverso bocchette e griglie speciali (fig. 35.2) che non consentano l’introduzione di corpi estranei. Per quanto riguarda la gestione degli impianti si è, ormai, molto diffusa la telegestione, per cui dal centro servizi della banca è possibile controllare e gestire gli impianti di tutte le altre sedi e agenzie che, oltre a quelli di condizionamento, sono: – impianti antintrusione; – impianti di rivelazione incendio; – impianti di spegnimento incendio; – impianti di televisione in circuito chiuso; – impianti elettrici e speciali ecc.

Fig. 35.2

Schema di immissione ed estrazione aria per caveau.

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In merito alle centrali termofrigorifere, nel caso di piccole agenzie la centrale termica spesso è quella del condominio, mentre per la produzione del freddo si deve installare un gruppo refrigeratore d’acqua che può essere condensato ad aria o con acqua di torre a seconda delle possibilità di installazione. Nei grandi complessi bancari e nei Centri Servizi, nei quali sono accentrate tutte le funzioni legate alla gestione dei sistemi informatici gli impianti assumono un rilievo di grande rispetto e gli impianti devono essere differenziati a seconda delle esigenze. In questi complessi le centrali termofrigorifere sono spesso accoppiate a centrali di produzione di energia elettrica. Molto importanti possono essere in tal caso i sistemi con recupero del calore e con accumulo.

35.4

CENTRI ELABORAZIONE DATI: CED

Gli ambienti contenenti le apparecchiature di calcolo e gli equipaggiamenti accessori richiedono particolari condizioni microclimatiche. I computer generano grande quantità di calore e contengono componenti molto sensibili a elevati valori di temperatura e di umidità e alla presenza di polvere. L’esposizione a condizioni limite può causare erroneo funzionamento o, addirittura, l’andata fuori servizio degli equipaggiamenti. Gli ambienti connessi con le sale computer e quelle per la conservazione dei diversi componenti e materiali (nastri magnetici, schede elettroniche, carta per stampanti ecc.) richiedono condizioni microclimatiche paragonabili a quelle in cui sono conservati i computer anche se le tolleranze sono, generalmente, più ampie e la criticità è più bassa. Altri ambienti, contenenti apparecchiature che dissipano grandi quantità di calore (i generatori elettrici, i gruppi di continuità, i trasformatori ecc.), devono essere oggetto di ventilazione e raffrescamento. Gli impianti di climatizzazione per i locali del CED devono essere caratterizzati da: – affidabilità; – sicurezza; – flessibilità; – contenuto costo di gestione. Le condizioni di riferimento per il calcolo degli impianti sono: – temperatura ambiente: 22 °C  1 °C; – umidità relativa: 50%  5%; – filtrazione non inferiore a G4  F6  F9. Qualora l’aria trattata venga inviata direttamente nei computer i limiti di temperatura e umidità sono: – temperatura non inferiore a 16 °C; – umidità relativa massima 65%. La temperatura è fissata, come si è detto, a 22  1 °C, per due ragioni; la prima è che a questo valore tutte le apparecchiature rimangono sicuramente a una tempe-

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ratura compresa nel campo di soddisfacente funzionamento. La seconda ragione è che, con una bassa temperatura ambiente, si è ancora in grado di fronteggiare eventuali punte di carico senza effetti negativi. Per l’umidità relativa occorre tener presente che un elevato tenore può causare un erroneo funzionamento delle stampanti per cattivo trascinamento della carta e, in casi estremi, si può addirittura avere condensazione sulle superfici delle macchine. Un basso valore di umidità relativa, viceversa, in combinazione con altri fattori, può dare luogo a scariche elettrostatiche che possono alterare il funzionamento delle apparecchiature elettroniche. Per mantenere l’umidità relativa entro i valori esatti occorre curare la costruzione delle pareti esterne onde evitare migrazioni di vapore dagli ambienti circostanti. Il passaggio di cavi e tubazioni attraverso le pareti deve essere sigillato con materiale idoneo; le porte devono essere a tenuta; le finestre nei climi più freddi devono avere doppi o tripli vetri. Nelle località in cui l’aria esterna contiene alta quantità di polvere, di sali o gas corrosivi, sarà necessario filtrare tutta l’aria con filtri a elevatissima efficienza, ricorrendo anche all’adsorbimento chimico prima della sua introduzione nella sala computer. La quantità di aria esterna da introdurre nel locale CED è soltanto quella necessaria per soddisfare le esigenze di qualità dell’aria per le persone e per mantenere il locale in leggera sovrappressione rispetto agli ambienti circostanti. Poiché i CED hanno in genere un basso numero di occupanti e la quantità di aria trattata è molto più alta di quella richiesta per il comfort, basta in genere una quantità di aria esterna pari soltanto al 5% della portata totale di aria per soddisfare le richieste di ventilazione e per prevenire infiltrazioni di aria dall’esterno. Un eccesso di aria esterna provoca, come ben noto, un incremento dei carichi di raffreddamento e di riscaldamento, cosa che è da evitare visto che già l’impianto deve sopperire ai forti carichi dissipati in ambiente. La velocità dell’aria nelle zone occupate deve essere attentamente controllata visto le grandi quantità d’aria immesse negli ambienti; il valore massimo, secondo UNI 10339, è di 0,20 m/s. Il livello sonoro indicativo è di 45  50 dB(A). La tecnologia dei computer è in continua evoluzione e, pertanto, durante la vita di un CED possono intervenire diverse cause che portano a una modifica del lay-out interno; l’impianto di condizionamento deve, quindi, essere sufficientemente flessibile per rendere semplici e veloci queste modifiche e permettere un’espansione senza richiedere un rifacimento dell’impianto. Le maggiori fonti di calore in un CED sono evidentemente i computer (in assenza di dati precisi si può, in prima approssimazione, considerare una potenza dissipata di 500  600 W/m2), mentre il carico dovuto all’illuminazione è attorno ai 20 W/m2 come per gli uffici; l’affollamento è molto basso: 1 persona/15 m2. Oggi i carichi termici, per i portali internet, arrivano fino a 1000 W/m2. Il carico termico, quindi, è essenzialmente calore sensibile, per cui la massa d’aria da trattare, a parità di carico termico, è maggiore che negli altri impianti. Una riduzione dell’umidità relativa dal 50% al 45% può portare a una riduzione della portata di circa un 10%; in tal modo, infatti, la differenza di temperatura fra l’ambiente e l’aria all’uscita della batteria di raffreddamento diventa maggiore della quantità Δt della fig. 35.3.

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Fig. 35.3

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Variazione della differenza di temperatura utile.

Gli obiettivi, quindi, di un impianto di climatizzazione per un CED possono così riassumersi: – temperatura e umidità costanti, per ridurre il rischio di guasti ed errori; – elevato grado di filtrazione dell’aria: prefiltri G4  F6 e postfiltrazione F9; – rinnovo dell’aria solo per il comfort del personale e per creare una leggera sovrappressione; – deumidificazione ridotta, in pratica solo raffreddamento sensibile; – elevata quantità d’aria totale; – umidificazione invernale con vapore allo scopo di evitare l’introduzione di pulviscolo calcareo; – affidabilità e ridondanza degli impianti che devono poter funzionare senza inconvenienti anche 24 ore su 24; – economia di gestione che può essere conseguita con il free-cooling; – supervisione e gestione a distanza per ottimizzare il costo di esercizio ed elevare l’affidabilità del sistema. 35.4.1 Tipologie degli impianti. Gli impianti di condizionamento per un CED devono essere indipendenti dagli altri eventualmente esistenti nell’edificio, anche se un possibile collegamento con altri sistemi può essere desiderabile per far fronte a eventuali black-out. A questo scopo spesso le apparecchiature sono ridondanti con possibilità di intervento automatico e immediato della riserva. Ogni condizionatore

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sarà provvisto della sezione filtrante, della sezione di raffreddamento e deumidificazione, della sezione di umidificazione, di quella di riscaldamento e dei ventilatori di mandata e ripresa. I sistemi di refrigerazione dovrebbero essere indipendenti da quelli a servizio di altre utenze e in grado di poter funzionare per tutto l’anno; anche in questo caso, comunque, è desiderabile avere una interconnessione con altre apparecchiature di refrigerazione per il back-up. Per la climatizzazione dei CED sono possibili diversi sistemi: a) condizionatori autonomi completi di tutte le apparecchiature occorrenti, installati direttamente in ambiente, utilizzando il pavimento sopraelevato; b) gruppi di trattamento aria ad acqua refrigerata, installati direttamente nella sala computer e collegati a produttori di acqua refrigerata installati altrove; c) gruppi di trattamento aria centralizzati installati in apposita centrale insieme ai gruppi refrigeratori e condizionatori locali. Nel sistema a) vengono utilizzati condizionatori autonomi costruiti, sia come disegno sia come componenti (di elevata affidabilità), esclusivamente per i CED; lo stesso dicasi dei condizionatori utilizzati nel sistema b), i quali sono però alimentati con acqua refrigerata. In entrambi i sistemi l’aria ambiente può essere aspirata dalla parte alta e immessa, dopo il trattamento, sotto il pavimento galleggiante che funziona da plenum (gruppi under); da questo l’aria può essere ripresa direttamente dai computer oppure può fuoriuscire, attraverso bocchette speciali a pavimento, in ambiente, dal quale poi i computer provvedono ad aspirarla (fig. 35.4). L’aria può anche essere scaricata in alto (gruppi over) e ripresa in basso dai computer (fig. 35.5). Questo sistema non è ideale e viene adottato per piccoli centri e limitate dissipazioni di potenza. In tutti questi sistemi occorre stendere sotto pavimento la rete di tubazioni: nel primo caso per l’acqua di condensazione per gli autonomi e per l’acqua refrigerata nel secondo caso. Si rende, quindi, necessario coibentare bene le tubazioni fredde per evitare condensazioni e studiare un’ordinata e coordinata disposizione tenendo conto della presenza di cavi elettrici anche molto ingombranti. Il trattamento dell’aria esterna può essere affidato a un’unica macchina che serve l’intero locale. Il sistema c) è quello che più si presta per centri di calcolo di medie e grandi dimensioni. Una o più unità di trattamento dell’aria, ubicate in apposite centrali esterne trattano tutta l’aria occorrente (aria esterna e di ricircolo) per mantenere le desiderate condizioni termoigrometriche in assenza dei carichi dovuti alle apparecchiature elettroniche. Il carico sensibile dovuto a queste viene bilanciato da gruppi under ad acqua refrigerata come quelli prima descritti. I vantaggi sono: una buona flessibilità; la riduzione della portata d’aria e, quindi, dell’assorbimento di energia nel periodo di fermo dei computer; un maggiore spazio perché i gruppi under non devono essere dotati di riscaldatore e di umidificatore, in quanto a ciò provvede l’aria trattata centralmente. Per quanto riguarda i possibili risparmi energetici il primo accorgimento da pren-

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Sistemi di immissione aria nei centri di calcolo: sistema under diretto a) e indiretto b). 1 computer; 2 condizionatore under.

dere è quello di impiegare gruppi refrigeratori d’acqua con recupero del calore di condensazione qualora questo sia riutilizzabile in altre parti dell’edificio per riscaldare ambienti o preriscaldare acqua sanitaria. Qualora il recupero non fosse economicamente vantaggioso si potrebbe studiare un sistema di raffreddamento gratuito, quando la temperatura dell’aria esterna lo consenta. Questo sistema consiste in raffreddatori, con aria esterna, di una soluzione incongelabile che viene inviata, al posto dell’acqua refrigerata, nelle batterie dei gruppi di trattamento dell’aria (fig. 35.6).

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Fig. 35.5 Sistema di distribuzione dell’aria nei CED con gruppi over. 1 calcolatore; 2 unità di trattamento dell’aria; 3 canalizzazione di mandata dell’aria; 4 controsoffitto.

Fig. 35.6

Sistema free-cooling.

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ALBERGHI

Gli impianti di climatizzazione per gli alberghi possono assumere connotazioni diverse, in quanto esistono strutture con funzionamenti e composizioni molto diverse fra di loro: si pensi alla categoria, che può determinare un livello di comfort diverso dall’una all’altra, alla tipologia (alberghi in città, alberghi in luoghi di villeggiatura, alberghi in località termali e di cura, motel ecc.) e alla località in cui è posta la struttura alberghiera. Gli alberghi sono caratterizzati dalle camere e dalle parti comuni, quali hall di ingresso e reception, saloni di soggiorno, per le feste, per i banchetti, sale da ballo, ristoranti, bar, sale riunioni, sale conferenze ecc. Tutte queste zone hanno esigenze diverse, così come orari di funzionamento differenti, per cui è necessario, quasi sempre, progettare impianti con caratteristiche differenziate. I principali requisiti che gli impianti devono soddisfare sono: – flessibilità di prestazione; – possibilità di raggiungere e mantenere condizioni microclimatiche di comfort di alto livello; – semplicità e sicurezza di funzionamento; – silenziosità di funzionamento; – facilità di manutenzione; – possibilità di interventi per sostituzioni e modifiche; – basso costo di realizzazione; – basso costo di esercizio. 35.5.1 Impianti per le camere. La tipologia dell’impianto di climatizzazione per le camere deve tener conto delle esigenze già prima espresse ma anche della necessità che l’impianto possa e debba essere “usato” dal cliente secondo le sue specifiche esigenze che sono, senz’altro, diverse da cliente a cliente. A tal proposito sono state fatte diverse esperienze e, dai primi impianti a induzione (il primo impianto di questo tipo fu realizzato a cavallo fra gli anni ’50-’60 dalla Marelli Aerotecnica all’Hotel Royal di Napoli, su licenza della Carrier Corporation, USA) o con pannelli radianti più aria, si è oggi affermato l’impianto con ventilconvettori e aria primaria. Degli impianti a induzione si parla nel capitolo 34 ove sono indicati i difetti che ne hanno poi sconsigliato l’adozione negli alberghi; anche gli impianti con pannelli e aria non offrivano la possibilità di regolazione individuale e sono stati anch’essi abbandonati. Come si è già avuto modo di illustrare, negli impianti misti con ventilconvettori e aria è centralizzato il trattamento dell’aria esterna così da soddisfare la qualità dell’aria ambiente e le condizioni di umidità relativa. I ventilconvettori hanno solo il compito di riscaldare o raffreddare. Al mobiletto ambiente, perciò, non viene affidato il compito di controllare l’umidità e, cioè, il mobiletto in estate non deumidifica (temperatura dell’acqua non inferiore a 11  12 °C), con il vantaggio di evitare lo sporcamento della batteria di scambio termico, che verrebbe facilmente intasata dalla lanugine che si impasterebbe sulla batteria bagnata. Poiché, d’altra parte, ogni ventilconvettore è dotato di commutatore di velocità (fermo  tre velocità) e in ogni stanza è posto

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un termostato di controllo, l’utente può, a suo piacimento, disporre del sistema. Il termostato può agire o sulla velocità del ventilatore o sulla portata d’acqua alla batteria. L’impianto è in genere del tipo a due tubi, visto che quello a quattro tubi sarebbe inutile e oltretutto costoso, considerato che è ben difficile che si abbia necessità di raffreddare in una zona e riscaldare in un’altra. I ventilconvettori hanno una rumorosità che è abbastanza accettabile quando il ventilatore è alla velocità minima (i valori di potenza sonora emessa devono essere attentamente valutati nella scelta del modello e della grandezza da installare); per tale velocità, quindi, deve essere scelto il mobiletto verificando che la potenza resa sia adeguata alle esigenze del carico termico in estate e inverno. Il sistema si presta magnificamente a una gestione economica, in quanto i mobiletti delle camere vuote possono essere fermati, mentre l’aria primaria viene immessa con continuità, conseguendo così un buon livello di qualità dell’aria ambiente (anche l’aspirazione dai servizi funziona sempre). L’aspetto negativo dell’impianto è dato dal gran numero di motori, ventilatori e commutatori esistenti e dalla necessità di pulire periodicamente i filtri in ogni camera: la manutenzione, quindi, può essere onerosa. Un attento studio dei sistemi di controllo, una manutenzione programmata e l’impiego di mobiletti con componenti di elevata affidabilità e semplicità di sostituzione possono drasticamente ridurre i costi di esercizio. Il ventilconvettore viene di solito installato nel controsoffitto posto sull’ingresso alla camera e la ripresa viene effettuata o con una griglia verticale a parete, sotto quella di mandata, o con griglia orizzontale sotto il controsoffitto dell’ingresso; in quest’ultimo caso il filtro può essere posto dietro la griglia stessa che è apribile con cerniera verso il basso (fig. 35.7). L’aria deve essere immessa in corrispondenza della zona piedi del letto, per evitare correnti d’aria moleste sugli ospiti. L’aria esterna viene immessa con la stessa bocchetta attraverso la quale è inviata l’aria trattata dal ventilconvettore. L’aria esterna immessa è aspirata dal servizio igienico adiacente a ogni camera, al quale deve essere, comunque, assicurato un ricambio di 10 vol/h. Per questo ambiente il riscaldamento nel periodo invernale è ottenuto, quasi sempre, con piccoli radiatori o, meglio, con scaldasalviette. Le condizioni termoigrometriche che vengono generalmente richieste e mantenute sono: – estate - temperatura: 23  26 °C  1 °C - umidità relativa: 50  5% – inverno - temperatura: 20-24 °C (di notte anche 18 °C)  1 °C - umidità relativa: 30  45  5% Mentre il giusto valore di umidità relativa viene mantenuto dall’aria primaria immessa (tutta aria esterna deumidificata in estate e umidificata in inverno), la temperatura interna viene controllata da sonde ambiente che possono: – agire sul ventilatore del ventilconvettore (nel caso di impianti a due tubi); questa soluzione è da sconsigliare perché il rumore è avvertito alternativamente;

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Fig. 35.7a Sistemazione ventilconvettore per camere d’albergo.

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a) pianta

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Fig. 35.7b Sistemazione ventilconvettore per camere d’albergo.

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b) sezione

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c) particolare

Fig. 35.7c

Sistemazione ventilconvettore per camere d’albergo.

– agire sulle valvole modulanti inserite sull’adduzione dell’acqua alla/e batteria/e; in tal modo il ventilatore è sempre in movimento. Negli impianti a due tubi, una sonda sulla tubazione dell’acqua, al variare della temperatura commuta il funzionamento della valvola. La velocità del ventilatore può essere modificata dal cliente. La quantità di aria esterna da trattare e immettere viene, in genere, fissata intorno ai 2 vol/h; si considerino le norme vigenti: – l’affollamento è di 1 persona/20 m2; – aria esterna è di 40 m3/h per persona. La filtrazione dell’aria deve essere fatta impiegando prefiltri F5 e filtri finali F7. La velocità dell’aria nella zona occupata non deve superare il valore di 0,15 m/s nella fase di riscaldamento e di 0,2 m/s in quella di raffrescamento, con un minimo non inferiore a 0,05 m/s. Il livello di rumore ammesso è di 30 dB(A). 35.5.2 Impianti per le parti comuni. Già si è avuto modo di dire che molti e differenziati sono gli ambienti adibiti a uso collettivo, per i quali è necessario progettare impianti distinti e con caratteristiche, alcune volte, diverse. Occorre, infatti, tener presente che: – gli ambienti sono di grandi dimensioni e spesso di notevole altezza; – l’affollamento è estremamente variabile nel corso della giornata;

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– esistono ambienti con grandi vetrate e altri, invece, tutti interni; – i carichi (sensibili e latenti) dovuti all’affollamento sono diversi da zona a zona, perché diverse possono essere le attività svolte: la lettura, il ballo, il desinare ecc. Le principali caratteristiche per il progetto degli impianti per le zone comuni degli alberghi sono indicativamente riportate nella tab. 35.1. Tab. 35.1 Denominazione

Hall Saloni Sale riunioni

Estate

Dati di progetto Inverno

Temp. °C

Um. rel. %

Temp. °C

Um. rel. %

2326 2326 2326

4060 4060 4060

2023 2023 2023

3035 3035 3035

Affollamento (persona/m2)

1/31/5 1/3,5 1/2

Livello dB(A)

3540 3540 3040

Salvo casi particolari, gli impianti che si realizzano sono del tipo a tutta aria a portata costante o variabile, con parziale ricircolo. Il numero di ricambi normalmente impiegati va da 6 a 8 vol/h con una portata d’aria esterna di rinnovo non inferiore a 2 vol/h. La portata d’aria esterna può essere, comunque, convenientemente modificata in funzione dell’effettivo affollamento ricorrendo a moderni sistemi di rilievo della contaminazione ambientale (qualità dell’aria interna), in funzione delle persone effettivamente presenti. I sistemi di climatizzazione adottati prevedono, quindi, la possibilità di variare la portata d’aria esterna fino a un valore massimo pari alla portata totale del condizionatore, così, fra l’altro, si ha la possibilità di utilizzare il free-cooling nelle stagioni intermedie. È evidente che, anche in questo caso, la presa d’aria esterna deve essere collocata distante da qualsiasi fonte di inquinamento, vuoi dovuto al traffico veicolare che a espulsioni di aria viziata o da camini di centrali termiche. L’immissione dell’aria deve essere ben studiata per evitare correnti d’aria o zone di ristagno. Valgono i valori di velocità dell’aria nella zona occupata, già riportati per le camere. Anche le griglie di ripresa devono essere dislocate con attenzione sempre al fine di evitare correnti d’aria fastidiose sulle persone. Il calcolo della portata d’aria va fatto considerando tutti i possibili carichi termici esterni e interni. Per quanto riguarda il carico dovuto all’illuminazione si può considerare un valore sui 40 W/m2, a meno di indicazioni più precise per locali particolari. Si è detto dell’opportunità e necessità di prevedere più impianti; in particolare sarà bene installare: – impianto a portata costante per le hall e i saloni di soggiorno, prevedendo, se del caso, ventilconvettori lungo e sotto le vetrate, per compensare subito i carichi della zona perimetrale e creare una cortina di aria (fredda o calda) molto utile per mitigare i negativi effetti radianti;

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– impianto a portata d’aria variabile per le sale con affollamento e carichi molto variabili, quali sale per riunioni ecc. I livelli sonori ammessi sono: – sale riunioni: 35 dB(A) – sale da pranzo: 40  45 dB(A) I sistemi di filtrazione sono simili a quelli indicati per le camere. Per i ristoranti, i bar, le cucine si rimanda alle descrizioni del paragrafo 35.8. Gli impianti di climatizzazione per le zone comuni richiedono sistemi di regolazione automatica più sofisticati di quelli realizzati per le camere, dovendosi controllare la temperatura, l’umidità relativa, la qualità dell’aria ecc. I sistemi oggi in uso sono quelli integrati che consentono una gestione completa e automatizzata dell’albergo per cui oggi un sistema completo, fra tutte le varie e molteplici funzioni che svolge, consente anche di: – modificare dalla reception la temperatura di ogni singola camera o di gruppi prescelti; – definire i livelli di temperatura a seconda dello stato di occupazione della camera stessa programmandoli in funzione dell’arrivo dell’ospite; – conoscere in ogni istante lo stato di occupazione della camera; – disabilitare tutti i carichi elettrici non preferenziali a camera vuota; – essere informato e registrare ogni operazione di accesso identificando chi è entrato, quando e a quale tipologia di utenza appartiene; – ricevere un segnale di allarme per ogni tentativo di effrazione o accesso non autorizzato; – inviare messaggi sul televisore di camera sia al cliente (messaggi di benvenuto, conto in camera ecc.) sia al personale di servizio; – gestire qualsiasi tipologia di allarme proveniente dalle camere, dalle aree comuni o dalle centrali inviando i segnali d’allarme, oltre che ai luoghi deputati al controllo, anche alla reception; – comandare attuatori posti in camera per aprire o chiudere tendaggi, tapparelle o porte; – inviare fuori porta le richieste di “non disturbare”, “chiamata cameriera” o “allarme bagno” con ripetizione nell’ufficio della cameriera di piano e alla reception; – permettere l’utilizzo della tessera magnetica per ottenere i vari servizi offerti dall’hotel (bar, ristorante, sauna, parcheggio ecc.) con addebito automatico sul conto; – ottimizzare i consumi energetici legati alla produzione ed erogazione dei fluidi primari (caldo e freddo). 35.5.3 Andamento dei carichi e centrale termofrigorifera. L’esame dell’andamento dei carichi termici di un albergo pone subito in evidenza come essi siano variabili, con picchi che si hanno al mattino fra le 7 e le 9 e fra le 18 e le 22 di sera. In ogni caso i carichi sono dovuti essenzialmente all’affollamento e all’aria esterna correlata. Di tutto ciò occorre tener conto nella scelta e nella progettazione delle centrali termica e frigorifera. Nelle strutture alberghiere di grandi dimensioni può essere conveniente, visto il

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grande fabbisogno di energia di un albergo e la necessità di assicurare un funzionamento continuo senza interruzioni, realizzare sistemi a energia totale, vale a dire quelli che prevedono la cogenerazione di energia elettrica e termica con l’impiego di pompe di calore e di macchine ad assorbimento. Negli alberghi di medie dimensioni la centrale frigorifera è realizzata con gruppi meccanici (per lo meno due per evitare qualsiasi rischio di fermate) con condensazione ad aria o ad acqua. La scelta dipende da molti fattori quali la disponibilità di spazio, l’opportunità di limitare il rumore trasmesso, la necessità di contenere le spese di manutenzione. La centrale termica deve prevedere almeno due generatori per far fronte alle esigenze termiche e un generatore separato (come prescritto dalla Legge 10/91) per la produzione di acqua calda sanitaria. Nello studio della centrale termofrigorifera potrà essere interessante esaminare la convenienza tecnica ed economica del recupero del calore di condensazione (da impiegarsi sia per il postriscaldamento dell’aria sia per il preriscaldamento dell’acqua calda sanitaria) nonché la possibilità di accumulo di freddo, così da poter impiegare macchine di potenza ridotta, visto l’andamento del diagramma dei carichi termici. 35.6

OSPEDALI

I continui progressi in medicina, in chirurgia e nelle relative tecniche, fanno sì che anche negli impianti di climatizzazione degli ospedali e per gli altri presidi medici, vi siano continue evoluzioni. È, infatti, ormai chiaro che un ben progettato (e ben eseguito e gestito) impianto di condizionamento costituisce una condizione indispensabile per il raggiungimento di ottimi risultati nella prevenzione e nella cura. È, d’altra parte, evidente che trattandosi di impianti complessi e che possono determinare elevati costi di esercizio, è necessario attuare tutti i possibili accorgimenti tecnici per contenere la spesa energetica, pur assicurando elevati standard qualitativi. Diversi studi hanno posto in evidenza che, negli ambienti climatizzati, i pazienti migliorano più rapidamente che in quelli privi di ogni comfort. Pazienti affetti da tiroxicosi non tollerano condizioni di caldo e umido; un ambiente fresco e secco favorisce la dissipazione di calore per radiazione ed evaporazione dalla pelle, così da poter financo salvare la vita del paziente. I cardiopatici non possono mantenere una circolazione sanguigna tale da garantire una normale cessione di calore all’esterno: un impianto di climatizzazione può risolvere il problema. Lo stesso dicasi dei pazienti sottoposti a interventi chirurgici sul cervello, per i quali viene a mancare la regolazione della cessione di calore: un ambiente freddo e con bassa umidità può favorire la cessione di calore all’esterno per radiazione ed evaporazione. Viceversa sono necessari ambienti caldi a 32 °C e con il 35% di umidità relativa per i pazienti affetti da artrite reumatoide.

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Così si potrebbe continuare esaminando i casi degli ustionati (sono necessarie temperature e umidità elevate), dei pazienti con affezioni polmonari croniche (in questi casi è opportuno respirare aria calda e umida), quelli in ossigenoterapia o tracheomizzati (aria calda e umida) ecc. Si comprende, quindi, perché gli impianti di climatizzazione per gli ospedali debbano essere più complessi di quelli per un normale comfort. Le principali differenze tra gli impianti per ospedali e quelli per altri edifici sono: – necessità di limitare e controllare i movimenti d’aria in e fra i diversi dipartimenti; – necessità di rispettare e realizzare specifiche norme per la ventilazione e la filtrazione, onde rimuovere e diluire la contaminazione (odori, microrganismi, virus, sostanze chimiche, radioattive ecc.); – controllare valori di temperature e umidità relativa diversi da zona a zona dell’ospedale; – necessità di impianti più sofisticati per consentire un accurato controllo delle condizioni ambientali termoigrometriche, della qualità dell’aria e delle condizioni illuminotecniche e acustiche. 35.6.1 Fonti di infezioni. Nei complessi ospedalieri è di primaria importanza la prevenzione delle infezioni: i germi patogeni sono particolarmente concentrati negli ospedali e i pazienti, più sensibili alle infezioni, sono i più esposti al contagio. È perciò importante effettuare il controllo della qualità dell’aria soprattutto negli ambienti a rischio. Nell’aria degli ospedali sono presenti i batteri diffusi dall’uomo quali streptococchi e stafilococchi, questi ultimi molto nocivi perché di rapida proliferazione e molto resistenti alle terapie antibiotiche. Le dimensioni di questi microrganismi sono dell’ordine di 0,5  5 m ma essi si trovano molto spesso associati a impurità solide e goccioline in sospensione di dimensioni maggiori, da 3 a 20 m. Occorre poi considerare anche i batteri aerotrasportati quali Mycobacterium tubercolosis e Legionella pneumophila. È stato dimostrato che agenti infettanti, con dimensioni inferiori a 5 m, possono rimanere indefinitamente nell’aria; è stato, però, anche verificato che oltre il 99,9% di tutti i batteri presenti in un ospedale sono rimossi con filtri aventi efficienza dal 90% al 95%. I batteri, infatti, sono presenti in colonie di dimensioni superiori a 1 m, ecco perché i filtri ad alta efficienza (HEPA) sono richiesti per diverse aree di un ospedale. Non possono essere trascurati i virus che possono essere nell’aria, quali Varicella, Ribella e Rubeola. Indagini epidemiologiche e altri studi hanno posto in evidenza che molti dei virus contenuti nell’aria hanno dimensioni submicroniche e non esistono metodi per eliminare effettivamente il 100% di queste particelle aerotrasportate. I filtri HEPA e meglio quelli HULPA (ulpa low penetration air) provvedono a risolvere abbastanza i problemi, ma non a eliminarli del tutto. Né è stato provato che i raggi ultravioletti o particolari spray possano distruggere i virus. La soluzione migliore è quella di ricorrere a camere isolate con anticamera dotata di impianti di ventilazione che garantiscano appropriati valori di pressioni e/o depressioni, così da evitare la diffusione di virus in altre zone dell’ospedale.

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Oltre ai batteri e ai virus occorre prestare molta attenzione anche ai meccanismi di propagazione di funghi e spore, come ad esempio l’Aspergillus che è fatale ai leucemici, immunodepressi e trapiantati. Questo agente patogeno si trova sulle muffe che possono essere controllate con un’attenta progettazione delle pareti esterne così da evitare formazione di condensa. Il ricorso all’aria esterna per ventilare gli ambienti di un ospedale è senz’altro una via da seguire, sempre che le prese di aria esterna siano opportunamente disposte come in diverse occasioni è descritto nel testo. L’aria esterna è virtualmente priva di batteri e virus e, quindi, se il sistema di ventilazione è correttamente progettato e realizzato e se vengono mantenuti i valori di sovrappressione fra i diversi reparti, essa può diluire e rimuovere gli agenti infettanti. 35.6.2 Qualità dell’aria. Per garantire una buona qualità dell’aria occorre tener presente alcune regole di buona esecuzione e gestione degli impianti. Prese d’aria esterna. A questo riguardo l’Appendice D al progetto di Norma E02058560 del CTI (5 aprile 2006) prescrive che: “La presa d’aria esterna deve trovarsi lontana e sopravento rispetto a sorgenti inquinanti, bocchette di espulsione dell’aria, torrini di esalazione fognaria, camini di espulsione di fumi, gas e altri contaminanti, scarichi di cappe, torri evaporative e condensatori evaporativi. Deve essere posta a un’altezza da terra non inferiore a 4 m e se, installata sul tetto, deve trovarsi a una altezza sopra questo di almeno 80 cm. Nel caso in cui la presa sia posizionata in vicinanza di strade, di aree di parcheggio, di sosta o di lavoro di autoveicoli, la distanza deve risultare sufficiente a garantirne la non aspirazione dei gas di scarico e l’altezza va elevata oltre i 6 m, in accordo con le prescrizioni ASL di competenza. La sua costruzione e posizionamento non deve consentire la sosta di uccelli sui bordi e l’entrata di insetti nelle canalizzazioni. Il collegamento con la macchina di trattamento deve essere il più corto possibile e ispezionabile tramite opportuni sportelli d’ispezione a tenuta.” È opportuno evitare, con alette parapioggia, che possa entrare acqua piovana nel condotto di presa aria esterna che potrebbe arrivare fino alla sezione filtrante del gruppo di trattamento aria (si veda il capitolo 28). Come per tutti gli impianti ben realizzati è necessario predisporre serrande sui condotti dell’aria esterna, dell’aria di mandata e di espulsione che si possano chiudere, con ottima tenuta, quando l’impianto è inattivo, per evitare incontrollati movimenti d’aria da un condotto all’altro e verso l’esterno. Griglie di espulsione. Devono essere collocate ad almeno 3 m sopra il livello del terreno e lontane da porte, finestre apribili ecc. La posizione preferibile è quella sopra la copertura, lontana dalle prese d’aria esterna e con proiezione dell’aria verso l’alto o, comunque, dalla parte opposta rispetto alle prese d’aria. È ovviamente molto importante esaminare con cura gli scarichi dai camini, da cappe di laboratorio e di cucine ecc., studiando attentamente la direzione dei venti prevalenti, la vicinanza di altri edifici e così via.

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Metodi di rimozione e contenimento della contaminazione aeroportata. I dispositivi che permettono l’eliminazione del pulviscolo aeroportato maggiormente utilizzati sono i filtri fibrosi. Essi coprono una vastissima gamma di applicazioni che vanno dall’eliminazione delle particelle grossolane (filtri comuni) a quella del particolato fine (filtri a media efficienza), fino ai filtri HEPA e, ultimamente, ai filtri ULPA. Quando inseriti in un impianto di ventilazione i filtri HEPA o ULPA si comportano come elementi laminari, ovvero le perdite di carico che offrono al passaggio dell’aria dipendono solo dalla velocità e dalla viscosità, con la variante che la costante di proporzionalità aumenta nel tempo in funzione dell’intasamento. Le efficienze di filtrazione dei filtri HEPA/ULPA aumentano con il progredire dell’intasamento fino a quando le tensioni meccaniche sulle microfibre, causate dalle perdite di carico, non ne determinano la rottura. Per questo è importante non superare i limiti di intasamento (perdita di carico) suggeriti dai costruttori. I microrganismi sono trasportati dall’aria dalle UFC (colony forming unit  particelle formanti colonia) e queste hanno dimensioni superiori ai batteri trasportati; i filtri assoluti, pertanto, anche quelli di efficienza inferiore (99,97%), hanno nei loro confronti un potere di arresto pressoché totale. Tenendo poi conto che le particelle formanti colonia sono una minima quantità rispetto al particolato totale, si capisce come mai questi dispositivi siano considerati dei veri e propri mezzi sterilizzanti. In effetti, neanche con gli strumenti più perfezionati, è stato possibile dimostrare che aria appena filtrata su filtri HEPA presentasse carica batterica. La loro azione è nettamente superiore ai classici dispositivi utilizzati quali le lampade UV, in quanto la loro efficienza aumenta con l’intasamento e, quindi, col tempo di utilizzo, il loro costo energetico e di installazione è decisamente competitivo. Secondariamente la funzione è assoluta, non dipendente dalla natura dei microrganismi presenti e, infine, asportando essi fisicamente il microrganismo dall’aria, eliminano la possibilità di avere agenti pirogeni. Estrema importanza riveste il dispositivo di alloggiamento dei filtri soprattutto se HEPA/ULPA, in quanto penetrazioni di aria non filtrata, o filtrata con efficienza minore, causano la perdita della sterilità della medesima e una maggior difficoltà nel raggiungimento della classe di contaminazione ambiente. In definitiva, fanno seriamente e non prevedibilmente diminuire l’effetto di controllo. Per questo è fondamentale che sui dispositivi costituiti dai filtri e dai relativi alloggiamenti vengano effettuate delle prove di tenuta (DOP leak test o similari). Con queste prove, contestualmente, si evidenziano anche eventuali danneggiamenti occorsi ai filtri durante il trasporto o il montaggio. Nelle applicazioni tipiche delle clean room la quantità di polvere aeroportata presente nell’aria in arrivo ai filtri finali è talmente bassa che il progredire dell’intasamento è assai lento. In questi casi, per via dell’invecchiamento, le vibrazioni causate dal sistema di ventilazione, o altro, possono innescare la rottura delle microfibre con decremento delle caratteristiche di filtrazione. È bene, quindi, sostituire i filtri HEPA per lo meno ogni tre anni indipendentemente dal raggiungimento del limite di intasamento. Più correttamente sarebbe utile eseguire routinariamente il DOP leak test in modo da accertarsi del perdurare delle buone prestazioni. Alcune linee guida

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in campo farmaceutico, difatti, obbligano l’esecuzione di questo test per lo meno ogni sei mesi. Essendo i filtri HEPA/ULPA abbastanza costosi e delicati è importante, per avere una loro vita sufficientemente lunga, proteggerli con filtri di minore efficienza. Un corretto sistema di filtrazione comprenderà, quindi, filtri a bassa e media efficienza e solo come filtro finale il filtro HEPA/ULPA. Il filtro finale deve essere installato il più vicino possibile al punto di immissione nell’ambiente controllato per limitare il rischio di ricontaminazione dell’aria nei condotti interposti. Una volta che l’aria è filtrata nel modo ritenuto idoneo essa deve essere immessa negli ambienti di lavoro dove occorre mantenere le condizioni di pulizia prefissate. Oltre alla filtrazione, l’aria immessa subisce trattamenti termoigrometrici che la rendono compatibile con le condizioni di benessere degli operatori. Se la filtrazione può rendere il grado di pulizia dell’aria accettabile per il processo, occorre poi che quest’aria sia immessa e aspirata dalla camera bianca in modo tale che i contaminanti generati all’interno di essa dagli operatori non arrechino danno. Normalmente si hanno tre stadi di filtrazione: – filtrazione primaria con efficienza F6/F7 interessante sicuramente l’aria esterna; – filtrazione secondaria (F8/F9) interessante tutta l’aria in circolo; – filtrazione finale (H14/H15) interessante tutta l’aria in circolo. Queste tre tipologie di filtri presentano tempi di intasamento diversi se il dimensionamento è eseguito conformemente alle istruzioni dei costruttori, indicativamente i dati caratteristici da considerare sono: Filtri F6/F7:

Perdita di carico iniziale Perdita di carico finale Tempo di intasamento

60 Pa 120 Pa 20  50 giorni

Filtri F8/F9

Perdita di carico iniziale Perdita di carico finale Tempo di intasamento

120  150 Pa 250  300 Pa 6  10 mesi

Filtri H14/H15

Perdita di carico iniziale Perdita di carico finale Tempo di intasamento

120  130 Pa 350  500 Pa 3  4 anni

I filtri a più rapido intasamento hanno poca influenza sulla portata totale se sostituiti ai valori indicati, anche perché essi penalizzano solo un ramo del percorso dell’aria del condizionatore. I filtri non devono essere attraversati da aria con umidità superiore all’85% allo scopo di evitare la possibilità di condensazione all’interno di essi, fatto che potrebbe essere molto nocivo. Al variare del grado di intasamento dei filtri, in particolare quelli assoluti del terzo stadio, può corrispondere una riduzione della portata di aria immessa; perché ciò non accada è necessario prevedere regolatori di portata (gruppi ventilanti collegati a

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motori alimentati tramite inverter) o serrande che compensino le perdite variabili dei filtri. Tutti i filtri devono essere muniti di strumentazione atta alla misura della perdita di carico e di targhette che consentano l’immediata individuazione delle loro caratteristiche. Per il terzo stadio di filtrazione deve essere garantita la tenuta dei bordi e deve essere possibile eseguire una prova di tenuta. 35.6.3 Impianto di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata (VCCC). In molte attività è necessario che l’aria abbia determinati requisiti per permettere la buona riuscita di un processo e per il mantenimento di condizioni ottimali di benessere per gli operatori. Ciò può essere ottenuto con un’adeguata progettazione degli ambienti e dei relativi sistemi di climatizzazione. Quando ciò viene realizzato si parla di impianto a “contaminazione controllata”. Nel caso degli ospedali i contaminanti da controllare sono quelli cui si è già prima accennato: particelle biologicamente attive, ovvero Unità Formanti Colonia: UFC. Storicamente un ambiente in cui il particolato aerodisperso è mantenuto al di sotto dei limiti specificati era definito “camera bianca” (clean room). Oggi il termine ha assunto una valenza più generale in quanto con esso si intende un ambiente, una camera, con gli impianti connessi, nella quale i parametri ambientali prefissati vengono mantenuti e controllati. La tecnologia degli impianti a contaminazione controllata si applica nei seguenti casi: – protezione di un prodotto dall’ambiente; – protezione dell’ambiente dal prodotto; – protezione del prodotto dall’operatore; – protezione dell’operatore dal prodotto; – protezione fra prodotti diversi. Nel campo ospedaliero il concetto di contaminazione controllata dovrebbe essere applicato a tutti i reparti nei quali persone debilitate e affette da patologie vengono a contatto fra di loro e con persone sane. Si possono elencare, a livello di controllo decrescente: – reparti operatori per trapianti d’organi, ortopedia; – reparti per immunodepressi; – sale operatorie ad uso generale e rianimazioni; – sale operatorie nelle quali si svolgono interventi a carattere di urgenza, ambulatori; – degenze; – reparti infettivi; – laboratori biologici classificati per lo studio di microrganismi patogeni. Per gli ultimi due reparti il controllo è applicato affinché gli ambienti confinati e gli operatori siano protetti. Il progetto di norma E02058560: “Impianto di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata (VCCC) per il blocco operatorio. Progettazione, installazione, messa in funzione e gestione” definisce “di processo” gli impianti di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata (VCCC) a servizio del blocco

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operatorio, perché, come tale, le esigenze specifiche degli impianti devono intendersi prioritarie rispetto a quanto previsto dalle normative sul benessere fisiologico.

– – – – –

I sistemi VCCC hanno la funzione di mantenere in ambiente: la concentrazione di particolato totale aerodisperso, biologico e inerte al di sotto di limiti prefissati; le condizioni termoigrometriche idonee a garantire il regolare svolgimento del processo; la concentrazione di inquinanti chimici al di sotto di limiti prefissati; stabili e misurabili gradienti di pressione tra locali con maggiori e minori esigenze di protezione dalla contaminazione; mantenere costante nel tempo i valori dei parametri fissati.

35.6.4 Requisiti generali impiantistici. Tutti i componenti costituenti l’impianto VCCC devono essere progettati in modo da non contribuire alla produzione e diffusione di contaminanti, devono essere installati in modo da consentirne una facile accessibilità; devono inoltre avere le superfici esposte facilmente pulibili e controllabili. L’architettura degli impianti e delle apparecchiature e il loro inserimento nei sistemi edilizi devono essere definiti e progettati in modo da facilitare la gestione, il controllo, la manutenzione e la sostituzione delle parti obsolete o in avaria. Ogni ambiente definito critico per il controllo della contaminazione, deve poter essere posto in condizioni di isolamento nei confronti sia dell’impianto VCCC, sia dei locali limitrofi, per permetterne la sanificazione mentre gli altri ambienti sono in condizioni operative. Le unità di trattamento dell’aria (UTA) devono essere costruite in modo da non produrre contaminazione per la presenza di condense, ristagni e residui umidi, corrosioni o depositi, ed essere accessibili per le pulizie in ogni loro parte (si veda più avanti il par. 35.6.8). I canali di collegamento tra UTA e ambiente controllato devono essere i più corti possibile e a tasso di perdita predefinito. Non sono ammessi materiali di isolamento all’interno dei componenti impiantistici attraversati dai flussi d’aria trattata. I dispositivi di attenuazione acustica non devono rilasciare fibre o particelle al passaggio del flusso d’aria (si veda il par. 35.6.6). Il livello finale di filtrazione sarà costituito da filtri HEPA (High Efficiency Particulate Air Filter, si veda il par. 35.6.6), che devono essere installati quali elemento finale della distribuzione di tutta l’aria immessa negli ambienti a contaminazione controllata. Nel caso in cui ciò non sia possibile (ristrutturazioni, applicazioni particolari ecc.), vanno prese adeguate precauzioni affinché l’aria non si contamini nuovamente nel percorso che va dai filtri finali agli ambienti controllati. I filtri finali devono essere, comunque, protetti da un idoneo sistema di prefiltrazione atto a garantire un adeguato periodo di utilizzo. È ammessa la sola umidificazione a vapore, saturo o surriscaldato, privo di contaminanti chimici. Particolare attenzione va posta ai cavedi e ai volumi di servizio che hanno impat-

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to diretto sui locali del reparto, quali il volume tra controsoffitto e soffitto o le sezioni di ripresa, per impedire che la contaminazione ivi contenuta, trasportata o generata, penetri nei locali controllati. Questo può essere ottenuto sia mediante soluzioni tecnologiche che garantiscano una buona tenuta all’aria, sia mediante il contenimento per depressione rispetto ai locali controllati. In questo ultimo caso la depressione, di almeno 5 Pa, diventa parte fondamentale del sistema di contenimento per cui deve essere misurabile e stabile nel tempo. 35.6.5 Controllo della contaminazione. Una sala operatoria è interessata da fenomeni di contaminazione ambientale di tipo fisico (particolato di natura organica o inorganica emesso dagli individui, dalle strutture edilizie e/o dagli arredi e attrezzature ospedaliere), chimico (gas anestetici, disinfettanti, vapori organici e non) e microbiologico (batteri, spore, funghi, virus ecc.). L’entità di tali fenomeni è riconducibile a molteplici cause, tra le quali: il tipo di intervento chirurgico, il livello di benessere ambientale, l’entità dei processi di respirazione e traspirazione della epidermide da parte del personale medico e infermieristico e dei visitatori, il numero di persone presenti, le modalità operative e comportamentali del personale sanitario, intese in senso lato (materiali utilizzati, numero di ingressi/uscite per ora dalla sala verso zone meno sterili e livello di igiene personale, caratteristiche del vestiario e livello di copertura delle varie parti del corpo, utilizzo di monili in grado di desquamare la pelle ecc.), l’efficacia del sistema di filtrazione dell’aria immessa e del sistema di ventilazione, altri fattori legati anche al contesto ambientale (percorsi sporco/pulito, livello di disinfezione delle superfici delle finiture e degli arredi, livello di contaminazione degli ambienti contigui ecc.). La contaminazione chimica è imputabile in primo luogo ai gas anestetici alle sostanze disinfettanti e ai farmaci impiegati correntemente nelle procedure chirurgiche. La contaminazione fisica e quella biologica sono prodotte dall’immissione in ambiente di particelle rilasciate dagli individui presenti (personale e paziente) che disperdono microrganismi che, in quanto sospesi, sono diffusi lontano dalla fonte di contaminazione essenzialmente dalle polveri in sospensione, entrando così in circolazione nel blocco operatorio dove sono in grado di persistere in sospensione nell’aria per diverso tempo. La ventilazione. Il DPR 14.1.1997 prescrive per le sale operatorie un numero di rinnovi orari di aria esterna maggiore o uguale a 15 volumi/ora al fine di contenere la contaminazione ambientale di tipo chimico mediante un processo di diluizione continua degli inquinanti che si sviluppano all’interno della sala per differenti cause. Prescrive inoltre di assicurare un’adeguata differenza di pressione statica tra ambienti contigui(1).

(1)

L’aumento ingiustificato del quantitativo di aria esterna rispetto al minimo imposto dal DPR 14.1.97 costituisce un carico aggiuntivo per il sistema di filtrazione ed implica un aggravio nei consumi energetici.

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Qualora sia necessario introdurre in ambiente un quantitativo superiore d’aria, per motivi connessi al contenimento della contaminazione particellare e all’abbattimento dei carichi termici, è possibile ricircolare in ambiente una portata di aria interna aggiuntiva a quella minima di legge. Essendo in questo modo intrinsecamente rispettate le prescrizioni del DPR 14.1.97, che rappresentano, quindi, solo un limite inferiore in termini di portata di aria esterna in fase di utilizzo di una sala operatoria, nulla vieta di impiegare, in accordo con tutta la normativa europea di settore, il ricircolo, fermo restando che: – l’aria ricircolata provenga dalla stessa sala, in modo da evitare fenomeni di contaminazione incrociata tra ambienti diversi; – l’aria ricircolata sia ben miscelata con l’aria di rinnovo e subisca gli stessi stadi filtranti, secondario e finale, come per l’aria esterna. I sistemi di ventilazione. I sistemi di ventilazione comunemente utilizzati nelle sale operatorie possono essere raggruppati in tre diverse tipologie: a flusso turbolento, a flusso unidirezionale (anche detto impropriamente laminare), a flusso misto. Flusso turbolento e flusso unidirezionale La differenza di base tra sistemi a flusso turbolento e a flusso unidirezionale risiede nel fatto che nel primo caso il modello fisico di riferimento per il moto dell’aria è costituito dal miscelatore perfetto (contaminazione uniformemente distribuita nell’ambiente), mentre nel secondo caso da un flusso a pistone (contaminazione crescente linearmente dal punto di immissione dell’aria al punto di ripresa), caratterizzato, teoricamente(2), da un moto dell’aria secondo linee di flusso parallele. Dal punto di vista della diffusione della contaminazione, la differenza teorica tra i due sistemi risiede nel fatto che, mentre nel caso di flusso turbolento la diffusione della concentrazione di contaminanti avviene in generale lungo le tre direzioni dello spazio, nel caso di flusso unidirezionale la diffusione avviene prevalentemente lungo le linee di flusso del moto, ove queste sono indisturbate. I gas, oltre a questo meccanismo di trasporto, sono interessati anche da un trasporto di tipo molecolare, determinato dal gradiente di concentrazione del singolo inquinante da un punto all’altro dello spazio e da un effetto di sedimentazione nel caso il peso molecolare sia superiore a quello dell’aria; inoltre, il particolato può interagire formando composti di maggiore diametro e maggiore peso. Non ultimo, si consideri che le linee del moto dell’aria sono in ogni caso influenzate dal posizionamento reciproco tra apparecchiature di immissione ed estrazione. Tutto quanto esposto vale nell’ipotesi di condizioni isoterme. L’analisi dei processi di diffusione dei contaminanti è tuttavia complicata nella pratica da altri elementi, quali, ad esempio, la presenza o meno di fonti di energia termica: le apparecchiature di illuminazione, i sistemi di raffreddamento delle apparecchiature elettromedicali e le persone, che determinano l’insorgenza di fenomeni di tiraggio termico (plume) con innesco di moti convettivi verso l’alto delle masse di aria più calde. Nelle applicazio(2)

Il flusso a pistone si può verificare solo in assenza di ostacoli che perturbino il moto dell’aria.

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ni pratiche la non isotermicità dei flussi e i processi sopra richiamati hanno una incidenza fortemente variabile da caso a caso, che può comunque anche determinare fenomeni di moto inverso molto pericolosi per qualsiasi sistema di flusso nel caso di sistemi a flusso unidirezionale, poiché contrastano la direzionalità del moto del fluido indotta dal sistema di ventilazione e quindi l’efficienza di rimozione degli inquinanti medesimi sul letto operatorio (il moto dell’aria in questo caso potrebbe perdere la caratteristica di moto a prevalenza monodimensionale a bassa turbolenza). Va tenuto presente che allo stato attuale lo studio delle reali prestazioni dei due possibili sistemi, sotto il profilo del controllo della contaminazione, non è certo da considerarsi esaurito: si pensi al fatto che le condizioni di benessere termoigrometrico possono variare da persona a persona e che i comportamenti dello staff chirurgico possono variare sensibilmente il livello di contaminazione a parità di impianti tecnologici installati. Flusso misto Il flusso misto si verifica quando solo una parte dell’ambiente (la zona più critica, rappresentata almeno dal letto operatorio e dal tavolo servitore portastrumenti e dallo spazio operativo dei chirurghi) è interessata da un flusso unidirezionale, mentre nelle restanti zone della sala chirurgica, esterne all’area critica, i moti dell’aria sono indotti e di tipo turbolento. Il flusso misto è il sistema normalmente usato risultando l’unidirezionale puro generalmente inapplicabile alle sale operatorie. 35.6.6

Parametri ambientali all’interno del blocco operatorio

Classificazione dei livelli di pulizia dell’aria. Il livello di pulizia dell’aria da particelle in sospensione deve essere determinato per tutti gli ambienti e aree ritenute critiche, in funzione del livello di rischio che l’attività chirurgica comporta e che viene dichiarato accettabile nel documento preliminare alla progettazione. Gli ambienti di un blocco operatorio possono essere classificati nelle seguenti tre categorie a diverso livello di rischio. 1. Sale operatorie destinate a interventi chirurgici specialistici quali i trapianti di organi, l’impianto di protesi (vascolari, ortopediche, spinali, reti erniali, urologiche, ginecologiche), gli interventi di neurochirurgia e di oncologia complessa e altri interventi complessi di durata superiore a 60 minuti che richiedono elevatissima protezione dell’area a rischio (tavolo operatorio, tavolo portastrumenti e spazio operativo dei chirurghi). 2. Sale operatorie destinate a interventi chirurgici senza impianto di materiali estranei, ma che richiedono elevata protezione, quali gli interventi artroscopici, di chirurgia vascolare, di neurochirurgia, di ostetricia (taglio cesareo), per cateterismi cardiaci e impianti di pacemaker, come altri interventi di chirurgia a bassa invasività. 3. Sale operatorie e locali a uso chirurgico per interventi di minore importanza e breve durata o per interventi su campo naturalmente contaminato, come quelli di chirurgia viscerale Day Surgery e urologia; come pure per i locali ove si manipolano o tengono in deposito i materiali sterili e tutti gli ambienti definibili a rischio (nel documento preliminare alla progettazione).

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Ciascuna di queste categorie deve trovarsi rispettivamente: 1. almeno in classe ISO 5; 2. almeno in classe ISO 7; 3. almeno in classe ISO 8. Dove le classi sono individuate in funzione del numero massimo consentito di particelle totali (dimensioni 0,5 μm), secondo UNI EN ISO 14644. Parametri ambientali. Nella tabella 35.2 sono riportati i valori raccomandati dei parametri ambientali e di alcune grandezze ad essi correlati. Livelli di pressione ambientale. Tra locali a diversa classe di pulizia si deve mantenere un differenziale di pressione di almeno 5 Pa. Sale operatorie classificate ISO comunicano con eventuali corridoi sporchi attraverso un ambiente o zona filtro . Livelli di pressione sonora. Per quanto riguarda il livello di pressione sonora, i valori riportati superano per esigenze di processo la normativa vigente per il benessere. I livelli di rumore incidono sulla produttività dell’equipe chirurgica, si raccomanda pertanto di contenere i livelli di pressione sonora ai valori minimi raggiungibili nello specifico contesto edilizio e impiantistico e, comunque, di non superare i valori indicati all’interno nella tabella 35.2. Nel caso di ristrutturazioni in cui sia necessario realizzare sale operatorie in classe ISO 5, utilizzando sistemi di ricircolo in ambiente, si possono al massimo raggiungere i 48 db(A); la scelta va motivata nel documento preliminare alla progettazione. 35.6.7 Schemi impiantistici. La norma fornisce informazioni e dati che rappresentano i requisiti minimi per l’esecuzione a regola dell’arte degli impianti VCCC. Nei blocchi operatori i sistemi VCCC possono essere composti nei tre diversi modi descritti di seguito. 1) Una unità di trattamento dell’aria esterna e aria di ricircolo è dedicata a ciascuna sala operatoria (ed eventualmente ai suoi locali ancillari), affiancata da ulteriori unità di trattamento per i rimanenti locali del blocco operatorio. La sezione di raffreddamento e deumidificazione deve essere a monte di quella di miscela tra aria esterna e ricircolo (fig. 35.8). 2) Una unità centralizzata di pretrattamento dell’aria esterna, supportata da unità di ricircolo (interna o esterna alla sala) serve ciascuna sala operatoria (ed eventualmente i suoi locali ancillari), affiancata da ulteriori unità di trattamento per gli altri locali componenti il blocco operatorio (fig. 35.9). 3) Una unità centralizzata di pretrattamento dell’aria esterna è posta a servizio di tutti i locali del blocco, supportata da una unità di ricircolo (interna o esterna alla sala operatoria) serve ciascuna sala operatoria (ed eventualmente i suoi locali ancillari) e da post-trattamento per gli altri locali componenti il blocco operatorio (fig. 35.10).

 60

4o6 4 4

No No No

No No No No No No No

– – –

– – – – – – –

F9 F9/H10 F9

– – –

40 40 40 40 40 40 40

40

 H 12 F9/H10 F9/H10 F9/H10 F9/H10 F9/H10 F9/H10 F9/H10

45

45

45

 H 12

H 13

H 13/H 14

Livello di pressione sonora (dBA) (1)

(2)

Salvo prescrizioni particolari specifiche. Le classi sono individuate in funzione del numero massimo consentito di particelle totali di una certa sezione per m3 di aria rilevate in condizioni di teatro operatorio inattivo (per le sale operatorie il riferimento è la dimensione 0,5 μm) secondo Uni EN ISO 14644. (3) Si faccia riferimento agli schemi funzionali riportati nel paragrafo 35.6.7. (4) Per le sale operatorie ad uso di pazienti infetti, le pressioni potranno venir prescritte invertite.

(1)

 40

0 10 5

 26

 18

Corridoio sporco Depositi pulito Depositi sporchi

 60

 26

 40

10 5 10 10 5 10 5

Preparazione operandi Preparazione personale Risveglio operati Corridoio pulito/sterile  22 Spazi filtro operandi Spazi filtro personale Substerilizzazione

ISO 8

ISO 8

ISO 7

ISO 5

Classi di Livello di pulizia secondo filtrazione UNI EN ISO finale (2) 14644-1

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No

No

Sì

Sì

Aria di ricircolo (vol/h)(3)

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6 6 6 4 4 4 6

6

15

20

20

 60

15

Aria esterna (vol/h)

20

Sovrappressione rispetto all’esterno (Pa) (4)

15

 40

inverno estate

Umidità relativa (%)

15

estate

 20(1)  24(1)

inverno

Temperatura (°C)

Sale operatorie a elevatissima qualità dell’aria Sale operatorie a elevata qualità dell’aria Sale operatorie a qualità dell’aria standard Depositi sterili

Ambienti

Tab. 35.2 Parametri ambientali nei blocchi operatori

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Fig.35.8

Schema di impianto con UTA a servizio di singola sala operatoria e UTA per altre zone.

Fig.35.9

Schema di impianto per sale operatorie con UTA per il pretrattamento e unità singole per ciascuna sala operatoria.

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Fig.35.10 Schema di impianto con unità centralizzata per il pretrattamento di tutta l’aria esterna e UTA di ricircolo e/o di post-trattamento.

Le installazioni che prevedono unità di trattamento centralizzate al servizio di una o più sale operatorie, di locali ancillari e di altre zone del blocco operatorio, devono essere dotate di idonei sistemi di regolazione delle pressioni di esercizio dei vari rami di distribuzione in modo da compensare le perdite di carico dei filtri HEPA rispetto a diffusori non protetti con la stessa tipologia di filtro. Richiede particolare attenzione l’utilizzo di sistemi a ricircolo autonomi posti all’interno delle sale operatorie o nello spazio sopra il controsoffitto. Il documento preliminare alla progettazione deve riportare le motivazioni della scelta, le modalità della manutenzione e i dispositivi di controllo del rumore. 35.6.8 Componenti degli impianti. Tutti i componenti gli impianti VCCC devono possedere i requisiti generali di qualità e sicurezza previsti nel capitolo 4 della presente norma e devono essere installati in spazi sufficientemente ampi e facilmente accessibili per ispezione e manutenzione, senza la necessità di accedere agli ambienti a contaminazione controllata. Sole eccezioni sono i filtri terminali HEPA e i dispositivi di ripresa e ricircolo dell’aria, necessariamente installati direttamente nell’ambiente controllato. Tutti i principali componenti, in particolare i filtri, i ventilatori, le batterie di scambio termico, gli umidificatori e le bacinelle di raccolta della condensa, dovranno

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essere numerati sui disegni e in campo in modo da essere facilmente individuati e riconosciuti. Terminali interni. La scelta dei terminali dipende dal tipo di flusso usato per gli ambienti a contaminazione controllata. Tutti i terminali di mandata, di ripresa e di estrazione, devono essere facili da montare e smontare ai fini della pulizia e della disinfezione, devono essere realizzati in modo da non consentire inavvertiti spostamenti dei regolatori di portata e direzione dell’aria e devono essere resistenti all’abrasione e corrosione da parte dei detergenti e disinfettanti individuati dal documento preliminare alla progettazione. Nel caso di flusso turbolento, i diffusori devono essere scelti con elevato effetto induttivo ed installati in modo che il flusso d’aria non crei disagio agli operatori. Nel caso di flusso unidirezionale misto, i diffusori (DFU)(3) saranno di dimensione minima atta a coprire e proteggere tutta l’area critica interna alla sala operatoria; la dimensione consigliata è di circa 3,00 3,00 m. L’aria immessa dai DFU, in fase di raffrescamento, deve trovarsi ad una temperatura compresa tra 0,5 °C e 2 °C al di sotto di quella ambiente. La velocità d’uscita su tutta la superficie del diffusore deve garantire la stabilità del flusso unidirezionale evitando la formazione di vortici e sacche. All’interno dei DFU non deve essere previsto alcun tipo di scambiatore di calore che possa determinare la deumidificazione dell’aria. La lampada scialitica e i pensili non devono interferire con il flusso unidirezionale e vanno montati all’esterno del DFU. È preferibile posizionare le griglie di ripresa dell’aria in modo da garantire un buon lavaggio di tutto l’ambiente, al fine di evitare zone con accumuli locali di inquinanti chimici e di particolato. Devono essere, quindi, previste ai quattro angoli della sala operatoria con portata suddivisa tra alto e basso verificando che non venga alterata nella zona critica la distribuzione dell’aria, devono essere a maglia fine ( 0,8 mm) per trattenere fibre di tessuto e devono essere facilmente smontabili e pulibili. Nessun ritorno di aria di ricircolo deve essere possibile attraverso le griglie di ripresa, anche in caso di guasto di un ventilatore di ricircolo o di pressione del vento sulle griglie di espulsione. Canali di distribuzione dell’aria. I canali di distribuzione dell’aria devono essere costruiti con materiale avente resistenza meccanica idonea all’impiego previsto, non degradabile e non infiammabile in conformità con il DM 31 marzo 2003, e con perdite d’aria predefinite nel documento preliminare alla progettazione, con riferimento a UNI EN 12237 classe B per i canali metallici a sezione circolare, alla prEN 1507 classe B per i canali metallici a sezione rettangolare e alla UNI EN 13403 classe B per quelli non metallici. I canali devono essere internamente resistenti all’abrasione, alla corrosione, con giunzioni longitudinali e trasversali siliconate o garantite a tenuta, privi di lati taglien(3)

DFU: diffusori a flusso unidirezionale.

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ti, ispezionabili e lisci per essere facilmente pulibili manualmente o meccanicamente. Il metodo e la strumentazione necessaria per la pulizia devono essere definiti in fase di progetto in modo da poter garantire la loro eseguibilità in sicurezza. Il collegamento tra unità di trattamento e terminali dei locali a contaminazione controllata deve essere il più corto possibile. Tubazioni flessibili, purché di lunghezza inferiore al metro, possono essere utilizzate solo per raccordare i canali con i diffusori. I canali devono essere internamente ispezionabili tramite opportuni sportelli a tenuta, in particolare previsti almeno in corrispondenza di organi non smontabili quali serrande di regolazione, valvole, serrande tagliafuoco, batterie di scambio, silenziatori ove esistenti. Le aperture di ispezione devono essere sempre raggiungibili, prive di ostruzioni o impedimenti dovuti a passerelle portacavi e altre tubazioni, e di dimensioni tali da consentire anche una ispezione a vista. Ove non fosse possibile prevedere portelli di ispezione il tratto di canale deve risultare smontabile. Nei canali di grandi dimensioni, eventuali rinforzi devono essere posizionati esternamente. Guarnizioni e sigillanti non devono sporgere verso le superfici interne dei canali. Gli isolamenti termici, ove necessari, devono essere posati esternamente. In caso di canali con percorsi esterni all’edificio, particolare cura deve essere posta nella loro costruzione sia per evitare infiltrazioni di acqua piovana, sia per evitare la formazione di condensa superficiale. Unità di trattamento dell’aria (UTA). In riferimento alla UNI EN1886 la struttura dell’unità di trattamento, per ambienti a contaminazione controllata, deve essere classificabile nella classe B per la tenuta all’aria, sia nella sua parte in sovrappressione che in quella in depressione e deve essere in classe T1 per la conduttività termica dell’involucro. Deve essere dotata di oblò d’ispezione di diametro sufficiente a consentire la verifica, ad unità in funzione, di ventilatori, filtri, umidificatori e bacinelle di raccolta della condensa. Questi componenti devono essere illuminati con lampade in classe IP55. Le pannellature costituenti l’involucro dell’unità devono essere del tipo con isolamento termico interposto e privo di ponti termici. Le portine di ispezione devono essere a tenuta. Le superfici interne delle unità di trattamento devono essere lisce e facili da pulire e realizzate con materiali resistenti agli agenti di pulizia e disinfezione. Non devono rilasciare inquinati e non devono presentare punti di pericolo per il manutentore. I componenti interni dell’unità di trattamento devono essere accessibili per pulizia e sterilizzazione da entrambe le parti, oppure devono essere estraibili dall’unità stessa in modo facile e sicuro. Il sistema di umidificazione deve essere del tipo a vapore saturo o surriscaldato. Il sistema di distribuzione del vapore deve essere installato tra il primo e il secondo stadio di filtrazione ed essere facilmente accessibile.

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Il sistema di umidificazione deve garantire che in nessun punto dell’unità di trattamento aria ci sia rischio di formazione di condensa. La erogazione del vapore deve essere interbloccata con il buon funzionamento del sistema di ventilazione (interblocco per mancanza di flusso, interblocco per umidità massima in uscita, azione di regolazione con controreazione in mandata, chiusura per mancanza di alimentazione di rete ecc.). L’acqua di alimentazione degli umidificatori a vapore deve avere qualità per lo meno uguale a quella potabile. Se l’umidificatore è alimentato da acqua trattata chimicamente, la non tossicità dell’aria di mandata deve essere permanentemente garantita. La sezione ventilante di mandata deve essere installata tra il primo ed il secondo stadio filtrante e composta preferibilmente da due elettroventilatori, ognuno dei quali deve essere in grado di garantire la portata totale richiesta e deve essere dotato di un inverter regolato per garantire che la portata dell’aria resti costante durante il progressivo sporcamento dei filtri. Gli elettroventilatori devono essere intercettati da opportune serrande motorizzate in modo da evitare ricircolo d’aria in caso di guasto. Gli elettroventilatori devono essere preferibilmente del tipo “senza coclea” per una buona pulibilità delle alette. Tutte le batterie di scambio termico devono essere inserite tra il primo e il secondo stadio di filtrazione, sfilabili e facilmente pulibili da entrambi i lati; qualora siano affiancate, devono essere estraibili e intercettate da rubinetti sulle tubazioni. Deve essere garantita la tenuta tra telaio e pacco alettato per evitare by-pass di aria non trattata. L’alettatura delle batterie di raffreddamento deve essere protetta per evitare danneggiamenti durante le fasi di disinfezione e deve garantire il perfetto scarico della condensa. Deve essere possibile installare su tutta la superficie della batteria di preriscaldamento il capillare del termostato antigelo. (ASHRAE: Qualora dai calcoli la batteria di raffreddamento dovesse risultare con un numero di ranghi superiore a 6, sarà necessario sdoppiarla per poter effettuare una pulizia accurata; in tal caso sarà necessario interporre fra le due batterie uno spazio accessibile per la manutenzione e per la pulizia delle superfici). Tutte le bacinelle di raccolta della condensa devono essere realizzate in acciaio AISI 304, essere facilmente pulibili e disinfettabili, avere pendenza tale da evitare il ristagno di acqua. Devono essere dotate di un foro di scarico di dimensioni tali da assicurare l’evacuazione in presenza di depressione, protetto da sifone correttamente dimensionato con sistema di ritenuta; ciò per garantire che in caso di guasto o fermo della macchina nessuna impurità solida, liquida o gassosa possa rientrare nell’unità di trattamento attraverso il foro di scarico. Per impedire lo sporcamento dei componenti dell’UTA e dei canali sono indispensabili due livelli di filtrazione: – prefiltrazione, effettuata con filtro, avente efficienza minima F6 e posto all’entrata della unità di trattamento; scopo di questo prefiltro è di tenere pulita l’unità di trattamento; qualora si prevedano temperature esterne minori di 5 °C è indispensabile installare a monte di questo filtro una batteria di preriscaldo non alet-

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tata, in quanto attraversata da aria non filtrata, in grado di alzare la temperatura di circa 5 °C evitando il rischio di gelo del filtro stesso; – filtrazione efficienza F9 all’uscita dell’unità di trattamento e imbocco dei canali di mandata verso la sala controllata. Scopo di questo filtro è di tenere puliti i canali di mandata verso la sala chirurgica. I filtri dovranno essere installati su un sistema di guarnizioni in grado di garantire la tenuta all’aria ed evitare ogni by pass intorno ad esso (secondo EN 1886), che ne ridurrebbe l’efficienza; la perdita di carico di ogni sezione filtrante dovrà essere rilevabile da un idoneo sistema di misura/controllo per dare la indicazione di stato di filtro sporco. Su ogni filtro e in maniera ben visibile saranno riportate le seguenti indicazioni: – efficienza della sezione filtrante; – tipo del mezzo filtrante; – portata aria nominale; – perdita di carico iniziale; – massima perdita di carico ammissibile. Il manutentore dovrà riportare nel manuale di manutenzione i dati tecnici sopra descritti, le misure previste per individuare il buono o il cattivo funzionamento, le avvenute pulizie o sostituzioni effettuate secondo il programma, il risultato degli eventuali test di corretta installazione. Sistemi di recupero calore. I sistemi di recupero del calore devono essere scelti e installati in modo da garantire l’assenza di infiltrazioni contaminanti tra aria espulsa e aria di rinnovo. Sistema di regolazione automatica. L’impianto deve essere assistito da un sistema di regolazione automatica capace di controllare la funzionalità dell’impianto, di garantire che i valori dei parametri reali siano uguali a quelli di riferimento e di segnalare con allarmi eventuali malfunzionamenti. La regolazione deve prevedere la funzione di attenuazione notturna, per ridurre la portata d’aria a blocco operatorio inattivo, ottenendo così un importante risparmio energetico, pur tutelando il controllo della contaminazione delle sale operatorie. La regolazione deve prevedere che, durante la disinfezione della sala, gli agenti chimici vengano fatti transitare nella macchina e nei canali, per la loro disinfezione. Gli attuatori in campo devono sempre essere ispezionabili e manutenibili; per gli ambienti classificati ISO le operazioni devono possibilmente essere effettuate dall’esterno. Tutte le logiche di funzionamento devono essere riportate nel manuale d’uso. Negli schemi, è indispensabile prevedere, all’ingresso dell’aria di ogni sala operatoria, sistemi di post-riscaldamento locale e regolatori di portata, per fronteggiare la diminuzione del carico termico endogeno in caso di non utilizzo della sala stessa (es. stand by notturno). Parimenti sull’uscita dall’ambiente controllato devono essere installati dei regolatori di portata, per garantire il mantenimento della sovrappressione.

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Dispositivi di attenuazione acustica. I silenziatori devono essere costruiti con materiali di finitura superficiale che limitino l’accumulo di sporco e che non consentano il rilascio di fibre. Ai fini manutentivi è preferibile vengano installati nella unità di trattamento a monte del filtro d’uscita. Possono essere installati sulle canalizzazioni principali purché rimangano accessibili per manutenzione e siano protetti a valle da sistemi di filtrazione. 35.6.9 Linee guida per la definizione degli standard di sicurezza e igiene ambientale delle sale operatorie. Al fine di effettuare gli interventi di protezione collettiva e individuale per tutelare, nel recupero operatorio, la salute dell’operatore sanitario nonché dell’operando, in relazione agli adempimenti previsti dal D.Lgs. 626/94, è necessario identificare le sorgenti di rischio e i rischi di esposizione. Per la specifica attuazione degli adempimenti legislativi in sala operatoria un puntuale indirizzo tecnico è stato delineato nelle “Linee guida per la definizione degli standard di sicurezza e di igiene ambientale delle sale operatorie”, elaborate da un gruppo di lavoro interdisciplinare ad hoc istituito presso ISPESL su incarico del Ministro della Sanità e nel documento da esse derivato approvato dal Consiglio Superiore di Sanità. Impianti di climatizzazione. L’impianto di climatizzazione del reparto operatorio dovrà essere costituito da un impianto di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata (VCCC), con le seguenti funzioni: – mantenere condizioni termoigrometriche idonee allo svolgimento delle attività previste, conciliando le esigenze di benessere del personale con quelle primarie dell’utente; – fornire una aerazione agli ambienti idonea a mantenere le concentrazioni ambientali di gas anestetici e/o di altri inquinanti gassosi al di sotto di limiti prefissati; la presenza di un impianto VCCC non elimina in ogni caso la necessità di un sistema di evacuazione dei gas anestetici e il corretto uso e manutenzione del sistema di anestesia; – mantenere la concentrazione di particolato totale aeroportato, sia biologico che inerte, al di sotto di limiti prefissati; – mantenere determinati gradienti di pressione tra i vari ambienti costituenti il reparto operatorio. – – – –

–

L’impianto VCCC dovrà essere corredato della seguente documentazione: Manuali di gestione e manutenzione delle singole apparecchiature. Procedure di pulizia degli apparati installati e della intera installazione con indicazione dei prodotti chimicamente compatibili. Procedure di messa in marcia, taratura e disattivazione. Procedura programmata di gestione dell’intera installazione per verificare la funzionalità degli impianti e il perdurare delle condizioni ambientali ritenute accettabili, con l’elenco dei parametri critici di controllo e i relativi valori di riferimento e di variazione tollerabili. Procedura programmata di manutenzione dell’intera installazione che assicuri nel tempo la funzionalità degli impianti ai valori nominali di accettazione.

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– Procedure da attuare in condizioni di emergenza. – Risultati delle prove effettuate sui materiali e sistemi durante l’installazione, completi delle modalità di prova. – Risultati delle prove effettuate durante la messa in marcia e il collaudo, completi delle modalità di prova. – Risultati delle prove di certificazione dei parametri funzionali effettuati in condizioni di riposo e operative. Requisiti generali impiantistici – Tutti i componenti dell’impianto devono essere progettati e installati in modo da facilitare la pulizia, la gestione, il controllo e la manutenzione, inclusa la sostituzione degli elementi filtranti. – L’installazione deve essere dotata di sistemi di misura dei parametri indicativi del suo corretto funzionamento al fine di rivelare precocemente andamenti predisponenti a condizioni di rischio, caratterizzate da valori dei parametri (di controllo) considerati critici per il funzionamento, al di fuori di limiti di variazione tollerabili. Il superamento di tali limiti (relativi per esempio a temperatura, umidità, portate minime immesse e a pressioni relative) deve essere segnalato da dispositivi di allarme acustici/ottici posizionati in modo da essere immediatamente percepiti dagli operatori interessati. – Ogni sala operatoria, eventualmente con i suoi locali ancillari, deve poter essere posta in condizioni di isolamento nei confronti sia dell’impianto VCCC che dei locali limitrofi, per permetterne la sanificazione mentre gli altri ambienti sono in condizioni operative. – Per garantire il funzionamento dell’impianto VCCC, con caratteristiche minime accettabili anche in caso di interruzione della fornitura elettrica, devono essere sotto alimentazione di sicurezza almeno l’unità di ventilazione ed il sistema di controllo della temperatura minima. – Attenzione particolare va posta sul posizionamento delle prese di aria esterna di rinnovo. La parte inferiore di dette prese deve trovarsi a un’altezza da terra non inferiore a 3 m, in quanto l’aria vicino al suolo ha una concentrazione alta di microrganismi e di polvere. Accorgimenti particolari vanno adottati nel caso che la presa sia posizionata in vicinanza di una strada, per evitare aspirazione dei gas di scarico. Se le prese sono installate sopra il tetto, devono trovarsi a un’altezza da questo di almeno 0,8 m. Inoltre devono essere sufficientemente distanti da bocchette di estrazione dell’aria consumata, o di fuoriuscita di fumi, gas ed altri contaminanti, in considerazione anche della direzione prevalente dei venti e della prossimità di altre strutture. – Le canalizzazioni devono essere realizzate con materiali resistenti alla corrosione, tenendo conto anche degli agenti decontaminanti che saranno usati, coibentate esternamente e con perdite d’aria inferiori al 5% della portata nominale, quando provate a 1,5 volte la pressione nominale di esercizio. – Le bocchette e le griglie di immissione e ripresa dell’aria negli ambienti, quando presenti, devono essere di tipo smontabile e lavabile. – Se il controsoffitto non è a tenuta si considera misura efficace a prevenire l’im-

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missione accidentale, attraverso questo, di aria non trattata, la messa in depressione del volume tra controsoffitto e soffitto, mediante una presa ausiliaria di estrazione. La depressione, nei confronti del locale sottostante, deve essere stabile e misurabile. Caratteristiche ambientali principali. La temperatura e l’umidità media negli ambienti devono essere generalmente mantenute alle condizioni di benessere per il personale facendo eccezione per le condizioni termoigrometriche necessarie per alcune attività chirurgiche (ipotermia, ipertermia). Tali condizioni di esercizio devono essere introdotte nelle specifiche di progetto. Nella definizione delle condizioni di benessere occorre tenere in conto le particolari condizioni di vestizione alle quali è sottoposto il personale. Ciò può far slittare la sensazione di benessere a valori più bassi di temperatura e umidità rispetto ai normali impianti di condizionamento. L’umidità relativa ha un pesante impatto sulla sudorazione del personale e, quindi, sulla generazione di particelle biologicamente attive. Occorre, quindi, che i valori di limite previsti non siano mai superati con qualsiasi condizione esterna. Indicativamente gli intervalli di accettazione dei parametri termoigrometrici sono: temperatura compresa tra 20 e 24 °C, umidità relativa compresa tra il 40 ed il 60%. Limiti diversi, concordati con il personale, possono essere adottati per particolari esigenze. Il livello di rumore massimo, trasmesso dall’impianto di ventilazione ai locali serviti, in condizioni di portata nominale, misurato al centro della sala a un’altezza di 1,70 m dal pavimento, deve essere di 45 dB(A). Nel caso di ristrutturazione tale valore deve essere definito in accordo tra utilizzatore e fornitore. Gli ambienti del reparto operatorio devono essere tenuti a pressione relativa positiva rispetto ai reparti confinanti. All’interno del reparto le pressioni relative varieranno da locale a locale in funzione del grado di pulizia del locale stesso. L’intento è quello di impedire, a porte chiuse, il passaggio di aria da un locale più sporco ad uno più pulito. La differenza di pressione minima tra due locali collegati, a differente grado di pulizia, deve essere stabile e misurabile. L’aria immessa deve avere un contenuto massimo di particelle in sospensione biologicamente attive, ovvero di unità formanti colonia (UFC), inferiore o uguale a 1 UFC/ m3. Caratteristiche principali del sistema di ventilazione Definizioni La quantità oraria W di aria totale immessa in un ambiente può essere espressa in metri cubi orari (m3/h), oppure in volumi dell’ambiente orari (V/h) o ricambi orari, N, ricavabili con la formula N  W/V, essendo V il volume dell’ambiente. L’aria di ricambio può essere costituita sia di aria nuova presa dall’esterno che di aria già utilizzata, ripresa dagli stessi locali trattati. Il flusso di aria nuova è descritto dai rinnovi orari, Nn; mentre quello di aria già utilizzata è descritto dai ricircoli orari, Nr. In generale il numero totale dei ricambi orari è pari alla somma dei rinnovi e dei ricircoli orari. Si ha: N  Nn  Nr.

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Considerazioni generali II DPR 14.1.1997(4) prescrive per la sala operatoria un numero di rinnovi orari Nn 15. Assumendo come sala di riferimento una sala operatoria di 30 m2 di superficie e, quindi, di circa 90 m3 di volume, ne deriva che la portata minima di aria nuova deve essere di 1350 m3/h. Questo flusso svolge la funzione essenziale di contenere la concentrazione di gas anestetici e, quindi, deve essere assicurato in ogni sala operatoria, di volume sia inferiore sia superiore a 90 m3, ciò perché, l’entità del rilascio di gas anestetici non dipende dalle dimensioni della sala operatoria. Quando il contenimento della concentrazione delle UFC rende necessarie portate maggiori della suddetta portata di riferimento, si può supplire aggiungendo adeguate portate di aria ricircolata. La ricircolazione dell’aria è consentita a condizione che: – l’aria ricircolata provenga dalla stessa sala operatoria; – l’aria ricircolata subisca gli stessi stadi filtranti, secondario e finale, prescritti per l’aria di rinnovo. La geometria delle immissioni e delle espulsioni dell’aria dagli ambienti deve essere particolarmente curata al fine di ottimizzare le caratteristiche ambientali e minimizzare effetti dannosi, quali il by pass tra immissione e aspirazione, sottoraffreddamenti locali causati da velocità residua dell’aria immessa troppo elevata, formazione di sacche non ventilate. Si possono distinguere tre tipologie di immissione dell’aria: flusso turbolento, unidirezionale (anche detto laminare) e misto. Il flusso turbolento interessa immediatamente tutto l’ambiente e la concentrazione dei contaminanti aeroportati viene controllata grazie alla diluizione. Nel flusso unidirezionale l’aria si muove secondo linee di flusso genericamente parallele e la contaminazione prodotta viene allontanata con la stessa velocità del flusso (circa 0,45 m/s). Le camere a flusso unidirezionale totale hanno, pertanto, o l’intero soffitto o una intera parete emittenti l’aria di ricambio. Nel primo caso si parlerà di flusso verticale, nel secondo di flusso orizzontale. Si ha flusso misto quando sono installati sistemi a flusso unidirezionale a protezione soltanto delle zone critiche (es. area contenente il letto chirurgico). A seconda della tipologia utilizzata si hanno differenti architetture dei sistemi di ventilazione. Difatti nel caso di distribuzione a flusso unidirezionale, sia parziale che totale, la quantità dei ricambi orari N è notevolmente superiore a 15, con velocità residue dell’aria sugli operatori/operandi comprese tra 0,3 e 0,5 m/s. Velocità così elevate impongono un grado di sottoraffreddamento dell’aria immessa molto basso (3  4 °C), ovvero per avere una temperatura media ambientale di 24 °C, occorre immettere aria con temperatura non inferiore a 20  21 °C. Con un sistema di immissione turbolento (bocchette di lancio, anemostati ecc.) il grado di sottoraffreddamento può superare 11 °C, in quanto le velocità residue sono dell’ordine del cm/s. (4)

DPR 14 gennaio 1997. Approvazione dell’atto di indirizzo e coordinamento alle Regioni e Province Autonome in materia di requisiti strutturali, tecnologici e organizzativi minimi per l’esercizio delle attività sanitarie da parte delle strutture pubbliche e private. Gazz. Uff. 20 febbraio 1997, supplemento ordinario n. 42.

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Il limite imposto alla contaminazione biologica dell’aria in ingresso ( 1 UFC/m3) risulta assai difficilmente garantibile con sistemi di distribuzione di tipo turbolento, a meno che il filtro finale sia immediatamente a monte della bocchetta e questa sia perfettamente pulita al momento della misura. È assai più facile ottenerlo con sistemi di distribuzione unidirezionali che, inoltre, hanno il vantaggio di mantenere tale grado di decontaminazione fino al primo ostacolo biologicamente contaminato che incontrano. Con buone geometrie di distribuzione il primo ostacolo può essere il paziente. La quantità di aria minima per avere un flusso unidirezionale verticale con sezione sufficientemente grande (es. 1 2 metri) da coprire il campo operatorio può essere valutata in circa 3200 m3/h, che equivale a 35 ricambi per la camera di riferimento (30 m2). Con flusso turbolento il massimo numero di ricambi possibili, tenendo in conto le caratteristiche dei sistemi anemostatici, è circa 25. Per entrambe le configurazioni è conveniente, dal punto di vista energetico, garantire i ricambi orari ritenuti necessari a contenere la concentrazione di particolato aeroportato, mediante l’aggiunta di aria ricircolata a quella di rinnovo. In funzione delle considerazioni sopra riportate e del DPR 14.1.97 si indicano nella tabella 35.3 le portate minime di rinnovo. Tab. 35.3

Portate minime di rinnovo

Tipo di locale Sala operatoria con flusso unidirezionale o misto Sala operatoria con flusso turbolento Pre-post intervento Lavaggio-preparazione chirurghi Sterilizzazione Deposito materiali sterili Rimanenti locali (*)

Portata minima di rinnovo 1350 m3/h 1350 m3/h 6 V/h 6 V/h 15 V/h(*) 15 V/h(*) 2 V/h

Limite prescritto dal DPR 14.1.1971.

La differenza di pressione tra due locali collegati deve essere stabile, a porte chiuse, e pari ad almeno 5 Pa (rif. ISO 14644)(5)(6)(7)(8). È fortemente raccomandata l’installazione, in posizione ben visibile, di manometri differenziali tra locali collegati. Le porte devono essere tenute aperte per periodi brevi; se ciò è incompatibile con

(5)

ISO 14644-1:1999 “Cleanrooms and associated controlled environments - Part 1: Classification of air cleanliness”. (6) ISO 14644-2:2000 “Cleanrooms and associated controlled environments - Part 2: Specifications for testing and monitoring to prove continued compliance with ISO 14644-1.” (7) ISO 14644-3:2005 “Cleanrooms and associated controlled environments - Part 3: methods”. (8) ISO 14644-4:2001 “Cleanrooms and associated environments - Part 4: Design, construction and start-up”.

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la funzione e il livello di contaminazione dei locali collegati, deve essere interposto un locale filtro, la cui funzione può essere assicurata soltanto impedendo che le sue porte di accesso e di uscita possano essere aperte contemporaneamente. Al fine di minimizzare la trasmissione di particelle, si raccomanda che l’apertura della porta tra il filtro e il locale più pulito avvenga dopo un adeguato periodo di tempo (tempo di ripristino) dalla chiusura della porta tra il filtro e il locale meno pulito. L’installazione di porte scorrevoli può ridurre questo tempo. Comunque l’uso dei locali filtro deve essere regolamentato. Tutto il reparto operatorio deve essere in sovrappressione rispetto all’esterno. Le pressioni relative dei locali varieranno a seconda del livello di pulizia. La sala operatoria sarà generalmente il locale a pressione più alta. La camera di lavaggio e preparazione chirurghi e quelle di preparazione e risveglio paziente saranno in depressione rispetto alla sala operatoria. Il deposito del materiale sterile sarà in sovrapressione rispetto al corridoio di reparto, se presente, e rispetto alla sala operatoria quando è in comunicazione diretta con questa. Quando l’unità di sterilizzazione è all’interno del reparto e non è in comunicazione diretta con le sale operatorie, deve essere strutturata in due parti, una parte di lavaggio in depressione rispetto al corridoio di reparto e una parte pulita in sovrapressione rispetto a questo, essendo le due parti in comunicazione attraverso sterilizzatori a secco o autoclavi passanti. L’accesso al reparto da parte del personale, dei materiali e dei pazienti avverrà per mezzo di bussole dedicate la cui pressione relativa sarà superiore rispetto a quella esterna ma inferiore a quella del corridoio di reparto. Il personale accede al reparto per mezzo delle bussole spogliatoio nelle quali indossa il vestiario da interno. Il locale per il deposito dei materiali sterili deve essere trattato diversamente a seconda della sua ubicazione all’interno del reparto. Si possono distinguere due casi: – il deposito è in collegamento diretto con la sala operatoria: i materiali sterili possono essere racchiusi in un solo imballo, il locale deve essere in sovrappressione rispetto alla sala operatoria; – il deposito non è in collegamento diretto con la sala operatoria: deve essere in sovrappressione rispetto ai locali con cui è collegato (corridoio); i materiali sterili devono essere racchiusi in due imballi sigillati, la sala operatoria deve essere dotata di idonea bussola di ingresso per materiali, all’interno della quale verrà tolto l’involucro esterno contaminato durante il trasporto. Procedura per l’accettazione, la gestione e la valutazione delle caratteristiche tecniche dell’impianto. La valutazione delle caratteristiche dell’impianto, sia in fase di accettazione che di utilizzo, deve permettere il controllo della sua funzionalità ai fini del mantenimento dei parametri ambientali prefissati in sede di progetto. Le caratteristiche specifiche da prendere in esame in fase di accettazione e da verificare, almeno semestralmente, durante l’utilizzazione, sono le seguenti. – L’efficienza dei dispositivi di filtrazione dell’aria: da verificarsi seguendo i requisiti e le procedure indicate dalle norme tecniche, e in particolare dalla UNI EN 18227 (per i nuovi filtri che verranno acquistati). – La perdita dei sistemi filtranti terminali: verifica da eseguirsi per lo meno in fase di accettazione dell’impianto (DOP Leak Test o similari; ISO 14644-3).

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– La perdita di carico dei dispositivi filtranti: misurata e registrata almeno una volta al mese, mediante manometri differenziali preferibilmente montati sull’impianto. – La portata di aria immessa: calcolata attraverso la misura della velocità dell’aria all’uscita dei filtri, se terminali, o attraverso misure nei canali di immissione; calcolata la velocità media dell’aria, è possibile risalire alla portata attraverso la formula P  V S (portata  velocità sezione); (ISO 14644-3). – Le differenze di pressione tra ambienti collegati: misurate con idonei manometri differenziali posizionati in modo che siano facilmente visibili. Si sottolinea che, anche quando non espressamente menzionato, tutti i test di misura vanno eseguiti secondo quanto indicato dalla norma ISO 14644 - Parti 1, 2, 3 e 4. Per quanto riguarda la sala operatoria, quale verifica finale del corretto funzionamento dell’intero sistema, è raccomandabile una classificazione dell’ambiente in base alla concentrazione di particelle aeroportate, seguendo quanto indicato nella normativa tecnica di riferimento ISO 14644 e l’Annex I of EU Guide to GMP “Manufacture of sterile medicinal products” - European Commission, Directorate General III (1997). Si può ipotizzare che, impiegando tale metodologia di classificazione, siano attribuibili almeno a una classe ISO 5 (ISO 14644 1) le sale operatorie con esigenza di sterilità relativa molto elevata (es. trapianti, cardiochirurgia, impianto di materiali estranei), e almeno a una classe ISO 7 (ISO 14644 -1) tutte le altre sale operatorie; le sale si intendono valutate in condizioni di riposo. È da rilevare che le concentrazioni di particolato aeroportato, sia microbiologico che inerte, presente nelle camere operatorie, dipendono oltre che dall’entità dei flussi anche dalle geometrie di immissione e ripresa e quindi dai percorsi dell’aria negli ambienti. Alla luce di ciò potrebbe essere utile valutare, sia in sede di accettazione dell’impianto che per verifiche periodiche finalizzate a una sua corretta gestione, anche il numero di ricambi efficaci, attraverso la misura del coefficiente di pulizia (tempo di ripristino o recovery time). È importante che questo parametro conservi nel tempo il valore registrato in sede di accettazione. In tal modo testimonierà la corretta gestione dell’impianto, per quanto riguarda sia le caratteristiche di ventilazione (portata, pressione, efficienza di filtrazione), che la corretta esecuzione delle operazioni di pulizia degli ambienti (asportazione del particolato fine depositato su pareti, pavimenti e suppellettili, nonché utilizzo di detergenti/sanificanti che non lascino depositi solidi). Sarebbe opportuno eseguire questo test per lo meno semestralmente e quando avvengano variazioni architettoniche, della geometria dei sistemi di ventilazione o delle apparecchiature di processo. La definizione del recovery time è riportata nella norma tecnica ISO 14644-3, nella quale è descritta anche la relativa procedura di valutazione. Rischi da agenti chimici in sala operatoria e caratteristiche chimiche. I rischi da agenti chimici e le caratteristiche chimiche dell’aria in sala operatoria sono prevalentemente correlati con la ventilazione e il conseguente numero di ricambi d’aria presenti nell’ambiente.

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I fenomeni di inquinamento si evidenziano mediante il monitoraggio della concentrazione dei gas anestetici volatili. L’impiego di questi composti, che determinano effetti di tossicità sull’uomo, comporta un potenziale inquinamento ambientale con conseguente esposizione professionale, che deve essere controllato al fine di rispettare i limiti consigliati dai competenti organismi, nazionali e internazionali. Al riguardo in Italia la circolare del Ministero della Sanità n. 5 del 14.3.1989 “Esposizione professionale ad anestetici in sala operatoria”, che contiene anche delle raccomandazioni del NIOSH statunitense sull’argomento (N2O  25 ppm per le sale di chirurgia generale; N2O  50 ppm per le sale di chirurgia odontoiatrica; anestetici alogenati  2 ppm), sottolinea i limiti di esposizione e le metodologie analitiche di controllo. I valori limite riportati nella suddetta circolare sono: N2O N2O alotano enfluorano

100 ppm 50 ppm 50 ppm 75 ppm

per la sala non ristrutturata per la sala ristrutturata

Si raccomanda, comunque, un’intensa attività di prevenzione tecnica e organizzativa in grado di mantenere le concentrazioni ambientali dei gas anestetici quanto più basse possibili, prendendo come punto di riferimento da raggiungere i valori proposti dal NIOSH e cioè N2O anestetici alogenati

25 ppm 2 ppm (ceiling)

L’obiettivo della verifica delle caratteristiche chimiche dell’aria della sala operatoria consiste nella determinazione delle condizioni di inquinamento ambientale da gas anestetici o altre sostanze inquinanti presenti nell’ambiente e la gestione delle apparecchiature anestesiologiche. La verifica va eseguita attraverso: – il controllo della tenuta del gruppo anestesiologico mediante la rilevazione della presenza di perdite di gas anestetici (apparecchio, tubi, pallone ecc.). – il controllo dell’inquinamento dell’aria ambiente e quindi del rischio di esposizione ai gas anestetici cui è esposto il personale in sala operatoria. Tale operazione può essere condotta mediante monitoraggio ambientale e monitoraggio biologico. Il monitoraggio ambientale si esegue determinando la concentrazione dei gas anestetici in aria (valori mediati nel tempo e valori di punta). Il monitoraggio biologico si esegue per valutare la concentrazione di gas anestetici nelle urine nonché la presenza e la concentrazione di eventuali altre sostanze pericolose per la salute del personale.

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La determinazione delle caratteristiche chimiche deve avvenire con una periodicità almeno semestrale. Nel progetto di norma E02058560 la frequenza del monitoraggio è trimestrale. Come riferimento di grande utilità è bene riferirsi alle indicazioni dell’ASHRAE, riportate nel capitolo 7 “Healt Care Facilities” del volume “HVAC Applications” del 1999. Nella tab. 35.2 si riportano i dati più importanti, fra l’altro messi a confronto (ove possibile) con quelli contenuti nel DPR n. 37 del 14.1.1997. La tabella riporta i valori di portata e le indicazioni sulle pressioni che devono regnare nei reparti (positiva, negativa, neutra). L’ASHRAE stabilisce anche precise regole per la filtrazione dell’aria a seconda dell’applicazione in termini di stadi di filtrazione e caratteristiche dei filtri come riportato nella tab. 5. I valori di efficienza riportati si riferiscono all’ASHRAE Standard 52.1 per quanto riguarda i filtri di 1° e 2° stadio e al DOP test per quanto riguarda i filtri assoluti di 3° stadio. Per contenere i fabbisogni energetici viene consentito il ricircolo all’interno di una stessa zona e il recupero termico sull’aria di espulsione. Viene inoltre permessa una parzializzazione delle portate di ventilazione nei locali durante i periodi di non funzionamento. L’edizione 2001 delle “Guidelines for Design and Construction of Hospital and Health Care Facilities” riporta notevoli variazioni, in merito alle raccomandazioni ASHRAE 1999 sulla ventilazione. In particolare una significativa modifica è quella relativa ai ricambi orari d’aria per le camere di degenza. L’ASHRAE, infatti, prescrive 2 vol/h d’aria esterna e un valore minimo di 4 vol/h come ricambio di aria totale. Questo ultimo valore viene ora portato a 6 vol/h, in quanto è stato constatato che questo è il valore minimo richiesto per soddisfare il comfort dei pazienti. Un numero di ricambi inferiore determina valori elevati di local mean age of air (LMAA), con conseguente sensazione di malessere. 35.6.10 Dati caratteristici per il progetto. Nella tab. 35.4 sono riportati i valori di riferimento e di funzionamento, per diversi reparti, adottati in Italia per il progetto degli impianti di climatizzazione. 35.6.11 Criteri di progetto. reparti di un ospedale.

Si passano in rassegna gli impianti per i principali

Sala operatoria Blocco operatorio. Si esaminano le due possibili tipologie: a) senza ricircolo; b) con ricircolo. Senza ricircolo. L’impianto può essere concepito secondo le configurazioni schematizzate nella fig. 35.11. Come si è visto nel paragrafo 35.6.6, il sistema di climatizzazione per le sale operatorie è stato concepito (fig. 35.12) secondo la configurazione seguente.

24  26 26 25  26 26 28  30

24  25 50 50  60 50 50 50 non contr.

Si rimanda al testo. Da calcolare in funzione delle apparecchiature installate (paragrafo 35.8).

(**)

(*)

45  50 40 40 40 non contr.

40

22  24

Piccoli interventi

40  70 45  50 55  50 50 50 50  60

50 50  60 30  60 45  50 40  60 50 50 55 50

UR (%)

2 7  10 15 2 2 6 10 (in fase operativa) 4 (in mantenimento) 0 (in disinfezione) 7 25 2 2 2  3  cappe a flusso bilanciato

2 46 4  10 4 4 3 3 2 5 (in funzionamento) 2,5 (in mantenimento)

Aria esterna immessa minima [m3/(h m3)]

1/30 1/20 1/10 1/3 1/15

1/20

1/20 1/30 1/30 1/10 1/15 1/15

1/15 1/12,5 1/15 1/15 1/15 1/15 1/20 1/20 1/20

Affollamento (persone/m2)

(**)

1050 1050 1020 1010

1050

1050 1015 1020 1010 1010 1050

1050

(*)

1020 1020 10400W/letto 1020 1020 1020 1050

Potenza dissipata (W/m2)

F6  F9 F6  F9  H14 F6  F9 F6  F9 F6  F9

F6  F9  H14

F6  F9 F6  F9 F6  F9 F6  F9 F6  F9 F6  F9  H14

(*)

F6  F9 F6  F9 F6  F9 F6  F9 F6  F9  H14 F6  F9  H14 F6  F9  H14 F6  F9  H14

Grado di filtrazione

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22  24 24  26 18  20 26 26 24  26

25  26 24  26 24  26 24  26 24  28 25  26 25 27 24  26

T (°C)

Estate

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Dialisi (letti) 21  22 Sterilizzazione (“pulita”) 20 Sale controllo, sale riunioni, aule 20 Mensa personale 20 Cucina 20

40  70 35  45 55  50 40 40 50  60

22  24 20  22 18  20 22 20 22  24

Risonanza magnetica e medicina nucleare Preparazione salme ecc. Autopsia Cappella e camera ardente Farmacia Sale parto

40 30  40 30  50 45  50 45  55 40 50 35 40  50

UR (%)

20  21 21  22 22  24 21  23 22  24 22 20 24 20  22

T (°C)

Amministrazione e direzione sanitaria Degenze Cure intensive Isolamento infettivi Immunodepressi Ambulatori specialistici Terapia fisica Radiologia Laboratori e ricerca

Reparto

Inverno

Condizioni termoigrometriche

Tab. 35.4 Dati di funzionamento e di riferimento per il calcolo degli impianti per ospedali

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Fig. 35.11 Possibili sistemi di immissione e ripresa aria in sale operatorie (FA  Filtro Assoluto).

a) Due gruppi di trattamento di tutta l’aria esterna destinata alle sale operatorie, di cui uno operativo e il secondo in stand-by automatico, ciascuno costituito (fig. 35.13) di: – sezione di prefiltrazione F6; – batteria di recupero; – sezione di preriscaldamento; – sezione di umidificazione con immissione diretta di vapore, prodotto specificatamente; – separatore di gocce; – sezione ventilante con ventilatore a portata variabile, ottenuta con motore collegato a inverter; – sezione di raffreddamento e deumidificazione; – separatore di gocce; – sezione filtrante F9; – plenum di mandata. Il sistema di regolazione prevede il mantenimento di un valore costante di pressione nel plenum, da cui attingono i gruppi booster dedicati a ogni singola sala operatoria. Essendo, infatti, un impianto a portata variabile, occorre mantenere costante la

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Fig. 35.12

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Schema semplificato di impianto di climatizzazione per sale operatorie, con unità di postrattamento.

pressione, ma modificare la portata dei ventilatori quando le utenze riducono la richiesta; ciò viene ottenuto con inverter di cui sono dotati tutti i ventilatori sia di mandata che di ripresa. Il controllo (fig. 35.14) della temperatura e dell’umidità dell’aria è ottenuto con una sonda combinata, posta sulla mandata di ogni condizionatore, per mantenere la temperatura attorno ai 14 °C (agendo in sequenza sulle valvole della batteria di

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Fig. 35.13 Unità di pretrattamento dell’aria esterna per sale operatorie. 1 plenum di aspirazione; 2 sezione filtri efficienza F5; 3 batteria di recupero calore; 4 batteria di riscaldamento; 5 sezione di umidificazione a vapore; 6 ventilatore di mandata (portata variabile); 7 plenum di mandata; 8 batteria di raffreddamento; 9 separatore di gocce; 10 sezione di ispezione; 11 filtri a tasche rigide, efficienza F9; 12 plenum di mandata. Le sezioni 1, 2, 5, 6, 7, 10, 12 sono dotate di portina di ispezione con oblò e illuminazione interna.

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Fig. 35.14 Schema del gruppo di pretrattamento aria esterna per degenze e sale operatorie.

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riscaldamento e di raffreddamento) e per fissare il valore limite dell’umidità relativa all’80% (agendo soltanto in inverno sulla valvola del vapore dell’umidificatore). Una sonda di umidità sulla ripresa controlla l’umidità ambientale agendo sul sistema di umidificazione. b) Gruppi di postrattamento aria, uno per ogni sala operatoria, che attingono l’aria esterna pretrattata dal plenum di mandata. Ognuno di questi gruppi è costituito (fig. 35.15) di: – sezione plenum con serranda; – batteria di riscaldamento; – sezione di umidificazione a vapore; – separatore di gocce; – ventilatore di mandata accoppiato a motore collegato a inverter; – batteria di raffreddamento (di emergenza); – separatore di gocce. La regolazione delle condizioni termoigrometriche delle sale operatorie, nonché dei valori di sovrappressione rispetto ai locali circostanti, viene ottenuta con un sistema DDC, che prevede (fig. 35.16) le seguenti funzioni. – Controllo della temperatura ambiente, tramite la sonda B1 e la valvola della batteria di riscaldamento V1; la batteria fredda è intercettata nel funzionamento normale, in quanto l’aria arriva ai booster già deumidificata e raffreddata dai gruppi di pretrattamento.

Fig. 35.15 Unità di postrattamento aria per sale operatorie. 1 plenum di aspirazione; 2 batteria di riscaldamento; 3 sezione di umidificazione a vapore; 4 separatore di gocce; 5 ventilatore di mandata (portata variabile); 6 plenum di mandata; 7 batteria di raffreddamento; 8 separatore di gocce; 9 plenum di mandata. Le sezioni 1, 3, 5, 6, 7, 9 sono dotate di portina di ispezione con oblò e illuminazione interna.

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Fig. 35.16 Schema funzionale del postrattamento per ogni sala operatoria.

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La temperatura è mantenuta al valore impostato sul potenziometro P1 posto nel quadretto di controllo della sala. Controllo dell’umidità ambiente con la sonda B1 al valore impostato sul potenziometro P2, posto nel quadretto di controllo della sala. Controllo della sovrapressione dell’ambiente, rilevata da una sonda B2 di pressione differenziale; il valore fissato (sul potenziometro P3) viene mantenuto agendo sulla serranda S3 posta sul condotto di ripresa dell’aria della sala. Se, quindi, la porta della sala si apre, la differenza di pressione si azzera, la serranda si chiude ma il booster invia sempre la quantità d’aria prefissata. Controllo della portata d’aria: la portata viene continuamente misurata tramite una sonda di pressione differenziale a cavallo della batteria di raffreddamento; il segnale consente di agire sull’inverter del motore del ventilatore di mandata e sul servocomando della serranda S2. Una sonda di umidità B3 installata dopo la batteria fredda controlla che la quantità di vapore iniettato dal sistema di umidificazione non provochi condensazione nel canale a valle (u.r. 80%); la sua azione è, quindi, un limite di massima sul segnale di comando alla valvola dell’umidificatore (V2).

Nelle sale operatorie viene immessa aria filtrata (con filtri assoluti installati direttamente a soffitto) con efficienza H13 o H14. La portata d’aria (tutta esterna) per ogni sala è non minore di 20 vol/h; la ripresa è effettuata con griglie posizionate ai quattro angoli di ogni sala, in alto e in basso; dietro ogni griglia è posto un prefiltro e un filtro di più alta efficienza. Tutta l’aria espulsa, comunque, viene filtrata, prima del ventilatore, con filtri F5 e filtri a carbone attivo. Possibili schemi di immissione e ripresa sono raffigurati nella fig. 35.11. Le condizioni termoigrometriche che è possibile raggiungere e mantenere in ogni sala, su richiesta dello staff chirurgico (in ognuna è posta, come si è detto, una centralina di comando, controllo e taratura) sono: – temperatura da 17 a 27 °C; – umidità relativa dal 40 al 60%. La variazione del set-point e il controllo delle effettive condizioni termoigrometriche possono essere fatti anche da un centro di controllo impianti. Gli impianti per le sale operatorie non possono essere fermati ma, nelle ore di non impiego operativo, se ne può ridurre la portata d’aria, ferma restando l’esigenza del mantenimento della sovrappressione. In molti casi la portata viene ridotta al 50%. La portata può essere anche azzerata, nel caso di disinfezione dell’ambiente; in tal caso oltre a fermare il ventilatore sono chiuse le serrande S1 e S2 sull’arrivo e la partenza dell’aria. Un’altra primaria esigenza degli impianti per le sale operatorie e i reparti speciali è quella di dover garantire la continuità di funzionamento anche in caso di guasto degli elementi più vulnerabili. È per questo motivo che, spesso, si adottano soluzioni con macchine di riserva o, almeno, con doppia sezione ventilante. Tutti gli impianti, infine, devono essere sempre alimentati dal punto di vista elettrico e, quindi, vanno collegati ai sistemi di emergenza.

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Degenze. La climatizzazione delle camere di degenza e dei locali collegati può essere realizzata, come già si è avuto modo di dire, con impianti a tutta aria o anche con impianti misti del tipo a pannelli radianti e aria primaria. Sono evidentemente da escludere gli impianti che prevedono il ricircolo (anche locale con ventilconvettori o induttori), nonché quelli con corpi scaldanti in ambiente, onde evitare qualsiasi possibile contaminazione incrociata (cross-contamination). I dati di riferimento e di funzionamento adottati, per il progetto degli impianti sono i seguenti. – Condizioni termoigrometriche: - inverno: 22 °C con umidità dal 35 al 45% - estate: 24  26 °C con umidità dal 50 al 60% – Ricambi di aria esterna: minima 11 L/s per persona [40 m3/(h persona)] e, comunque, non inferiore a 2 vol/h. Valore ottimale 3  4 vol. amb/h – Qualità dell’aria: tutta esterna trattata in UTA con doppio sistema filtrante: 1° stadio F6, 2° stadio F9. L’immissione dell’aria in ambiente viene effettuata con bocchette a parete avendo cura di non creare correnti d’aria sui pazienti. L’aria viene poi aspirata sia attraverso i servizi igienici che attraverso griglie poste nella parte bassa della stanza. La velocità dell’aria in ambiente deve essere compresa fra 0,05  0,10 m/s in fase di riscaldamento e 0,05  0,15 m/s in fase di raffreddamento. Il livello di rumore di impianto è quello già indicato di 30 dB(A). L’affollamento è in genere valutato in 1 persona/12,5 m2 (per degenze a 2 o 3 letti). Il carico termico dovuto all’illuminazione può essere considerato pari a 10  15 W/m2. In impianti di recente realizzazione sono state adottate due diverse tipologie impiantistiche: a) impianto a portata costante con postriscaldamento per ogni camera di degenza; portata immessa 3 vol/h; aria aspirata dalla camera e dal servizio adiacente; b) impianto a portata d’aria variabile con controllo indipendente della temperatura per ogni camera ottenuto con variazione della portata e successivo intervento di batteria di postriscaldamento; portata d’aria massima immessa: 6 vol/h, minima 4 vol/h; aspirazione dall’ambiente e dal servizio adiacente. Quest’ultimo impianto è stato realizzato con tre condizionatori, di cui uno in standby automatico, che trattano tutta l’aria (esterna) destinata alle degenze. Poiché l’impianto è a portata variabile i ventilatori sono dotati di regolatore di velocità che viene controllato da un pressostato posto nel plenum nel quale viene inviata l’aria trattata. In tal modo al variare della portata d’aria inviata nelle camere di degenza, si modifica la portata totale d’aria trattata.

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Per la regolazione della temperatura in ogni stanza (fig. 35.17) sono previste: – una cassetta di mandata, costituita da: - serranda motorizzata modulante; - sonda di lettura della portata d’aria; - regolatore elettronico; - batteria di riscaldamento; - silenziatore acustico; – una cassetta di ripresa, costituita da: - serranda motorizzata modulante; - sonda per lettura della portata; - regolatore elettronico. Alla cassetta di mandata arriva aria sempre fredda (13  14 °C); un regolatore a microprocessore rileva, con la sonda di temperatura posta in ambiente, la temperatura del locale e, se questa è inferiore al set-point, comincia a ridurre la portata agendo sulla serranda; quando la portata è ridotta al valore minimo (che può essere prefissato) e la temperatura continua a diminuire, si attiva la regolazione della valvola di postriscaldamento. Il segnale del regolatore della cassetta di mandata va a pilotare il regolatore della cassetta di ripresa in modo da ottenere un corretto bilanciamento fra l’aria immessa e quella aspirata. L’aria ripresa dall’ambiente viene totalmente espulsa dopo essere stata filtrata con filtri piani F5 e filtri a carbone attivo. Sale parto e reparto neonatale: nel reparto ostetricia, i locali più delicati dal punto di vista del controllo ambientale, sono quelli che formano il blocco travaglio-parto, in quanto le attività che vi si svolgono richiedono un buon livello di asepsi che viene assicurato anche con l’impianto di climatizzazione. Le condizioni termoigrometriche che normalmente vengono mantenute nelle sale parto sono, in inverno di 22  24 °C con il 50-60% di umidità relativa, mentre per la stagione estiva si mantengono i 24  26 °C con umidità relativa del 5060%. Per quanto riguarda la filtrazione dell’aria occorre realizzarla così come già descritto per le sale operatorie. I ricambi d’aria esterna minimi fissati dal DPR sono 6 vol. amb/h. Poiché la sala parto viene usata solo periodicamente nell’arco della giornata è opportuno, per una buona economia di gestione, prevedere una riduzione della portata di aria nei periodi di non utilizzazione purché vengano, comunque, garantite le condizioni di asepsi. Poiché occorrerà sterilizzare e disinfettare l’ambiente periodicamente è necessario prevedere l’esclusione della climatizzazione in questi periodi assicurando la tenuta dei canali con opportune serrande. Per quanto riguarda il reparto nido le condizioni termoigrometriche da mantenersi durante l’arco di tutto l’anno vanno da 24 °C con il 35-40% di umidità relativa in inverno a 26 °C con umidità relativa del 40-60% in estate.

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Fig. 35.17 Schema della regolazione della temperatura ambiente nelle camere di degenza.

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Reparti speciali Cure intensive: vengono rivolte a pazienti in gravi condizioni dopo interventi operatori, dopo infarti ecc.; le attività sono svolte in ambienti speciali nei quali è necessario garantire un microclima ideale per ogni degente; la temperatura minima suggerita è di 24 °C, la massima di 26 °C con umidità relativa variabile dal 30 al 60%. I ricambi d’aria esterna minimi vanno da 2 m3/h m3, nel caso di non infettivi, per arrivare a 10 m3/h m3 per le degenze infettivi. In queste unità di terapia intensiva, in genere, i carichi termici sono elevati per le diverse apparecchiature installate e, perciò, occorre tenerne conto accuratamente nel progetto: si può arrivare anche a 400  500 W per ogni letto. Isolamento infettivi e immunodepressi: come si è detto la tipologia degli ambienti e le caratteristiche degli impianti per questi reparti sono descritti nelle linee guida fissati dal Ministero della Sanità con la legge 5.6.90, n. 135. Le prescrizioni più significative sono le seguenti: – nelle degenze deve essere sempre garantito un ricambio dell’aria non inferiore a 4 m3/(h m3); sia l’aria immessa che quella espulsa devono essere sottoposte a filtrazione assoluta così da salvaguardare sia le condizioni di immunodeficienza dei pazienti, che per evitare il diffondersi di agenti patogeni infettivi all’esterno; – i locali di degenza devono essere isolati dagli altri reparti tramite un locale “filtro”, mantenuto in depressione rispetto al corridoio; – le condizioni termoigrometriche sono variabili nel corso dell’anno da 24 °C a 2728 °C con umidità relativa fra il 40 e il 60%. Per questi reparti le linee guida consentono di scegliere la tipologia impiantistica fra: – impianti a tutta aria; – impianti di tipo misto con pannelli radianti più aria primaria; – impianti di tipo misto con radiatori più aria primaria. Dal punto di vista economico la soluzione con radiatori e aria primaria è la più economica. Come si è detto la portata d’aria non deve essere inferiore a 4 m3/h m3; questa quantità d’aria è in genere sufficiente per mantenere le condizioni termoigrometriche estive suindicate, poiché i carichi termici risultano contenuti. Gli impianti devono essere studiati e realizzati in maniera tale da consentire, con semplicità, la possibilità di modificare la destinazione delle camere di degenza per poterle rendere adatte al ricovero sia di malati AIDS (infettivi o non infettivi), sia di infettivi, sia di immunodepressi. L’esigenza nasce dal fatto che nel caso degli infettivi il locale deve essere in depressione (– 25 Pa), mentre nel caso degli immunodepressi il locale deve essere in pressione, con un valore di + 25 Pa rispetto ai locali esterni. Broncoscopia: questi reparti sono caratterizzati da elevato tasso di contaminanti infettivi emessi dai pazienti, per cui è necessario ricorrere ad elevato numero di ricambi di aria, aspirazione diretta dell’aria vicino ai pazienti e mantenimento in depressione dei locali.

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Sale esami: alcune di queste sale sono equipaggiate con apparecchiature particolari che dissipano forti quantità di calore (ad esempio nei locali per la risonanza magnetica). Gli impianti sono, anche per questi locali, a tutta aria; le condizioni termoigrometriche sono fissate per garantire il comfort di operatori e pazienti. Radioterapia e medicina nucleare: i locali in cui si utilizzano sostanze radioattive richiedono determinati accorgimenti strutturali e impiantistici per impedire la contaminazione all’esterno. Per questo motivo le zone più esposte al pericolo di contaminazione devono essere mantenute in depressione rispetto alle altre. L’aria aspirata deve essere filtrata e spesso vengono impiegati filtri a carboni attivi. Le condizioni termoigrometriche da mantenere in questi locali sono quelle di comfort che vanno, quindi, da 22 °C con il 25-40% di umidità relativa in inverno a 24-25 °C con umidità relativa del 50% in estate. Nel calcolo degli impianti di condizionamento è necessario tener conto che tutte le apparecchiature utilizzate nella radioterapia hanno notevoli assorbimenti di potenza. È necessario, quindi, documentarsi sulle caratteristiche di tutte le apparecchiature installate. Dialisi: nella sala dialisi le condizioni termoigrometriche e di asepsi dovrebbero essere simili a quelle di una sala operatoria allo scopo di ridurre il più possibile il rischio di contagio infettivo fra gli emodializzati. La cosa non è facile visto che i pazienti provengono sia dal reparto di nefrologia dell’ospedale che dall’esterno, così che risulta difficile il controllo della concentrazione batterica. Nelle normative estere le sale dialisi non sono prese in considerazione ma esse, per l’attività svolta al loro interno, possono essere assimilate alle sale di medicazione per le quali la norma DIN 1946 prevede l’immissione di 5 m3/(h m3), mentre la norma americana ne prevede 4 m3/(h m3). Le condizioni termoigrometriche vanno da 20-22 °C con il 45-50% di umidità relativa in inverno a 24 °C, con umidità relativa del 50-60%, in estate. I carichi termici dovuti alle apparecchiature sono elevati e poiché queste sono collocate vicino ai letti, potrebbe essere utile inviare aria direttamente su queste macchine, ma occorre evitare di creare correnti d’aria sul paziente; la velocità nella zona occupata dovrà sempre essere inferiore a 0,15 m/s. Laboratori d’analisi e di microbiologia: le condizioni termoigrometriche da mantenere nei laboratori vengono fissate per garantire il comfort e la sicurezza degli addetti: le norme tedesche e americane suggeriscono valori di 20-22 °C con il 4050% in inverno e 24-26 °C con il 50% in estate. La tipologia dell’impianto di condizionamento per i laboratori viene determinata sulla base del tipo di attività che viene svolta. I laboratori vengono classificati, per quanto riguarda la sicurezza, in 4 classi: livello 1, 2, 3, 4 + R.I.A. (di Medicina Nucleare). Nei laboratori dei primi due livelli vengono manipolati materiali con moderato potenziale di pericolosità per gli operatori e per l’ambiente. Per questi l’aria trattata (4-6 vol/h) viene immessa con normali diffusori a soffitto o bocchette a parete, aven-

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do cura, comunque, di evitare che il movimento dell’aria immessa interferisca con le cappe e con i sistemi di evacuazione dei fumi. La filtrazione è ottenuta con una serie di prefiltri e di una serie di filtri a tasche con efficienza dell’85% opacimetrico. Per ragioni di sicurezza i locali vengono tenuti in leggera depressione rispetto all’esterno dell’edificio e rispetto ai locali adiacenti. Nei laboratori a livello 3, dove si effettuano manipolazioni di agenti in grado di causare serie malattie o che addirittura risultano letali in caso di inalazione, l’accesso del personale viene ottenuto attraverso delle zone filtro con flusso di aria aventi direzioni predeterminate. L’aria immessa (6 vol/h per vano, e da 20 a 60 vol/h per cabine speciali per analisi di materiali pericolosi) dopo filtrazione con 2 stadi più filtri HEPA 99,995% viene distribuita attraverso diffusori a flusso laminare installati a soffitto in modo da creare un flusso di aria unidirezionale. L’aria aspirata dalle cappe viene espulsa attraverso filtri HEPA 99,995%. Nei laboratori di livello 4 si lavora su microrganismi e sostanze caratterizzate da estrema pericolosità per la vita degli esseri viventi. L’aria viene immessa (in quantità simile a quella dei laboratori di livello 3) attraverso diffusori a soffitto preceduti da filtri assoluti HEPA 99,995%; questo sistema ha anche il vantaggio di proteggere i canali di mandata da un’eventuale contaminazione in caso di contropressione dell’ambiente verso il canale. L’aspirazione dell’aria mantiene il locale in depressione e l’aria viene espulsa all’esterno dopo il passaggio attraverso filtri assoluti. Nei laboratori R.I.A si prevede un’immissione di 4  6 vol/h; filtrazione non inferiore all’85% opacimetrico; filtrazione con carboni attivi prima dell’espulsione. Autopsia: questo reparto richiede una grande attenzione in quanto è fortemente contaminato da batteri e odori. La ripresa dell’aria che va all’espulsione deve essere effettuata sia in basso che in alto e l’aria, prima di essere espulsa all’esterno, deve subire una filtrazione con filtri assoluti e, quindi, con carboni attivi. Sterilizzazione: in questo reparto esistono zone nettamente distinte, di cui una destinata al ricevimento, al lavaggio e al confezionamento dei materiali, una alla sterilizzazione e, infine, la zona per il deposito e la distribuzione dei materiali sterilizzati. L’impianto di climatizzazione deve essere realizzato tenendo conto di queste diverse caratteristiche e occorre che la zona “pulita” sia in pressione rispetto a quella “sporca”. Disinfezione: si tratta della zona nella quale vengono trattati gli effetti personali, letterecci, la biancheria e, in genere, i materiali infetti. Anche per questo reparto è necessario realizzare un impianto di climatizzazione che consenta di tenere in depressione la zona sporca rispetto a quella pulita. 35.6.12 Sanificazione degli impianti di condizionamento. Per processo di sanificazione si intende la pulizia degli ambienti, la disinfezione, la sterilizzazione, la decontaminazione ecc.

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In riferimento ai gruppi di trattamento dell’aria le parti e le zone che devono essere più attentamente sottoposte a controlli e pulizia a fondo sono: – i filtri; – le vasche di raccolta condensa; – le batterie; – i separatori di gocce; – i ventilatori. Una sufficiente pulizia può essere ottenuta: – sostituendo spesso i prefiltri ed effettuando un’accurata pulizia della sezione di contenimento e della presa d’aria esterna; – dotando tutti i filtri di sistemi di rilievo della perdita di carico, così da sostituirli tempestivamente; – controllando visivamente lo stato di pulizia dei diversi componenti (necessità, quindi, di portine di ispezione); – effettuando lavaggi con acqua e con prodotti disinfettanti delle vasche di raccolta condensa; – collegando tutti gli scarichi a sifoni che possano essere lavati automaticamente a tempo. Per quanto riguarda il controllo della qualità dell’aria ambiente, i ricambi previsti devono essere mantenuti nel tempo, altrimenti non può essere garantito lo standard igienico e microclimatico di progetto. Ecco perché è necessario che la portata d’aria sia sempre quella di progetto, nonostante l’aumento di perdita dei filtri, con l’impiego di serrande o di distributori palettati all’ingresso dell’aria nei ventilatori oppure con l’impiego di inverter per variare la velocità dei ventilatori. Non può, infine, essere trascurato il problema della sostituzione dei filtri assoluti terminali, che può essere tempestivamente fatta soltanto dopo aver monitorato il sistema nei primi mesi di vita per poter capire in quanto tempo, in condizioni di funzionamento normale, si raggiunge un intasamento del 50  60%. La verifica dell’efficienza del sistema e della bontà della manutenzione deve essere eseguito, per lo meno una volta all’anno, dal servizio di microbiologia che, mediante “tamponi”, testa il livello di inquinamento microbiologico nelle sale operatorie. Affinché le operazioni di pulizia siano facilmente eseguibili è necessario che i condizionatori, i canali, le serrande ecc. siano installati in locali tecnici idonei e che vengano eseguite con regolarità e scrupolo tutte le operazioni di manutenzione. Le operazioni di pulizia diventano particolarmente difficili, se non impossibili, per i canali che convogliano l’aria. L’argomento è diffusamente trattato nel capitolo 15. 35.6.13 Requisiti igienico-ambientali. I requisiti igienico-ambientali comprendono quelli di qualità dell’aria, i limiti di accettabilità delle condizioni di inquinamento da gas anestetici, da rumore, da alterazione dei parametri microclimatici e la messa a punto delle procedure e dei protocolli delle attività svolte all’interno del blocco operatorio. Si realizza in tal modo un appropriato supporto operativo e si garantisce la qualità e la sicurezza degli operatori e degli operandi.

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Gestione e manutenzione

Il manuale dell’impianto. Per poter garantire nel tempo il mantenimento delle predefinite condizioni di funzionamento ritenute accettabili e comprovate in fase di costruzione tramite le operazioni di “qualificazione dell’installazione” prima e di “qualificazione operativa” dopo, è necessario tenere sotto controllo il funzionamento degli impianti ed eseguire le operazioni di manutenzione preventiva programmate dal costruttore/fornitore. Tali istruzioni sono contenute nel manuale di gestione e manutenzione (ISO 14644-4). Questo manuale può essere suddiviso nelle seguenti parti. Scopo dell’installazione: comprendente il motivo per cui l’installazione viene realizzata, le eventuali limitazioni poste al progetto dell’installazione, la descrizione del o dei processi che devono avvenire all’interno dell’installazione con le garanzie che devono essere fornite. In questa parte devono anche essere specificate: a) norme realizzative e di sicurezza di riferimento; b) norme di riferimento per le certificazioni; c) concetto di controllo della contaminazione da utilizzare concordato tra le parti; d) specifiche funzionali (temperature, umidità, pressioni, concentrazioni di gas ecc.); e) specifiche legate al sito e alle fonti energetiche disponibili; f) tolleranze sui parametri e limiti di accettazione. Descrizione della soluzione installata. Normalmente essa è suddivisa in due parti, una funzionale, dove viene descritto come funziona e viene controllata l’installazione e i sottosistemi che la compongono, completa degli opportuni diagrammi e schemi funzionali. La seconda parte comprende la descrizione architettonica atta a permettere l’identificazione e il posizionamento dell’intero sistema e dei relativi sottosistemi. Essa è corredata di tutti i necessari disegni, planimetrie, diagrammi e fogli dati dei componenti installati, sia di acquisto che di specifica realizzazione. Documentazione delle ispezioni sulla costruzione. In questa parte sono inseriti i rapporti delle ispezioni e delle prove eseguite in corso d’opera con i relativi risultati. Normalmente in questa sezione vengono allegati anche i risultati dei collaudi, le procedure di messa in marcia e taratura e i certificati di conformità richiesti dalle varie normative e previsti in sede di specificazione. Documentazione relativa alla qualificazione dell’installazione. In questa sezione vengono inseriti tutti i rapporti delle prove che certificano che le prestazioni fornite all’installazione sono conformi alle specifiche funzionali stabilite. Tali prove, definite in accordo tra fornitore e utilizzatore, possono comprendere svariati test (ISO 14644-4) fra i quali: a) verifica della classe di contaminazione; b) verifica delle pressioni ambiente; c) verifica delle portate, velocità e relative uniformità; d) verifica delle condizioni termoigrometriche; e) prove di perdita delle installazioni filtranti;

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f) verifica del parallelismo e dei percorsi aerodinamici; g) misura del tempo di abbattimento della contaminazione aeroportata; h) misura dei livelli sonori, di illuminazione, di radiazioni ionizzanti, di onde elettromagnetiche ecc. Questa serie di prove possono comprendere lo stato occupazionale definito di “riposo”. Talvolta possono limitarsi allo stato occupazionale “come costruito”. Istruzioni per la gestione degli impianti. In tale parte sono illustrate tutte le operazioni, i controlli e le procedure che devono essere eseguiti per accettare e mantenere il funzionamento dell’installazione entro limiti stabiliti. Ciò significa che tale parte, redatta come un vero e proprio manuale, deve contenere tutte le tabelle sia per la registrazione routinaria dei parametri definiti come critici che per il controllo dei parametri ambientali unitamente alle modalità di esecuzione delle verifiche e degli aggiustamenti previsti da fare per restare nei limiti di accettabilità. Tali parametri di controllo, per esempio, possono essere le temperature, le umidità, le pressioni e le portate, da registrare su base giornaliera o mensile, lette su apparecchiature in dotazione al sistema, mentre gli aggiustamenti possono riguardare, ad esempio, l’apertura di serrande, o l’azionamento di inverter, per ripristinare le portate diminuite per il progressivo intasamento dei filtri. Altri parametri ambientali di interesse, quali le distribuzioni di velocità sui filtri, la portata ambiente per ambiente, le classi di contaminazione ecc., possono essere fatti su base semestrale, programmata da personale specificatamente addestrato. In tale sezione normalmente sono allegati anche i manuali di gestione/manutenzione delle singole apparecchiature. Istruzioni per la manutenzione. In tale sezione devono essere riportati tutti gli interventi ordinari che il costruttore dell’impianto reputa necessari con le relative modalità di esecuzione e programmazione temporale. Per esempio tali interventi possono riguardare: a) controllo della taratura degli strumenti di campo; b) sostituzione filtri; c) sostituzione cinghie ventilatore; d) controlli sul funzionamento dei motori, degli apparati elettrici, degli apparati meccanici ecc; e) manutenzione programmata delle singole apparecchiature che di ciò abbisognano quali chiller, caldaie, generatori di vapore, addolcitori ecc. Oltre alle parti elencate è opportuno che nel manuale siano riportate anche le seguenti sezioni: – Analisi dei malfunzionamenti e ricerca guasti. – Istruzioni per il comportamento del personale. – Analisi di sicurezza per gli interventi sugli impianti a rischio (elettrico, gas ecc.). – Metodi di pulizia e di sanitizzazione. Gestione. Come precedentemente menzionato, per una corretta gestione è utile tenere sotto osservazione i parametri funzionali già definiti come “parametri critici

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di controllo”. Tali parametri possono coincidere con alcuni dei parametri prefissati in sede di specificazione, quali pressioni o temperature o umidità, ma non necessariamente. Difatti molti dei parametri funzionali certificati nella fase “I.Q.” o “O.Q.” hanno cadenza semestrale o annuale e mal si prestano a essere utilizzati come segnalatori di malfunzionamenti incipienti. Dalle argomentazioni sovra esposte discende direttamente il programma di gestione e manutenzione che è necessario eseguire almeno per quanto riguarda il sistema di ventilazione. – Controllo giornaliero di portata, pressione, temperatura e umidità relativa. Nota: la temperatura e l’umidità devono essere controllate giornalmente non tanto per le fluttuazioni causate dai filtri G4, ma in quanto legate al funzionamento di altri apparati e alle specifiche di processo. – Controllo mensile della perdita di carico dei filtri secondari e dei filtri HEPA. Nota: il controllo della perdita di carico dei filtri HEPA, come si è visto, non ha un impatto importante nella gestione, anche perché le perdite di carico alle quali può lavorare un filtro HEPA prima di danneggiarsi meccanicamente (ca. 1000 Pa) sono notevolmente superiori a quelle normali di utilizzo negli impianti. È solo utile, eventualmente, per una verifica a posteriori della bontà di costruzione delle canalizzazioni unitamente alle variazioni di pressione. – Controllo semestrale della portata dei filtri HEPA.

35.7

LABORATORI

I laboratori possono essere divisi nei seguenti tipi: – Laboratori di ricerche biologiche, che comprendono: biochimica, microbiologia, biologia cellulare, biotecnologia, immunologia, farmacologia, tossicologia ecc. Vengono impiegate cappe chimiche e cappe di sicurezza biologiche. – Laboratori chimici, dove vengono effettuati studi di sintesi organica e inorganica; possono includere anche laboratori di ricerche elettroniche. Vengono impiegate cappe chimiche. – Laboratori per animali, per manipolazioni, interventi chirurgici e osservazioni farmacologiche aventi gli animali quale riferimento. Includono anche camere per alloggio degli animali. – Laboratori di fisica, in essi sono presenti strumentazioni ottiche, laser, materiale nucleare, materiali speciali, elettronica ecc. I parametri di riferimento da prendere in esame per il progetto di uno spazio destinato a laboratorio, sono: – condizioni termoigrometriche interne ed esterne;

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– qualità dell’aria da raggiungere, incluso necessità di filtrazioni e speciali trattamenti; – emissione di calore, sensibile e latente, dalle apparecchiature e dai processi; – minime portate d’aria di ventilazione; – portate d’aria da aspirare ed espellere; – ubicazione delle prese d’aria esterna e dei camini di espulsione; – tipologia delle cappe, velocità dell’aria, fattori di utilizzazione; – opportunità di prevedere apparecchiature e sistemi di riserva; – necessità di allarmi; – previsioni del numero e tipo di cappe da installare; – previsione di incremento dei carichi termici; – esigenze di pressurizzazione degli ambienti. È opportuno fare qualche considerazione in merito ai carichi termici interni, di cui tener conto nel calcolo degli impianti. Oltre ai carichi dovuti alle persone e all’illuminazione, i laboratori hanno spesso significative dissipazioni di calore sia sensibile che latente. Non è facile ottenere i dati che interessano e deve, quindi, essere fatta un’accurata indagine presso i fornitori e i responsabili del laboratorio. Occorrerà, comunque, tener presente che la parte di calore convettivo emesso dalle apparecchiature disposte nelle vicinanze delle riprese d’aria non deve essere conteggiata, così come il calore asportato dai sistemi di raffreddamento ad acqua. Altra considerazione da farsi è che non tutte le apparecchiature funzionano contemporaneamente. Va, peraltro, tenuto conto che molte apparecchiature (quali computers, altre apparecchiature elettroniche dissipanti il calore) rimangono perennemente inserite, anche quando il laboratorio non è occupato. Per questa ragione non è possibile fare previsioni, si può soltanto dire che la dissipazione può variare da 50 a 270 W/m2 attingendo anche valori maggiori per particolari laboratori con elevata concentrazione di apparecchiature. 35.7.1 Impianti di climatizzazione. Gli impianti di climatizzazione per i laboratori differiscono, almeno come tipologia, dai normali impianti realizzati per ambienti civili. In un laboratorio, infatti, la presenza di cappe, di lavorazioni particolari (alcune anche pericolose sotto diversi punti di vista), dell’esigenza di tener confinati alcuni locali rispetto ad altri, fanno sì che debbano essere esaminati e risolti diversi problemi. Fra questi, i principali sono: – sicurezza degli operatori; – corretta pressurizzazione degli ambienti rispetto agli spazi circostanti; – rinnovo dell’aria ambiente; – corretta aspirazione dell’aria viziata dalle cappe e dagli ambienti e sua espulsione all’esterno; – controllo delle condizioni termoigrometriche. Il rispetto di queste esigenze, nonché della flessibilità, e l’esigenza del risparmio

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energetico hanno portato alla definizione di una tipologia d’impianto che è ormai diventata lo standard per questo tipo di applicazioni. Si tratta dell’impianto a portata d’aria variabile (VAV). Scontato il motivo dovuto al conseguente risparmio energetico (perché trattare tutta l’aria che potrebbe essere aspirata dalle cappe, quando non è necessario? Trattasi pur sempre di sola aria esterna!), una ragione importante che ha fatto, ormai, abbandonare il sistema a portata costante, è dovuta al funzionamento delle cappe. Il funzionamento delle cappe, in condizioni di sicurezza, si ottiene con una velocità frontale dell’aria di 0,5 m/s; velocità inferiori diminuiscono la capacità della cappa di contenere i fumi e i vapori che si sprigionano dalle lavorazioni che si eseguono al loro interno, mentre velocità maggiori possono creare turbolenza. In condizioni di portata costante, quando una cappa viene chiusa si ha una variazione della velocità frontale, con un incremento notevole. Altri fenomeni, quali quelli di variazione della pressione statica nei condotti di mandata e aspirazione, nonché modifiche dei valori di depressione/pressione negli ambienti, hanno determinato l’abbandono dei sistemi a portata costante. Con il sistema VAV e una regolazione opportuna delle cappe si è riusciti a ottenere: – velocità pressoché costante sulla superficie frontale della cappa; – mantenimento della pressurizzazione nei locali: nei laboratori è generalmente richiesto di mantenere una pressione inferiore rispetto ai locali adiacenti; ciò può essere facilmente e velocemente realizzato con un sistema VAV, adeguando la portata d’aria immessa a quella estratta; è evidente che, come sulla mandata, devono essere installate cassette a portata variabile anche sulla ripresa; – controllo della temperatura, variando la portata e poi, giunti a un valore limite, facendo intervenire batterie di postriscaldamento. Quando, infine, le cappe fossero chiuse e inattive, la portata d’aria immessa è soltanto quella minima necessaria al controllo della temperatura e per le esigenze del rinnovo d’aria. 35.7.2 Cappe di aspirazione. Per una più agevole comprensione di quanto verrà poi detto, sembra opportuno accennare ai diversi tipi di cappe che vengono impiegate nei laboratori. – Cappe convenzionali (fig. 35.18a), nelle quali, al movimento e alla posizione dello scorrevole, non è associato alcun sistema di controllo della portata di estrazione e della velocità di captazione dell’aria sulla corrispondente apertura. All’aumentare del grado di chiusura dello scorrevole corrisponde in genere una diminuzione incontrollata della portata aspirata, e contemporaneamente un aumento, ugualmente incontrollato, della velocità di captazione, che può salire ben oltre il valore ottimale (generalmente 0,4-0,5 m/s). A questo proposito val la pena di precisare che non necessariamente a un aumento della velocità corrisponde una miglior prestazione della cappa; quando si eccedono valori della velocità di captazione di 0,8 m/s, possono originarsi fenomeni di turbolenza che tendono a espellere dal fronte della cappa, con rigetto in ambiente, parte dei vapori o fumi generati all’interno.

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Fig. 35.18a

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Cappa convenzionale (portata e velocità di captazione variabili).

Questo tipo di cappa non consente di realizzare risparmi di energia nei lunghi periodi in cui, pur con l’aspirazione funzionante, lo scorrevole è in posizione di minima apertura, senza presenza attiva dell’operatore. – Cappe con aria di by-pass (fig. 35.18b), nelle quali, man mano che lo scorrevole si chiude, viene corrispondentemente a scoprirsi un’apertura di by-pass nella parte superiore, che compensa la riduzione della sezione aspirante nella zona di intervento dell’operatore. In questa situazione, la cappa può ritenersi a portata di aspirazione e velocità di cattura costanti. Vengono in tal modo esaltati i problemi di consumo energetico già più sopra menzionati. – Cappe a portata variabile (e velocità di cattura costante) (fig. 35.18c), nelle quali, all’aumentare del grado di chiusura dello scorrevole, un dispositivo sensibile alla velocità frontale (di cattura) o alla posizione dello scorrevole, riduce via

Fig. 35.18b

Cappa con aria di by-pass (portata e velocità di captazione pressoché costanti).

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Fig. 35.18c

Cappa a portata variabile (e velocità di captazione costante).

via la portata di espulsione, in modo da mantenere costante detta velocità, peraltro col vincolo di non ridurre la velocità dell’aria nel condotto di estrazione al di sotto di un opportuno valore (velocità minima di trascinamento degli inquinanti aerodispersi), e di non ridurre la portata estratta al di sotto del limite di opportuna diluizione degli inquinanti. La riduzione della portata può essere realizzata o agendo sul grado di apertura di una serranda motorizzata oppure, solo per cappe con proprio ventilatore autonomo, modulandone la velocità di rotazione. Si capisce immediatamente come questo tipo di cappe consenta, con opportuni sistemi di impianto di climatizzazione, di realizzare sensibili risparmi di energia rispetto ai tipi precedentemente considerati. 35.7.3 Espulsione dell’aria. Due sono gli argomenti che è necessario considerare. Il primo riguarda la tipologia e la localizzazione dei terminali di immissione all’esterno dell’aria ripresa dai laboratori: teoricamente sarebbe necessario avere dei camini con altezza di almeno 3 metri al di sopra della copertura dell’edificio e velocità di uscita fra 15 e 25 m/s! Nel caso di cappe con aspiratori individuali non è possibile raggruppare tutti i condotti in un unico camino, né poter mantenere la velocità di uscita come indicato, quando alcune cappe sono inattive o in funzionamento ridotto. Anche l’ipotesi di avere innumerevoli camini disseminati sulla copertura dell’edificio, sembra abbastanza discutibile. Viene allora spontaneo pensare di raggruppare le aspirazioni di più cappe in un unico condotto o con un solo ventilatore. Questa prassi non è da noi molto in uso ma si va sempre più diffondendo, pur con le dovute cautele, visto: a) che occorre verificare la compatibilità degli effluenti che si miscelano nei condotti di aspirazione; si potrebbero creare composti esplosivi o a elevata tossicità;

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b) che bisogna tener conto delle esigenze di compartimentazione fra diversi laboratori, per cui alcuni potrebbero essere messi in diretta comunicazione fra di loro attraverso i condotti di ripresa comuni. Tutte le volte, invece, che sia possibile eseguire un’estrazione centralizzata, i vantaggi conseguibili sono: 1) una maggiore diluizione degli effluenti inquinanti emessi, visto che la contemporaneità di cappe funzionanti con inquinanti più o meno pericolosi, si riduce man mano che aumenta il numero delle cappe; 2) minor costo iniziale dell’impianto; 3) minor costo di manutenzione; 4) riserva intrinseca, in quanto basta installare dei ventilatori di riserva in parallelo a quelli funzionanti, il che non è evidentemente possibile con una miriade di ventilatori, uno per cappa; 5) risparmio energetico, sia per il rendimento, senz’altro migliore, di ventilatori di grande portata, che per la possibilità di effettuare il recupero del calore dall’aria di espulsione; 6) possibilità di poter mantenere elevata la velocità di uscita dai camini (non inferiore a 15 m/s). Il circuito di aspirazione dell’aria deve essere realizzato considerando: – di installare il ventilatore all’esterno dell’edificio, evitando di avere tratti di canali in sovrappressione all’interno dell’edificio stesso; – di utilizzare, quando possibile, canalizzazioni circolari (ad alta velocità, se vi è il rischio di deposito di particelle al loro interno, aspirate dal laboratorio); – i canali di espulsione devono essere a tenuta, ovvero devono essere costruiti e installati per rispettare la classe C secondo norma EUROVENT; – limitare l’uso di canali circolari flessibili; in caso di necessità è preferibile installare condotti circolari semirigidi, più resistenti dei canali flessibili; – evitare l’uso di giunti flessibili. Materiali di costruzione dei canali di espulsione. I canali di espulsione devono essere in grado di resistere all’erosione causata dalle sostanze manipolate nel laboratorio o usate per la sua pulizia. Si forniscono suggerimenti circa il tipo di materiale da utilizzare, scegliendo tra materiali ferrosi o plastici. Questi ultimi vanno scelti considerando anche il loro comportamento al fuoco e, quindi, tenendo in debito conto di quanto richiesto dalle normative in campo di prevenzione degli incendi. L’alluminio non è generalmente usato poiché aggredito sia da acidi che alcali. L’acciaio catramato è resistente agli acidi, ma soggetto ad attacco di solventi e oli. L’acciaio zincato è soggetto ad attacco da parte di alcali e acidi solo se in presenza di condensazione. La fibra di vetro con epossidico è resistente a sostanze leggermente acide o alcaline e ha ridotta combustione. Le fibre di poliestere possono essere usate per tutti gli acidi, ma sono attaccate da forti alcali; ha ridotta combustione. Il polietilene è eccellente per tutte le materie chimiche.

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Il PVC è adatto per ogni sostanza a meno di alcuni solventi organici; è autoestinguente. Il polipropilene è autoestinguente ma è aggredito da forti acidi, forti alcali, gas, anidridi e chetoni. L’acciaio inox (316 o 304) è soggetto all’attacco di acidi e cloro in funzione della percentuale di cromo nichel contenuta. La condensa contribuisce alla corrosione dei metalli e le sostanze chimiche utilizzate nei laboratori possono accelerare la corrosione. I canali di espulsione sono meno soggetti alla corrosione quando sono corti e diritti, il flusso è mantenuto a una ragionevole velocità e la condensazione è evitata. I canali orizzontali potrebbero essere più suscettibili alla corrosione se la condensa si accumula sul fondo del canale. 35.7.4 Impianti di condizionamento VAV per laboratori. Viene qui descritto un tipico impianto di condizionamento, a portata d’aria variabile, per un laboratorio chimico contenente una cappa (fig. 35.19). La descrizione si riferisce a una tipologia di impianto completa delle attrezzature ritenute necessarie per il controllo delle condizioni termoigrometriche e della funzionalità della cappa aspirante. Fanno parte del sistema di controllo i seguenti elementi. – Il sensore di posizione del saliscendi (sash) della cappa; questo sensore ne rileva la posizione e fornisce l’input alla valvola posta sull’aspirazione della cappa, così da mantenere costante la velocità frontale dell’aria. – Il sensore di presenza, lavora congiuntamente a quello di posizione, in maniera da mantenere condizioni di sicurezza; quando questo sensore rileva la presenza di una persona in prossimità della zona frontale della cappa, invia un segnale al sistema di aspirazione affinché questo funzioni in condizioni standard di sicurezza, ovvero con una velocità frontale di 0,5 m/s. Quando l’operatore è assente, il sensore comanda automaticamente il sistema, così che la velocità frontale scenda a 0,3 m/s, consentendo quindi una riduzione della portata d’aria aspirata e, conseguentemente, una riduzione dell’aria esterna trattata immessa. Si persegue così un risparmio energetico senza nulla togliere alla sicurezza. – Una valvola, dotata di regolatore meccanico, che ne consente il funzionamento a prescindere dalle variazioni di pressione statica a monte; questa valvola attraverso un’unità di controllo, modifica la portata d’aria aspirata, secondo quanto richiesto dai sensori descritti. – Un monitor, a bordo della cappa, che effettua il controllo della velocità frontale e segnala in continuo le condizioni di funzionamento normale o di emergenza. – Unità di controllo della portata d’aria di mandata. All’interno dell’impianto VAV questo componente ha lo scopo di pilotare le valvole disposte sulla canalizzazione di mandata, per garantire la corretta pressurizzazione dell’ambiente. Le funzioni principali che vengono svolte all’interno dell’unità sono le seguenti. – Somma dei valori di tutte le portate di aria estratta, per ottenere il totale della portata in espulsione.

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Fig. 35.19 Sistemazione tipica di un impianto per un laboratorio. 1 unità trattamento aria; 2 gruppo ventilante di esplusione; 3 valvola per la regolazione della portata d’aria immessa e batteria di post-riscaldamento per compensare i carichi negativi; 4 valvola per la regolazione della portata d’aria estratta per ogni singola cappa; 5 valvola per la regolazione della portata d’aria ripresa dall’ambiente; 6 cappa; 7 cavedio tecnico contenente: tubazioni acqua refrigerata, tubazioni acqua fredda sanitaria, tubazioni acqua calda sanitaria, tubazioni ricircolo acqua calda sanitaria, tubazioni aria compressa, canaline e cavi per impianti elettrici.

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– Pilotare una valvola di mandata “master” basandosi sul valore della portata espulsa e sul valore predefinito di offset (mandata=espulsione-offset). – Controllo della temperatura, mediante segnale proveniente da una sonda ambiente, per incrementare la portata all’aumentare dei carichi termici. – Controllo della portata minima di ventilazione. I segnali utilizzati dall’unità di controllo sono tutti di tipo analogico 0-10 Vcc. Sono elencati di seguito. – Portata estratta dalla cappa. – Posizione del saliscendi della cappa. – Stato di funzionamento (normale o stand-by). – Allarme proveniente dalla cappa sul valore di portata. – Allarme dalla ripresa della cappa. – Valore della portata di mandata. – Allarme relativo al valore della portata di mandata. – Valore totale della portata espulsa (cappe e ripresa ambiente). – Allarme sul valore della portata totale espulsa. Dallo schema della fig. 35.20 appare chiaro il principio di funzionamento dell’impianto. Con questo sistema la portata d’aria aspirata è sempre correlata all’apertura dello sportello, così da mantenere invariata la velocità di attraversamento di 0,5 m/s, pur consentendo un significativo risparmio energetico. La portata di aria immessa sarà, come si è detto, soltanto quella necessaria per compensare i carichi termici nonché le esigenze di aspirazione delle cappe. In definitiva per ogni laboratorio il sistema VAV prevede: – valvola per la regolazione della portata d’aria immessa; – batteria di postriscaldamento per compensare i carichi negativi; – valvola per la regolazione della portata d’aria estratta per ogni cappa; – valvola per la regolazione della portata d’aria ripresa dall’ambiente e che poi viene convogliata al sistema per il recupero del calore. Il sistema raffigurato nello schema consente una perfetta integrazione con i sistemi di gestione degli impianti (BMS). L’impianto consente facilmente di modificare la destinazione d’uso dei locali da laboratori a studi, in quanto il sistema rimane essenzialmente lo stesso: impianto VAV con batterie di postriscaldamento. I vantaggi ottenibili si possono così riassumere: – flessibilità massima; – funzionamento in piena sicurezza; – bassi costi di esercizio, in quanto l’aria immessa è quella strettamente necessaria alle effettive richieste (è statisticamente accertato che mediamente un operatore si trova davanti a una cappa, funzionante alla sua portata massima, per non più di un’ora al giorno). Se, quindi, le cappe operano a regime di sicurezza a portata ridotta (0,3 m/s di velocità frontale che è la velocità minima ammessa da ASHRAE) per la mag-

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Fig. 35.20 Schema di impianto di condizionamento di laboratori. 1 serranda aria esterna; 2 prefiltro F4; 3 battera di preriscaldamento dal recupero; 4 filtro a tasche F6; 5 batteria di preriscaldamento acqua calda; 6 batteria di raffreddamento e deumidificazione; 7 umidificazione a vapore; 8 separatore di gocce; 9 ventilatore con motore comandato tramite inverter; 10 postfiltrazione F9; 11 silenziatore; 12 serranda su aria di ripresa; 13 filtro F6; 14 batteria di recupero calore; 15 elettropompe per recupero calore; 16 ventilatore con motore comandato tramite inverter; EXV: valvola estrazione cappa; GEX: valvola estrazione ambiente; MAV: valvola mandata aria ambiente; WS: sensore verticale cappa; ZPS: sensore di presenza; FHM: monitor cappa; CCU: unità controllo ambiente.

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gior parte della giornata, si ottiene un risparmio del 40% sul flusso d’aria in estrazione. Per gli armadi ventilati viene realizzata una rete di canali autonoma, onde conseguire i ricambi d’aria richiesti per ogni armadio. Per ragioni di sicurezza i motori dei relativi ventilatori devono essere alimentati dal circuito di energia preferenziale, onde garantire il funzionamento 24 ore su 24 e per tutto l’anno. Diffusione dell’aria. La diffusione dell’aria nei laboratori deve tenere conto sia del benessere delle persone riducendo, quindi, la velocità residua terminale, che il differenziale di temperatura terminale tra aria immessa e ambiente. Inoltre il funzionamento delle cappe non deve essere disturbato dalla velocità residua del lancio dal diffusore che interferirebbe con la velocità sul fronte della cappa. Si dovrà, quindi, prevedere: – una velocità residua in prossimità della cappa non maggiore del 50% della velocità limite di 0,5 m/s; – impiego di diffusori forellinati invece che quelli ad alta induzione, che devono essere installati ad almeno 1 metro dal fronte cappa. Filtrazione. L’aria trattata e immessa nei laboratori è tutta aria esterna, la cui quantità è determinata dalla portata estratta dalle cappe e dai carichi termici; è bene, però, verificare che essa non sia inferiore ai valori riportati nella tab. 35.5 raccomandati da diverse organizzazioni. L’eventuale presenza di particolato “pericoloso” (particelle biologicamente attive o radioattive) nel sistema di espulsione impone l’uso di filtri HEPA. Nel caso di filtrazione di aria espulsa dai laboratori i filtri diventano una zona di accumulo di sostanze potenzialmente pericolose per l’incolumità dei manutentori. È stata quindi sviluppata una specifica soluzione di protezione dell’operatore detta “bag-in bag-out” o “sacco barriera”. Ciò si realizza utilizzando alloggiamenti specifici (comunemente detti canister, si veda la fig. 28.14) con aperture ermetiche in corrispondenza del banco filtrante provviste di sacco in materiale plastico, il cui fissaggio al telaio e la procedura di utilizzo sviluppata dal costruttore, permettono di sostituire il filtro senza che il pressostato possa venire in contatto diretto con esso. Inoltre alla fine dell’operazione il filtro si troverà racchiuso nel detto sacco pronto per l’invio in discariche o inceneritori abilitati. Tab. 35.5

Portate d’aria esterna espresse come ricambi/ora

Organizzazione

Ricambi di aria esterna vol/h

ASHRAE AIA (American Institute of Architects) EXXON (1980) LANL (Los Alamos Nat. Labs 1991) Eastman KODAK (1985)

6-10 4-12 0,5-1 cfm/ft2 (3,5-7 V/h) 8-10 10

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I risultati di test condotti presso i laboratori della LANL indicano in 8 V/h la quantità d’aria minima per mantenere il livello di esposizione radioattiva al di sotto degli attuali standard per la sicurezza della salute degli operatori (1991). 35.7.5 Problemi di inquinamento e pericolo d’incendio. Sono elencati i principali accorgimenti per evitare situazioni di pericolo. 1) Nel laboratorio deve regnare una pressione negativa rispetto al corridoio esterno e rispetto ad altri locali adiacenti. 2) Le serrande, poste sui condotti, devono essere di tipo normalmente aperte, così da garantire, in caso di incidenti, un continuo flusso d’aria. 3) I diffusori per l’immissione dell’aria nel laboratorio devono essere scelti e posizionati per evitare correnti d’aria che potrebbero interferire negativamente sulle prestazioni delle cappe. 4) Le serrande tagliafuoco non devono essere installate nei condotti di aspirazione delle cappe. I sistemi di segnalazione e allarme incendio non devono togliere automaticamente tensione ai ventilatori delle cappe. 5) È bene prevedere, per le cappe di nuova installazione, monitor di controllo. 6) Le cappe non devono essere posizionate vicino alle porte di accesso, né nelle zone di traffico delle persone. 7) L’aria ripresa dai laboratori non deve essere ricircolata. L’aria viziata del laboratorio non può attraversare altri locali se non convogliata con canali. 35.8

RISTORANTI E CUCINE

La climatizzazione dei ristoranti e la ventilazione delle cucine non presentano particolari difficoltà ma occorre, anche in questi casi, tener presente alcune caratteristiche altrimenti si rischia di vanificare le spese sostenute. 35.8.1 Ristoranti. Per la climatizzazione di una sala ristorante è bene non trascurare alcune considerazioni: – in genere il carico termico sensibile e latente è elevato ed è generato dall’affollamento, dall’illuminazione, dai cibi ecc.; – il rapporto calore sensibile /calore totale (visto l’elevato valore del calore latente) è basso e tale da determinare elevati valori di umidità relativa, se non si provvede opportunamente; – il carico termico è estremamente variabile, con un forte picco nei due periodi della giornata durante i quali si consumano i pasti; – possibili disuniformi condizioni di carico (e, quindi, di temperatura, se non esiste zonizzazione) possono verificarsi per le aree adiacenti alle pareti esterne (spesso vetrate) o alle zone della cucina; – non devono, infine, essere trascurate le infiltrazioni di aria dall’esterno (fastidiose ed energeticamente sconvenienti), rese possibili dalle frequenti aperture delle porte di ingresso e dal richiamo che viene effettuato dalle zone in depressione (cucine, servizi ecc.).

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I dati di progetto tipici sono: condizioni termoigrometriche interne: - estate 24  26 °C con il 55  60% di u.r.; - inverno: 20  21 °C con il 25  35% di u.r.; in estate si tende a mantenere una temperatura ambiente inferiore ai valori usuali, con una più elevata umidità relativa, ottenendo un’equivalente temperatura effettiva, con minor costo degli impianti; affollamento massimo: 1 persona/2 m2 (si può considerare un coefficiente di contemporaneità pari a 0,8); carico termico dovuto all’affollamento, tenendo conto anche della quota parte di calore emessa dai cibi: - sensibile: 80 W/persona, - latente: 80 W/persona; carichi interni per illuminazione e altre apparecchiature: 30  40 W/m2; tassi di aria esterna minimi: 35 m3/h persona; ricambi totali d’aria: 8  12 vol/h; per i bar: 15  20 vol/h; filtrazione con prefiltri (G4) e filtri finali a più alta efficienza (F6); velocità dell’aria nella zona occupata: da 0,10 a 0,15 m/s in inverno, in estate si può arrivare a 0,20 m/s; livello sonoro: 40  45 dB(A), per i bar: 40  50 dB(A).

Nel caso di fast-food e self service, con preparazione dei cibi nello stesso ambiente e con frequente turn-over dei clienti, è necessario aumentare la portata d’aria esterna minima; le condizioni termoigrometriche possono essere un po’ diverse da quelle del ristorante arrivando d’estate a 26 °C con il 40% di u.r.; si può accettare una velocità dell’aria più alta fino a 0,25 m/s e così anche il livello sonoro può salire fino a 50 dB (A). Spesso in questi locali si provvede a preparare, come si è detto, alcuni cibi direttamente nell’ambiente, il che comporta una maggiorazione del carico termico. Con buona approssimazione si può considerare, comunque, che esista un fattore di utilizzazione pari al 50% e cioè che l’emissione effettiva sia soltanto la metà di quella che sarebbe calcolabile riferendosi ai dati di targa; di questo calore il 34% può essere considerato calore latente e il 66% calore sensibile. Quando, invece, vengono collocate idonee cappe sulle diverse apparecchiature, il calore latente e quello convettivo vengono subito allontanati, mentre rimane il calore emesso per irraggiamento (fig. 35.21). Considerando che il calore irraggiato è circa il 32%, si ricava che il calore sensibile che viene immesso in ambiente è: qi sens  0,5 0,32 qi targa  0,16 qi targa

(35.1)

dove: qi sens  calore sensibile emesso in ambiente per irraggiamento (W) qi targa  calore teoricamente emesso dall’apparecchiatura i-esima (potenza di targa) (W)

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Fig. 35.21

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Bilancio termico per apparecchiatura di cucina posta sotto una cappa.

Quanto sopra vale per apparecchiature elettriche o a vapore; per apparecchiature a gas l’espressione diventa: qi sens  0,1 qi targa

(35.2)

L’impianto tipico per i ristoranti è a tutta aria, trattata centralmente, distribuita a bassa velocità e immessa in ambiente con diffusori a soffitto; questi sono senz’altro da preferirsi alle bocchette, viste le portate d’aria normalmente in gioco. Il gruppo di trattamento dell’aria è costituito dalla: – sezione di miscela aria esterna e aria di ricircolo, con serrande coniugate motorizzate; – prefiltro a pannelli e filtro a tasche; – sezione di preriscaldamento; – sezione di umidificazione (non sempre presente); – sezione di raffreddamento e deumidificazione; – sezione di postriscaldamento; – ventilatore di mandata. Il gruppo è collegato al ventilatore di ripresa dell’aria dall’ambiente per inviarla al ricircolo e/o all’espulsione. Il sistema deve essere previsto per poter funzionare con tutta aria esterna in modo

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da effettuare il free-cooling nelle mezze stagioni o, comunque, quando le condizioni entalpiche lo consentano. Per il controllo della temperatura e dell’umidità, nel periodo estivo e medio stagionale, è necessario ricorrere al postriscaldamento (visto il basso valore che assume il fattore termico); questo può essere ottenuto con batterie elettriche o, meglio, con batterie alimentate con acqua tiepida proveniente dai condensatori dei gruppi frigoriferi. La regolazione automatica, quindi, oltre a provvedere al controllo energeticamente corretto del rapporto aria esterna/aria di ricircolo, deve consentire, tramite sonde di temperatura e umidità, di regolare questi due parametri agendo sulle batterie di raffreddamento e deumidificazione e su quella di postriscaldamento. Un altro accorgimento è quello di accoppiare il ventilatore a un motore a doppia polarità (4/8 poli) così da dimezzare la portata nel periodo antecedente l’occupazione del ristorante, conseguendo peraltro la climatizzazione e il ricambio d’aria, con risparmi considerevoli. Qualora il ristorante sia suddiviso in più zone con caratteristiche diverse (esposizione, sale riservate ecc.) è necessario prevedere batterie di postriscaldamento distinte per ogni zona. L’installazione può essere, infine, completata da ventilconvettori o, più semplicemente, da radiatori disposti lungo la zona perimetrale prospiciente l’esterno, così da compensare il carico di questa zona, evitando altresì la formazione di condensa sulle vetrate, nel periodo invernale. Per quanto riguarda la ripresa dell’aria viziata, oltre a quella aspirata attraverso la cucina, è necessario che vengano disposte griglie a soffitto opportunamente dislocate per portar via l’aria calda, gli odori e il fumo, che tendono a ristagnare a soffitto. A questo proposito diventa sempre più pressante risolvere il problema della contemporanea presenza a tavola di fumatori e non fumatori. Molte ricerche e studi si stanno facendo per risolvere il problema. Una possibile soluzione prevede l’immissione dell’aria a bassa quota e la ripresa dall’alto. Si tratta di un particolare sistema di immissione e distribuzione dell’aria, detto a dislocamento, che produce un flusso d’aria senza turbolenze immesso nella parte bassa del locale, che sale verso il soffitto, portando via con sé il calore e gli inquinanti, ripresi da griglie poste in alto. Il sistema richiede temperature d’immissione poco differenti da quella ambiente (il che si traduce in elevate portate d’aria) e non può essere utilizzato per il riscaldamento, per cui nelle zone verso l’esterno occorre installare radiatori allo scopo di compensare le dispersioni. Questo sistema sta trovando diverse applicazioni, perché così si può risolvere in modo soddisfacente l’esigenza dei ristoranti nei quali si vuole la compresenza alla stessa tavola di fumatori e non fumatori. 35.8.2 Cucine. Per la ventilazione e il raffrescamento delle cucine si devono realizzare impianti indipendenti di immissione dell’aria e di estrazione dell’aria viziata. Il progetto di un sistema così complesso, come può essere una grande cucina (con i locali e le pertinenze circostanti), deve essere affrontato conoscendo esattamente il lay-out delle diverse apparecchiature nonché tutti i dati relativi alle potenze installate.

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I dati di riferimento per il progetto degli impianti sono: condizioni termoigrometriche interne: - estate: 27  30 °C, - inverno: 21  23 °C, senza controllo dell’umidità relativa; potenze dissipate: da calcolare in funzione dei dati di targa, applicando i coefficienti riduttivi di cui si è parlato al paragrafo dei ristoranti; illuminazione: 20  30 W/m2; l’aria immessa è tutta aria esterna, che deve essere filtrata con filtri G4: la portata deve tener conto dell’esigenza di bilanciare i carichi interni e di compensare quella aspirata dalle cappe; l’ASHRAE Standard 62/2007 richiede per lo meno 7,5 L/s per metro quadrato di superficie, che corrisponde, per un’altezza di 2,7 m, a 10 vol.amb/h; si arriva anche a 12  15 vol/h; velocità dell’aria nella zona occupata: - da 0,15 a 0,30 m/s in inverno, - da 0,20 a 0,40 m/s in estate; livello sonoro: 40  55 dB(A).

Come si è detto, in una cucina occorre immettere ed estrarre aria e questo effetto combinato deve essere ben studiato, anche perché essa deve, comunque, essere in depressione rispetto al ristorante servito e/o agli altri locali circostanti. L’immissione dell’aria viene in genere effettuata con diffusori a soffitto che, per le elevate portate in gioco, devono essere scelti e distribuiti nel locale in modo attento, sia per evitare correnti sulle persone sia per impedire malfunzionamento delle cappe. L’aspirazione dell’aria viziata viene generalmente fatta con cappe; esistono quelle tradizionali e quelle cosiddette a flusso bilanciato. Nelle prime il vapore, il fumo, i grassi ecc. vengono aspirati purché esse siano sistemate a un’altezza tale da evitare dispersioni verso l’alto degli effluenti e purché la velocità di ingresso dell’aria sia sufficientemente elevata. A titolo orientativo le portate da aspirare (considerando che sotto la cappa esista una sola apparecchiatura) sono: – per cappa a parete: 0,5 L/s per metro quadrato di superficie aspirante; – per cappa disposta a isola: 0,75 L/s per metro quadrato di superficie aspirante. Di regola la cappa deve sporgere 200  300 mm oltre il perimetro della sottostante apparecchiatura: solitamente si considera la sporgenza pari a 0,3  0,4 volte la distanza fra il piano di cottura e il bordo della cappa (fig. 35.22). Dati precisi, comunque, vengono forniti dalle case costruttrici delle apparecchiature di cottura che determinano anche il tipo di cappa e la portata da aspirare. Il condizionatore per la cucina deve trattare tutta aria esterna che verrà poi aspirata dai sistemi di estrazione dell’aria viziata (cappe, griglie ecc.). È anche necessario che la cucina sia in depressione rispetto agli ambienti circostanti per cui la portata totale di aria da aspirare è anche leggermente superiore a quella immessa. La portata d’aria da immettere, d’altra parte, viene calcolata per poter contenere la temperatura interna ai valori prefissati note le potenze termiche

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Fig. 35.22

Cappa a isola.

dissipate. Nella generalità dei casi tale portata è inferiore a quella che è necessaria aspirare dall’ambiente attraverso le cappe per ottenere un funzionamento di alta efficienza. Per questo motivo sono state messe a punto le cappe a flusso bilanciato o a compensazione nelle quali viene inviata aria (pari al 70% della quantità totale da aspirare) non trattata che, fuoriuscendo da fessure poste nella zona interna della cappa (fig. 35.23), attiva un forte richiamo dei prodotti gassosi emessi con la cottura. Soltanto il rimanente 30% di aria viene richiamata dall’ambiente. La zona di immissione dell’aria esterna è rivestita con materiale coibente, ignifugo e autoestinguente, per evitare possibile formazione di condensa all’esterno della cappa nel periodo invernale in cui una bassa temperatura potrebbe portare la superficie della cappa a temperatura inferiore al punto di rugiada ambiente. Le cappe possono anche avere bocchette sulla parte frontale per immettere aria direttamente in ambiente, quando ciò sia possibile senza creare squilibri di temperatura. Le cappe in genere vengono realizzate in acciaio inox 18/10, con spessore da 8/10 a 10/10 con giunture saldate e successiva satinatura. Le cappe devono essere dotate di filtri antigrasso, facilmente rimovibili per la pulizia, che deve essere periodicamente eseguita per evitare, tra l’altro, pericoli di incendio. A tal proposito è opportuno accennare al fatto che, poiché il condotto di ventilazione può comportarsi, in caso d’incendio, come un camino, è bene che il ventilatore di espulsione sia con motore protetto. Altro accorgimento da tener presente è che il gruppo ventilante sia installato al terminale del condotto di evacuazione, in maniera tale che questo sia sempre in depressione. La velocità con cui devono essere calcolate queste canalizzazioni è non inferiore a 9 m/s, e bisogna curare che non ci siano trappole per il grasso e che questo possa essere allontanato facilmente: opportuni sono sportelli di ispezioni per pulizie frequenti.

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Fig. 35.23

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Cappa a flusso bilanciato o a compensazione.

È bene prestare una particolare attenzione al camino d’espulsione; occorre, infatti, che abbia un’altezza di circa 3 metri al di sopra della copertura dell’edificio e che la velocità di uscita dell’aria non sia inferiore a 13  15 m/s, così da allontanare l’aria maleodorante. È anche necessario evitare che l’aria espulsa possa poi rientrare attraverso prese d’aria esterna; sarà, quindi, opportuno esaminare la direzione dei venti prevalenti. Occorre, infine, evitare l’ingresso dell’acqua piovana nel camino. Qualora fossero impiegati torrini di espulsione, è bene che essi siano installati in modo tale che lo scarico dell’aria sia ad almeno 1 metro al di sopra della soletta di copertura. Un sistema di aspirazione, per certi versi antitetico rispetto a quello con le cappe, è quello con controsoffitti filtranti. Con questi controsoffitti si realizza una captazione distribuita su tutta la superficie coperta e non localizzata immediatamente sopra le zone di cottura. Il sistema è costituito da controsoffitto realizzato da molti elementi modulari dotati di trappole inerziali, aventi la funzione di trattenere le particelle presenti nell’aria inquinata che le attraversa; la depressione creata, nel plenum soprastante, da un ven-

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tilatore aspira l’aria carica di fumo, vapore e grassi che, quindi, viene inviata all’esterno (fig. 35.24). Gli elementi modulari, in acciaio inox, sono smontabili e lavabili nelle lavastoviglie delle cucine. Il sistema può essere completato da immissione d’aria realizzata con pannelli simili a quelli utilizzati per l’estrazione. I vantaggi del sistema sono essenzialmente: la grande flessibilità nella disposizione delle apparecchiature, la possibilità di aspirare da tutta la superficie coperta, l’immissione dell’aria senza correnti, i corpi illuminanti disposti nello stesso controsoffitto ottenendo un buon livello uniforme di illuminamento.

Fig. 35.24

Controsoffitto filtrante di estrazione.

Spesso è molto importante prevedere, per una gestione economicamente corretta e funzionale, di poter modificare le portate di aria immessa ed estratta, in funzione dei periodi di funzionamento della cucina. Nella fase iniziale di preparazione dei cibi soltanto poche apparecchiature funzionano, i fuochi sono ridotti e, pertanto, sia l’aria immessa sia quella estratta possono essere in quantità ridotta. Si usa, pertanto, prevedere per il ventilatore di mandata e per quello di aspirazione motori a doppia polarità, comandabili direttamente dalla cucina per esempio dal capocuoco. Sono possibili, peraltro, diverse combinazioni che vanno studiate di volta in volta effettuando, in tutte le possibili condizioni di funzionamento, la verifica del bilancio fra le masse d’aria immessa ed estratta. 35.9

MAGAZZINI E CENTRI COMMERCIALI

In questo campo molte e diverse fra di loro sono le strutture per le quali occorre studiare un impianto di climatizzazione, per cui è opportuno esaminare con attenzione

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le diverse caratteristiche: strutturali, dimensionali, tipologiche, merceologiche, funzionali dei tanti possibili e diversi esercizi commerciali. Qui vengono esaminate le principali tipologie: – centri commerciali, che includono sempre gli ipermercati; – grandi magazzini; – negozi. 35.9.1 Centri commerciali. I centri commerciali, come ben noto, sono costituiti da diverse aree tipiche, ciascuna caratterizzata da esigenze impiantistiche diverse: – gallerie pedonabili (mall), sulle quali si affacciano i negozi; – negozi e boutique; – medie superfici; vengono così chiamati i negozi di grandi dimensioni che si affacciano sul mall; – ipermercati (con le zone per i magazzini, le riserve e i laboratori); – uffici; – parcheggi. Possono esistere, infine, numerose altre aree destinate a ristoranti, cinema, bowling, tavola calda, uffici ecc. L’odierna tipologia dei centri commerciali, si articola su un unico piano, piano terra o piano rialzato, con i locali accessori posti anche su un piano diverso; la galleria (mall) può svilupparsi su uno o più piani e ai suoi lati si attestano sia l’ipermercato che le medie e piccole superfici. Lungo la galleria sono disposti tutti i negozi, per cui il mall si può assimilare a un viale dove esistono giardini con panchine, portici, piazze ecc. Nell’interrato vengono generalmente ricavati grandi aree destinate a parcheggi. È evidente, quindi, che per il comfort ambientale globale, la climatizzazione integrale è di grandissima importanza. È anche comprensibile che, per ragioni di gestione e di ripartizione dei costi, è opportuno avere impianti di climatizzazione distinti e separati per le grandi superfici, per il mall, per ciascuna delle medie e piccole superfici, per l’ipermercato e, infine, per tutti i negozi e tutte quelle aree di cui si è detto, quali: cinema, uffici, bowling, tavola calda ecc. Di grande importanza nell’ambito dei centri commerciali sono anche: – gli impianti frigoriferi per il settore alimentare dell’ipermercato; – gli impianti antincendio, sia con sprinkler che con idranti, con una grande riserva idrica e gruppi di pompaggio, reti di distribuzione e terminali; – gli impianti elettrici, che in genere sono di grande potenzialità e che prendono origine da una cabina di trasformazione MT/bt, a servizio di tutte le utenze. Per la progettazione di un tale complesso è necessario: – analizzare a fondo le esigenze primarie poste dalla pianificazione degli spazi (ordinata e funzionale utilizzazione delle aree in relazione alle attività che vi si possono svolgere); – tener conto delle richieste formulate dal committente; – assicurare la più ampia flessibilità d’uso (con la necessaria equipotenzialità delle aree di lavoro);

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– valutare il problema del risparmio energetico; – definire gli impianti più adatti alla morfologia dell’edificio e alle caratteristiche d’impiego dei diversi locali; – risolvere il problema del benessere ambientale e della qualità dell’aria. Parlando più specificamente degli impianti, le linee direttrici seguite nella progettazione devono essere: – il benessere degli occupanti; – il risparmio energetico; – la flessibilità degli impianti. Gli impianti devono possedere alcune caratteristiche essenziali che si possono così sintetizzare: – sicurezza e affidabilità di funzionamento; – semplicità di gestione e manutenzione; – grande flessibilità sia di configurazione (per assorbire le modifiche negli arredi e quelle dovute a diversi utilizzi degli impianti) sia di prestazione (per far fronte a esigenze energetiche variabili nel tempo); – accurato controllo della ventilazione per garantire i necessari ricambi di aria per evitare il diffondersi di odori (dai banchi di pescheria, dai laboratori, dalle cucine ecc.) adottando sistemi di aspirazione localizzata dell’aria viziata e impianti di estrazione in grado di mantenere in depressione le zone inquinate; – accurata filtrazione dell’aria immessa in ambiente con doppio sistema filtrante onde garantire un’ottima efficienza; – controllo della rumorosità prodotta dagli impianti onde evitare che il livello sonoro all’interno degli ambienti ecceda i 45 dB(A) e che possano essere creati disturbi alle zone esterne circostanti l’insediamento; – presenza, infine, in tutti gli impianti, di sistemi di regolazione e supervisione di tipo DDC, per il controllo delle differenti variabili, per consentire il monitoraggio delle diverse grandezze, il controllo del funzionamento delle apparecchiature, la gestione e la contabilizzazione centralizzata degli impianti. I dati per il progetto riguardano le condizioni climatiche esterne (estive e invernali) l’affollamento, i carichi interni dovuti all’illuminazione e ad altre apparecchiature elettriche, i tassi di aria esterna di rinnovo e i valori di temperatura e umidità relativa che devono essere mantenuti all’interno degli ambienti. L’insieme di questi dati è molto importante al fine di una gestione accurata ed energeticamente corretta, onde conseguire un concreto risparmio senza penalizzare, peraltro, le condizioni di benessere degli occupanti. Condizioni climatiche esterne Occorre evidentemente riferirsi ai valori tipici della zona nella quale sorgerà il complesso; utili informazioni possono essere dedotte dalle norme UNI per le condizioni termoigrometriche estive e invernali. Affollamento Mall (gallerie commerciali):

1 persona/2 m2 di superficie lorda

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Negozi e boutique: Medie superfici: Ipermercati: Ristoranti e bar: Uffici: Laboratori di preparazione: Locali CED: Cucina:

1 persona/10 m2 di superficie lorda 1 persona/10 m2 di superficie lorda 1 persona/2,5 m2 di superficie lorda 1 persona/2 m2 di superficie lorda 1 persona/7 m2 di superficie lorda 1 persona/10 m2 di superficie lorda 1 persona/10 m2 di superficie lorda 1 persona/10 m2 di superficie lorda

Carichi interni Mall (gallerie commerciali): Negozi e boutique: Medie superfici: Ipermercati: Riserve: Ristoranti e bar: Uffici: Laboratori di preparazione: Locali CED:

30  50 W/m2 50  130 W/m2 (9) 40  70 W/m2 (9) 30  60 W/m2 15 W/m2 30  40 W/m2 20  50 W/m2 70 W/m2 (9) 100 W/m2

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Tassi di aria esterna (Verificare l’eventuale pubblicazione di nuove norme) Mall (gallerie commerciali): 30 m3/h per persona, minimo 2 vol.amb/h, (comunque non inferiore a 22 m3/h per persona nel caso di affollamento massimo) Negozi e boutique: 40  50 m3/h per persona, minimo 2 vol.amb/h, (comunque non inferiore a 22 m3/h per persona nel caso di affollamento massimo) Medie superfici, ipermercati ecc.: 30 m3/h per persona, minimo 2 vol.amb/h, (comunque non inferiore a 22 m3/h per persona, nel caso di affollamento massimo) Ristoranti e bar: 35  50 m3/h per persona, minimo 4 vol.amb/h, (comunque non inferiore a 30 m3/h per persona nel caso di affollamento massimo) Uffici, locali CED: 40 m3/h per persona, minimo 2 vol.amb/h, (comunque non inferiore a 20 m3/h per persona nel caso di affollamento massimo) Laboratori: 5 vol. amb/h Riserve: 2 vol. amb/h Cucine: 6 vol. amb/h minimo Estrazione forzata Dai servizi igienici e spogliatoi: 20 vol. amb/h (9)

I carichi effettivi vanno, comunque, di volta in volta valutati in funzione della specificità del locale.

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La portata di aria esterna può variare continuamente in funzione del suo valore entalpico e delle richieste dell’ambiente. Nel periodo medio stagionale e invernale, infatti, visto che i carichi termici interni sono essenzialmente positivi e che, pertanto, l’impianto deve continuamente raffreddare, tutti i condizionatori devono essere dotati del sistema free-cooling, così da ridurre al minimo indispensabile l’energia attinta dai gruppi frigoriferi. Condizioni termoigrometriche interne Estate – Aree di vendita ipermercato, medie superfici, ristoranti e bar, negozi e boutique, mall, uffici - temperatura: 25 °C - umidità relativa: 50% – Laboratori di preparazione - temperatura: variabile in funzione delle lavorazioni, da 16 °C a 25 °C - umidità relativa: 50%, massimo 70% – Riserve - temperatura: - umidità relativa:

non superiore a 28 °C non controllata

– Locali CED - temperatura: - umidità relativa:

24 °C 45%

Inverno – Aree di vendita ipermercato, medie superfici, ristoranti e bar, negozi e boutique, mall, uffici - temperatura: minimo 20 °C - umidità relativa: 40  45% – Laboratori di preparazione - temperatura: variabile in funzione delle lavorazioni, da 16 °C a 25 °C - umidità relativa: 50%, massimo 70% – Riserve - temperatura: - umidità relativa:

non inferiore a 18 °C non controllata

– Locali CED - temperatura: - umidità relativa:

22 °C 45%

Tolleranze – Tolleranze ammesse per i locali vendite, medie superfici, uffici, ristoranti e bar, mall - temperatura:  1 °C - umidità relativa:  10%

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– Tolleranze ammesse per i locali CED - temperatura:  1 °C - umidità relativa:  5% Per quanto riguarda le possibili tipologie impiantistiche è necessario fare alcune considerazioni. L’impianto di condizionamento deve essere in grado non solo di neutralizzare i carichi massimi stagionali, positivi o negativi che siano, ma anche di seguire con prontezza la variabilità giornaliera dei carichi stessi. Nei centri commerciali intervengono rapide variazioni del carico termico nel corso della giornata, con picchi che durano solo alcune ore nei giorni infrasettimanali (tra l’altro correlate agli orari di uscita dagli uffici), mentre possono durare molte ore nelle giornate prefestive e nell’imminenza di alcune festività: Natale, Capodanno ecc. Come è noto la quantità di calore trasportata da un fluido termovettore è proporzionale al suo calore specifico, alla sua portata massima e alla sua temperatura, mentre la quantità di calore ceduta all’ambiente è funzione della differenza di temperatura tra fluido e ambiente, oltre che del calore specifico e della portata. Detto questo è evidente che, essendo il calore specifico una costante del fluido (almeno nel campo di temperature e pressioni in cui si opera), l’adeguamento di prestazione di un impianto, per seguire la variabilità dei carichi, avviene regolando la temperatura e/o la portata del fluido vettore del caldo o del freddo in ambiente; tale fluido può essere aria, acqua o entrambi. Ne deriva che moltissime possono essere le tipologie impiantistiche per il condizionamento, ma le numerose esperienze nel settore del terziario e dei servizi in questi ultimi anni hanno dimostrato che i migliori risultati si ottengono con impianti a tutt’aria abbinati. Si è già visto che gli impianti a tutt’aria possono essere a portata costante e a temperatura variabile, oppure a portata variabile e a temperatura costante o, infine, un insieme dei due precedenti. Il tipo di impianto più affermato nell’ambito dei centri commerciali, per la sua versatilità, semplicità di gestione e manutenzione, è quello a portata costante. Per questo impianto, calcolati i carichi massimi delle diverse zone dell’edificio, si definisce il valore di portata d’aria una volta fissati i valori di temperatura e umidità dell’aria da immettere. La variazione dei parametri termoigrometrici, al mutare dei carichi termici ambiente, consente di mantenere costanti i valori prefissati per il benessere. Questo si ottiene trattando centralmente l’aria e controllando la sua temperatura e umidità, onde adeguarla alle variabili condizioni del carico. Vista la morfologia e la tipologia delle diverse zone in cui si articola un centro commerciale, si devono prevedere e studiare differenti tipi di impianti che vengono qui brevemente illustrati. Impianti per le aree di vendita: medie superfici e ipermercati. Queste aree sono caratterizzate, oltre che da grande estensione, da carichi termici dovuti prevalentemente all’illuminazione e all’affollamento; l’esigenza, d’altra parte, di evitare qual-

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siasi ingombro sul piano di calpestio determina il tipo di impianto di condizionamento più adatto. Trattasi di impianti, come si è già detto, a tutta aria trattata in condizionatori dotati di tutte quelle sezioni per un’accurata filtrazione e per un efficace controllo termoigrometrico, onde poter raggiungere negli ambienti le condizioni di temperatura e umidità di progetto e mantenerli costanti, nei limiti fissati dalle tolleranze, al variare dei carichi termici. I gruppi di trattamento aria devono essere, quindi, dotati di: – doppia sezione con filtri G5/F6; – sezione di miscela con serrande di regolazione delle portate d’aria esterna e di aria di ricircolo; – ventilatore di ricircolo ed estrazione; – sistema di umidificazione preferibilmente con vapore; tale sistema è l’unico in grado di scongiurare i pericoli di salmonella e cross-contamination che si avrebbero adottando pacchi evaporanti; – sezione con batterie di raffreddamento e deumidificazione con acqua refrigerata e di riscaldamento con acqua calda; – ventilatore di mandata. In genere si prevedono diversi condizionatori onde ripartire la portata d’aria su più unità e ottenere così anche un’affidabilità maggiore; ogni piano di vendita (se molto esteso) sarà infatti servito da almeno due condizionatori e pertanto (nel caso di fermata di uno) non verrà mai meno l’aria a tutta l’area. Un esempio per un ipermercato su più piani è riportato nella fig. 35.25. Nei casi di ipermercati su un solo piano possono essere installate macchine sulla copertura (roof-top). Negli ipermercati particolare attenzione deve essere posta nello studiare l’impianto di condizionamento per la zona in cui sono sistemati i banchi refrigerati, in quanto questi possono creare seri problemi visto che sottraggono calore sensibile e latente all’ambiente. Una volta, quindi, valutati i carichi termici dovuti alle rientrate di calore, all’affollamento, all’illuminazione, all’aria esterna ecc., bisognerà stimare, in funzione del tipo di banchi (visto che al variare della merce esposta variano le temperature), l’aliquota parte di carico termico asportato dall’ambiente da questi banchi (calore sensibile e calore latente), per ottenere così il carico netto e calcolare le masse d’aria da immettere nell’ambiente, le caratteristiche dei condizionatori ecc. È evidente, però, che il calore totale asportato dai banchi lo si ritrova come carico sui gruppi frigoriferi che li alimentano, e questo influisce molto sui valori di temperatura e umidità che devono essere mantenuti nei supermercati. Da pubblicazioni specializzate, e dai dati delle case fornitrici, è possibile ricavare valori abbastanza attendibili sul calore (sensibile e latente) asportato e così procedere a una progettazione corretta dell’impianto di condizionamento. Se, infatti, non si tiene in debita considerazione questo fenomeno, si va incontro a sorprese spiacevoli sia in estate quando, per l’effetto raffreddante dei banchi, si può essere costretti a ricorrere al postriscaldamento (tra l’altro ottenibile recuperando il valore di con-

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Fig. 35.25 Schema di un impianto di climatizzazione di un ipermercato a più piani.

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densazione) anche molto prima di quanto non ci si aspetti, sia in inverno visto che, alle dispersioni di calore, vanno aggiunte queste perdite termiche e se non se ne tiene conto l’impianto risulta insufficiente. Per tutte queste ragioni, le condizioni termoigrometriche durante tutto l’anno nella zona dei banchi non dovrebbero discostarsi dai seguenti valori: – temperatura: 22  24 °C; – umidità relativa: 50  55%. Valori più alti provocano un incremento delle quantità di calore (sensibile e latente) asportate, con aggravio dei costi di servizio. Con i banchi chiusi l’effetto raffreddante è certamente minore ma va anch’esso valutato. Le precedenti considerazioni servono anche a far pensare al problema della zonizzazione, visto che dove non sono i banchi l’effetto raffreddante non c’è, e l’impianto di condizionamento deve essere in grado di far fronte, da solo, ai carichi termici locali. La distribuzione dell’aria viene generalmente fatta con canali a soffitto (spesso circolari in controsoffitto aperto) mentre per l’immissione si installano diffusori circolari a elevato effetto induttivo. La velocità dell’aria nella zona occupata deve essere contenuta fra 0,10 e 0,15 m/s in inverno, mentre in estate si può arrivare fino a 0,20 m/s. La presenza dei banchi refrigerati, specie di quelli aperti, fa sì che l’aria da questi raffreddata scenda verso il pavimento e ivi ristagni, qualora non vengano presi opportuni accorgimenti; in tal caso ciò determina, da un lato, una fastidiosa bassa temperatura a livello di gambe e piedi e, dall’altro, non si recupera questo effetto utile. È necessario, perciò, immettere e riprendere l’aria con sistemi tali da consentire, da una parte, la non rimozione degli strati d’aria fredda che circondano la merce esposta (opportuna cura nell’immissione dell’aria per evitare velocità residue elevate) e, dall’altro, la ripresa dell’aria fredda a pavimento e la successiva miscelazione con l’aria proveniente dalle altre zone dell’ambiente. Per realizzare quest’ultimo effetto è necessario ubicare le griglie di ripresa vicino ai banchi, disponendole verso il basso e assicurando portate d’aria non inferiori a circa 500 m3/h per metro lineare di banco. Da tutto quanto si è detto si può concludere affermando che, contrariamente a quanto si possa pensare, una buona progettazione degli impianti di climatizzazione richiede un’approfondita conoscenza dei diversi problemi termici e aeraulici e deve tener conto: – dell’effetto refrigerante dei banchi; – della grande variabilità dell’affollamento; – della necessità della zonizzazione; – della difficoltà di ben distribuire e riprendere l’aria; – dell’opportunità che gli impianti siano semplici, di facile conduzione e manutenzione; – dell’esigenza del risparmio energetico e dell’opportunità, quindi, di studiare impianti in grado di poter recuperare il calore di condensazione dei gruppi frigoriferi (sempre funzionanti, estate e inverno, giorno e notte).

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Depositi e ricevimento merci: ipermercato. Le caratteristiche essenziali degli impianti di ventilazione con raffrescamento estivo e riscaldamento invernale per i depositi e il ricevimento merci dell’ipermercato sono pressoché simili a quelle già descritte per gli impianti relativi alle aree di vendita. Il basso carico termico dovuto alla ridotta illuminazione e allo scarso affollamento, fa sì che le masse d’aria in gioco (fatto salvo il previsto rinnovo di aria esterna) siano minori che non per il condizionamento integrale. Per mitigare, nel periodo invernale, gli effetti disturbanti dovuti a ingressi di aria fredda dai portoni delle zone del ricevimento merci, si prevedono gruppi termoventilanti in grado di creare una cortina di aria calda che possa fungere da sbarramento. Laboratori dell’ipermercato. Trattasi di aree destinate a lavorazioni specializzate; si devono, quindi, prevedere impianti particolari e indipendenti per ciascuna zona di lavorazione. Essenzialmente gli impianti sono di tipo misto aria-acqua: in ogni laboratorio viene inviata aria esterna in ragione di 5 vol.amb/h pretrattata onde controllare la purezza e l’umidità relativa ambientale, mentre le calorie o le frigorie occorrenti localmente per fronteggiare i carichi termici (negativi o positivi) vengono erogate da gruppi di trattamento locali. Si consegue così il vantaggio di evitare qualsiasi ricircolo da un laboratorio a un altro, di avere il massimo di affidabilità e l’autonomia di gestione. Impianti di aspirazione di aria viziata, anch’essi distinti per ogni laboratorio, provvedono a espellere all’esterno odori e aria inquinata. Il trattamento dell’aria primaria (tutta esterna) è effettuato con un gruppo avente le seguenti sezioni: – sezione di presa aria esterna con serrande; – doppia sezione di filtrazione con efficienza 85%; – sezione di preriscaldamento; – sezione di raffreddamento e deumidificazione; – sezione di umidificazione con vapore prodotto localmente elettricamente; – sezione di postriscaldamento; – sezione ventilatore di mandata. Per la distribuzione dell’aria si utilizzano canalizzazioni in lamiera zincata, coibentate, dove necessario, all’esterno. L’immissione dell’aria avviene con diffusori scelti e posizionati in maniera da non creare disturbo agli occupanti mantenendo la velocità dell’aria entro i limiti già più sopra specificati. L’aspirazione dell’aria viziata è fatta con cappe e/o griglie poste immediatamente dove la stessa si genera. Le cappe, collocate sulle apparecchiature dei vari laboratori alimentari, devono avere le seguenti caratteristiche: – cappa debordante di un valore pari a 0,4 h (h  distanza del bordo cappa dal piano di cottura) e dotata di idonea sezione filtrante, agevolmente estraibile e lavabile; – velocità dell’aria ai bordi cappa compresa tra 0,25 e 0,80 m/s; – reintegro di adeguata quantità di aria esterna filtrata e, nel periodo invernale, trattata termicamente, nella misura del 70% di quella estratta;

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– ricambi non inferiori a 30 vol.amb/h, nella zona delle apparecchiature del laboratorio. Dove è necessario sono installati filtri onde trattenere grassi, odori ecc. I dati di riferimento e di funzionamento per il calcolo degli impianti sono i seguenti. a) Laboratori a 23 °C: panetteria, locale prezzatura, gastronomia, preincarto ortofrutta, preincarto salumi – temperatura estiva 23 °C – umidità relativa estiva 55% – temperatura invernale 20 °C – umidità invernale 50% Gli affollamenti mediamente sono: – panetteria 4 persone – locale prezzatura 1 persona – gastronomia 4 persone – preincarto salumi 1 persona b) Laboratorio preincarto pesce a 21 °C – temperatura estiva 21 °C – umidità relativa estiva 60% – temperatura invernale 18 °C – umidità invernale 50% Affollamento medio:

1 persona

c) Laboratori a 18 °C: preincarto equino, preincarto polli, prezzatura carni – temperatura estiva-invernale 18 °C – umidità relativa 60% Gli affollamenti mediamente sono: – preincarto equino 1 persona – preincarto polli 1 persona – prezzatura carni 2 persone d) Laboratori a 12 °C: cremeria, macelleria – temperatura estiva-invernale 12 °C – umidità relativa 60% Affollamento medio: – cremeria – macelleria

3 persone 3 persone

Impianti per la galleria commerciale (mall). Si prevedono impianti di condizionamento estivo e invernale a tutta aria; vista l’estensione delle gallerie commerciali, si prevedono più centrali di trattamento.

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Le caratteristiche dell’impianto sono simili a quelle già descritte per le zone di vendita (medie superfici e ipermercato): si adotta anche in questo caso il free-cooling, vale a dire la possibilità di sfruttare l’aria esterna per ottenere un effettivo risparmio energetico. La distribuzione dell’aria avviene con sistema a bassa velocità. L’immissione dell’aria viene ottenuta con griglie lineari lungo i corridoi (fig. 35.26), mentre la ripresa può essere conseguita con griglie nel controsoffitto e, comunque, nelle zone più alte del corridoio, allo scopo di prendere, lì dove ristagna, l’aria più calda e anche perché il sistema di aspirazione può, in caso di incendio, essere utilizzato per aspirare e portar via il fumo che si raccoglie nella zona più alta dei corridoi, lasciando pulita la parte bassa per il passaggio delle persone. Impianti per boutique e negozi. Per la particolarità di tali ambienti in genere si prevede la predisposizione di un impianto di condizionamento estivo e invernale di

Fig. 35.26

Un moderno centro commerciale su più piani.

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tipo misto aria-acqua, con aria primaria e unità di condizionamento locali alimentate con acqua calda e refrigerata. L’aria primaria è trattata da centrali di condizionamento comuni a tutti i locali interessati, mentre l’acqua calda e quella refrigerata vengono distribuite da due distinte reti alle quali possono essere allacciate le unità di condizionamento autonome che ciascuna boutique o negozio vorrà installare. La distribuzione dell’aria avviene con sistema a bassa velocità; l’immissione dell’aria primaria è fatta mediante bocchette o diffusori. Le unità di trattamento dell’aria esterna (aria primaria) sono simili a quelle descritte a proposito degli impianti per gli uffici. Servizi igienici. In tutti i servizi igienici si realizza un impianto di estrazione aria forzata in grado di garantire un ricambio d’aria di almeno 20 vol.amb/h. Il ricambio di 20 vol.amb/h è relativo al solo locale WC, pertanto nell’intero ambito dei servizi tale ricambio diventa di 5  6 vol.amb/h; ovviamente i servizi saranno in depressione rispetto ai locali circostanti. Un impianto di riscaldamento statico è previsto nei locali disperdenti. Centrali tecnologiche. Le centrali termica, frigorifera, idrica, antincendio ed elettrica sono, nei grandi centri commerciali, ubicate in edificio a sé stante, dal quale si dipartono tutte le reti di distribuzione dei fluidi termovettori, dell’acqua potabile, dell’acqua calda a scopo sanitario e le reti per l’energia elettrica. Queste reti di distribuzione vengono sistemate in cunicoli orizzontali che circondano il complesso e che consentono di portare le alimentazioni a tutte le utenze. Da questi cunicoli, grandi abbastanza per poter inserire tutte le tubazioni e i cavi e per consentire le necessarie manutenzioni, si derivano numerosi cavedi verticali, per realizzare i collegamenti a tutti i piani. In centri commerciali di ridotte dimensioni la produzione di acqua refrigerata occorrente per il condizionamento dell’edificio viene ottenuta con gruppi refrigeratori con condensatore ad aria installati sulla copertura dell’edificio. In taluni casi può essere utile dotare alcuni di questi refrigeratori di condensatori di recupero del calore, onde poter disporre gratuitamente, nelle stagioni intermedie, di acqua calda alla temperatura di 45 °C che può essere utilizzata per il postriscaldamento dell’aria, per i ventilconvettori ubicati lungo le fasce perimetrali qualora necessitino di riscaldamento e per il preriscaldamento dell’acqua calda sanitaria. Nel caso di centri commerciali di medie dimensioni, per contenere i costi primari e rendere più facile la ripartizione dei costi di gestione, si preferisce realizzare centrali tecnologiche distinte per le diverse utenze, per esempio: – Ipermercato, unità roof-top equipaggiate con caldaia a gas e gruppo frigorifero; – Mall, unità roof-top come per ipermercato; – Piccole e medie superfici, sistemi autonomi split a pompa di calore, o, unità rooftop. Queste soluzioni non sono vantaggiose né per i rendimenti degli equipaggiamenti termici e frigoriferi, né per l’economia della manutenzione; questo sistema, fra l’al-

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tro, in genere non consente recuperi di calore e sfruttamento dell’accumulo (che può essere fatto utilizzando la vasca di riserva dell’acqua dell’impianto antincendio). Bisogna, però, considerare che raramente l’efficienza energetica degli impianti costituisce un argomento interessante per i gestori dei centri, visto che i risparmi ottenibili sono di gran lunga inferiori ai fatturati ottenibili con un incremento degli spazi di vendita e di quelli destinati ai servizi accessori. A proposito della possibilità di accumulo termico nelle vasche dell’antincendio, questa è una tecnologia che, nei grandi centri commerciali, può essere utilizzata sia per accumulare freddo in estate che per accumulare calore in inverno, utilizzando gruppi refrigeratori centralizzati funzionanti anche come pompa di calore (si veda anche il capitolo 24). Un’altra soluzione abbastanza interessante, dal punto di vista energetico e impiantistico, è quella che prevede la realizzazione di un “anello d’acqua” che, partendo dall’accumulo idrico dell’antincendio, alimenta tutte le pompe di calore installate per risolvere il problema della climatizzazione nelle diverse zone del centro. Questo sistema è senz’altro utile nel caso in cui esistano contemporaneamente esigenze di riscaldamento (per esempio zone perimetrali) e di raffreddamento (per esempio zone interne). Come si è già accennato nel paragrafo 27.4, il sistema ad anello liquido comprende essenzialmente: – pompe di calore acqua/aria reversibili a inversione automatica, che possono essere di tipo roof-top oppure normali UTA, oppure, per le unità più piccole, dei ventilconvettori; – un circuito idraulico a due tubi “ad anello” per alimentare le pompe di calore; – una torre a circuito chiuso/aperto e un generatore di calore inseriti lungo l’anello. La torre di raffreddamento o la caldaia forniscono all’acqua l’energia frigorifera o il calore integrativo necessario per mantenere la temperatura dell’anello fra i 15  18 °C e i 30  35 °C. Il sistema, a fronte di alcuni vantaggi quali: minor potenzialità della centrale termica, unica rete di distribuzione dell’acqua (senza coibentazione), possibilità di recupero e accumulo termico, presenta lo svantaggio di dover alimentare l’intero centro commerciale (ipermercato, mall, piccole e medie superfici) con l’anello. Ciò comporta, però, complicazioni nella contabilizzazione dell’energia agli utilizzatori. 35.9.2 Grandi magazzini. La climatizzazione di un grande magazzino presenta molti problemi, alcuni anche contrastanti tra di loro, tali da richiedere, perciò, una particolare esperienza o, quanto meno, la paziente attitudine a uno studio attento di tutte le diverse esigenze. – Condizioni termoigrometriche confortevoli per gli addetti non lo sono per i clienti e viceversa. – Rapide variazioni del carico termico nel corso della giornata, come già si è visto a proposito degli ipermercati e dei centri commerciali. – Opportunità di avere più gruppi di trattamento dell’aria distinti, sia per una migliore zonizzazione sia per una più estesa affidabilità: uno o due condizionato-

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ri per ogni piano; tale soluzione (in contrasto con l’esigenza di spazio) consente di poter procedere nel tempo a modifiche, anche sostanziali, delle aree di vendita ed esposizione con costi e tempo ridotti. – Anche per questi impianti è opportuno che la regolazione automatica delle condizioni termoigrometriche, per quanto affidabile, sia la più semplice possibile. – Il ricambio con aria esterna deve essere curato particolarmente per evitare ristagni di odori ma anche per questioni energetiche; spesso sono previsti sistemi di raffreddamento con aria esterna (free-cooling) quando la temperatura è favorevole. È certamente prudente, in tal caso, verificare il sistema di distribuzione dell’aria in ambiente, per evitare che vi siano fastidiose correnti d’aria fredda le quali, per il gradiente termico fra interno ed esterno, possono “cadere” sulle persone con effetti spiacevoli. Il calcolo del carico termico deve tener conto sia dell’influenza del clima esterno sia dei carichi interni, dovuti principalmente all’illuminazione e all’affollamento. È superfluo dire che il calore scambiato con l’esterno dipende dalle caratteristiche delle pareti (opache e/o vetrate) che delimitano lo spazio interno da quello esterno, dal clima, dall’orientamento del fabbricato ecc. Qualche parola va spesa per tentare di fornire alcuni dati utili ai fini di una progettazione preliminare; questi dati dovranno essere verificati e approfonditi nel corso di una progettazione più precisa, attingendo informazioni dal gestore, dal progettista degli impianti di illuminazione e dagli altri tecnici interessati al progetto. Le condizioni termoigrometriche da assumere a base dei calcoli sono: – estate: 26 °C con il 50% di u.r.; – inverno: 20  21 °C senza particolari esigenze per l’umidità relativa. Gli affollamenti, come si è detto, sono estremamente variabili e si possono considerare, in prima istanza, i valori di: – 1 persona ogni 2  9 m2 per i piani terra e, comunque, per quelli di grande affluenza; – 1 persona ogni 5  9 m2 per i piani destinati all’abbigliamento; – 1 persona ogni 10 m2 per i piani alti, per quelli destinati all’arredamento ecc. I carichi termici dovuti all’illuminazione e ad altre apparecchiature elettriche sono: – piano terra: 40  70 W/m2; – piani alti: 30  50 W/m2; ma vanno determinati con precisione in accordo con la direzione. I ricambi d’aria esterna vengono fissati in funzione dell’affollamento in misura non inferiore a 23 m3/h per persona per i piani superiori e 32 m3/h per persona per il piano interrato e il piano terra. Questi valori sono generalmente accettati e considerati validi per rimuovere gli odori dagli ambienti. L’estrazione dell’aria viziata viene effettuata dai servizi, dalle zone destinate al bar, al ristorante (se presente) ecc. Fatte queste premesse, si accenna ai possibili sistemi per la climatizzazione. Tralasciando di parlare degli impianti con condizionatori autonomi (anche del

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tipo a pompa di calore, quando se ne sia accertata la convenienza in relazione al tipo di “sorgente”), i sistemi più usati per magazzini di un certo rilievo sono quelli classici, con gruppi di trattamento aria centralizzati (spesso installati in appositi locali tecnici ricavati a ciascun piano) collegati, con opportune reti di distribuzione fluidi, alla centrale termica e alla centrale frigorigena. La variabilità dell’affollamento da una zona all’altra di uno stesso piano e da un piano all’altro (in dipendenza delle ore del giorno e, quindi, del tipo di clientela, femminile, maschile, mista ecc.) può indurre a prevedere impianti del tipo a portata variabile per i possibili vantaggi gestionali. La convenienza di una simile scelta deve essere, però, attentamente valutata, considerando le ore di massimo e minimo affollamento, il maggior costo che una soluzione più sofisticata presenta rispetto a una più semplice, la maggiore complessità dei sistemi di regolazione automatica e così via. La distribuzione dell’aria in ambiente, le riprese dell’aria di ricircolo, le griglie per l’aria viziata e in genere tutto quanto attiene il sistema aeraulico devono essere particolarmente studiati: un impianto correttamente progettato e realizzato può essere vanificato da un’erronea scelta e collocazione dei terminali. Oltre alle aree di vendita, nei grandi magazzini sono presenti ristoranti, zone servizi ecc. per i quali occorrerà studiare impianti appositi. In tutti i grandi magazzini esiste il problema delle porte di accesso per le quali si adottano o bussole o porte d’aria. Nel primo caso fra le due porte della bussola si immette aria, trattata da un’apposita macchina, che provvede a riscaldarla o raffreddarla in quantità che può essere calcolata, con buoni risultati, considerando 1000 m3/h per metro lineare di larghezza della porta. La potenzialità della batteria si calcola ipotizzando che l’aria aspirata sia per il 50% aria esterna e per il 50% aria nelle condizioni mantenute nella porta (15 °C in inverno, 27 °C in estate) (fig. 35.27).

Fig. 35.27

Schema di ventilazione per una porta d’accesso a bussola in un grande magazzino.

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Le cosiddette porte d’aria sono in realtà cortine d’aria invisibili che si oppongono all’ingresso di aria dall’esterno. Quando la porta di un edificio è aperta vi è uno scontro di masse d’aria; se si considera il periodo invernale in cui la temperatura interna è più alta di quella esterna il diagramma della pressione passa per lo zero a metà altezza della porta con pressione positiva in alto e negativa in basso (fig. 35.28a). Ciò significa che l’aria calda tenderà a uscire e l’aria fredda esterna a entrare (l’inverso accadrà in estate). Se a questo effetto naturale si sovrappone l’azione di vento esterno il diagramma delle pressioni si modifica (fig. 35.28b) per cui entra ancora più aria.

Fig. 35.28

Andamento della pressione dell’aria su una porta, in inverno, in assenza di vento (a) e in presenza di vento (b).

Per ridurre questo effetto che è dannoso sia energeticamente sia per il fastidio che può provocare alle persone residenti vicino alle porte, si ricorre alle porte d’aria. Queste possono essere realizzate con sistemi molto semplici che prevedono apparecchiature compatte (dotate di ventilatore, radiatore di riscaldamento elettrico o ad acqua calda e apparecchiature di regolazione) da installare sulla porta; viene così proiettata aria verso il basso (fig. 35.29) che si oppone all’ingresso di aria fredda dall’esterno. Per porte di altezza 3 m la portata d’aria, alla velocità massima, è di circa 1000  1200 m3/h; per porte alte 4,5 m si sale a 2000 m3/h e per portoni di 6 m di altezza si arriva a 6000 m3/h; in quest’ultimo caso, però, l’aria non viene riscaldata e, poiché è presa nella parte alta dell’edificio, si ha anche una buona destratificazione; queste apparecchiature possono servire porte con larghezza da 1 a 1,5 metri. Nel caso, infine, di impossibilità di installare queste apparecchiature si ricorre a sistemi più complessi che prevedono un gruppo di trattamento dell’aria che la invia attraverso una griglia lunga quanto è larga la porta, per riprenderla con una griglia pedonabile a pavimento; in questo caso l’aria viene filtrata e sottoposta anche a un lavaggio.

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Fig. 35.29 Flussi d’aria nei pressi di una porta munita di apparecchio di ventilazione.

35.9.3 Negozi. Gli impianti di condizionamento per piccoli negozi sono generalmente realizzati con gruppi autonomi, il che rende abbastanza semplice sia la soluzione dei problemi di spazio sia quelli di gestione e manutenzione; spesso l’impiego di più macchine di piccola potenzialità consente anche di ridurre l’ingombro, generalmente presentato dalla canalizzazione per l’aria e, d’altro canto, aumenta l’affidabilità del sistema visto che, se una macchina va fuori servizio, non tutto il negozio va in crisi. Tra l’altro questo sistema consente anche di meglio seguire le variazioni del carico termico, considerato che nei negozi esistono per lo meno due zone: quella verso l’esterno a contatto con gli ingressi e con le vetrine e quella interna in cui è predominante un carico termico di segno costante dovuto all’illuminazione e all’affollamento. Molta attenzione va perciò posta nel calcolo del carico termico, tenendo nel debito conto il calore dovuto all’irraggiamento solare diretto, alla trasmissione attraverso le pareti esterne (vetrate e opache), all’illuminazione (sono elevati i valori di potenza elettrica dissipata in calore dalle diverse sorgenti luminose), all’affollamento e alle rientrate di aria dall’esterno. A titolo orientativo si possono considerare i seguenti valori più significativi: – condizioni termoigrometriche interne di 25  26 °C con il 50% di u.r. in estate e di 20  21 °C con il 40  45% di u.r. (qualche volta anche senza controllo dell’umidità) in inverno; – affollamento (se non esistono dati più precisi): 1 persona/10 m2; – potenza dissipata per illuminazione (quando non siano forniti valori più precisi): - gioiellerie e similari: 20  100 W/m2, - negozi senza particolari esigenze: 15  20 W/m2;

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I ricambi di aria esterna devono essere: – saloni di bellezza, barbieri: 50 m3/h per persona; – abbigliamento, calzature, mobili, ottica, fiori, foto: 41 m3/h per persona; – alimentari, lavasecco, farmacie: 32 m3/h per persona. Nel caso di porte d’ingresso ampie e senza particolari protezioni il carico termico sull’impianto di condizionamento (sia in estate sia in inverno) è considerevole. Nelle regioni molto calde in estate, e/o molto fredde in inverno, potrebbe essere necessario prevedere bussole all’ingresso o veli d’aria. Si è prima detto che sono di preferenza adottati condizionatori di tipo autonomo, vale a dire con incorporato gruppo frigorifero e batteria di raffreddamento a espansione diretta con raffreddamento del condensatore ad acqua (ove possibile) o ad aria. Entrambe le soluzioni devono essere valutate con attenzione, visti i vantaggi e gli svantaggi che ciascuna soluzione presenta. Possono essere presi in considerazione anche gruppi a pompa di calore, il che però conviene nei casi in cui in inverno non sia disponibile un fluido termovettore idoneo e di costo contenuto. Come è intuibile, la regolazione automatica deve essere la più semplice e la più affidabile possibile e ciò, per fortuna, è quasi sempre verificato visto che i condizionatori autonomi sono forniti con le proprie apparecchiature di comando e controllo. Come in tutti gli impianti occorrerà, infine, porre attenzione alla distribuzione dell’aria, che costituisce, quasi sempre, uno dei punti più dolenti di questo tipo di impianti: ciò è spesso causato da un lato dalle imposizioni degli arredatori e dall’altro dalla arrendevolezza dei progettisti. Le conseguenze spesso sono disastrose e non è raro trovarsi in zone nelle quali la velocità dell’aria è al di sopra di ogni limite sopportabile (0,15  0,20 m/s), per finire in zone di completo ristagno con sacche di calore e di cattivi odori. Per finire un suggerimento. È bene che la manutenzione venga affidata a ditta specializzata e organizzata, in grado di provvedere a tutte le operazioni necessarie per un funzionamento sicuro e duraturo: dalla pulizia e/o sostituzione dei filtri, al controllo del frigorifero, dell’olio e del grasso, dalla riparazione del motocompressore alla verifica del corretto e tempestivo intervento delle apparecchiature elettriche di controllo e sicurezza ecc.

35.10

MUSEI E BIBLIOTECHE

La conservazione del patrimonio culturale raccolto in musei, biblioteche, archivi ecc. impone da una parte un’azione di indagine e studio sulle condizioni in cui le opere d’arte sono conservate e dall’altra lo studio di quale possano essere gli impianti e quali caratteristiche essi debbano possedere per far fronte alle diverse esigenze poste da questo particolare e delicato settore. Un corretto approccio al tema del controllo ambientale, ai fini della conservazione delle opere d’arte, consiste prima di tutto nel monitorare l’ambiente per verificare se vi sia o meno compatibilità fra le condizioni ambientali e la conservazione dei

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manufatti e successivamente nel definire gli interventi da adottare per allungare la “vita” delle opere. Non è questa la sede per approfondire il tema del monitoraggio, le tecniche adottate e i risultati che vaste campagne di rilievo stanno producendo: si rimanda alla bibliografia citata. È ormai assodato, comunque, che i parametri da valutare e da controllare, ogni qual volta ci si accinge a studiare un ambiente nel quale raccogliere e conservare opere d’arte, sono principalmente: – la temperatura dell’aria; – la temperatura media radiante delle pareti; – l’umidità dell’aria; – le massime escursioni giornaliere sia della temperatura sia dell’umidità; – l’affollamento e la sua variabilità nel tempo; – l’illuminamento; – la massima quantità di radiazione ultravioletta; – l’inquinamento dell’aria per inquinanti solidi e gassosi (CO2, NOx, SO2, O3 ecc.). È altresì evidente che occorre conoscere anche le caratteristiche termo-fisiche dell’edificio in cui si conservano le opere. È noto che in Italia la maggior parte dei musei e biblioteche è ospitata in edifici monumentali i quali presentano pregi e difetti, che devono essere esaminati prima di decidere il tipo di impianti. Un’altra considerazione alla base di qualsiasi progetto è che le condizioni termoigrometriche, di illuminamento ecc. devono essere quelle idonee al bene da conservare e non per il benessere dei visitatori. Limitandosi a considerare le condizioni termoigrometriche dell’aria a contatto con l’oggetto, occorre tener presente che esso tende a entrare in equilibrio con l’aria che lo circonda, di modo che le brusche variazioni di temperatura e umidità (maggiormente di quest’ultima) possono causare danni notevoli. Molto importante, quindi, è avere le seguenti cognizioni. – Le basse temperature di per se stesse non sono generalmente dannose per gli oggetti museali, le alte lo possono essere in quanto favoriscono i processi degenerativi di carattere chimico. – La fluttuazione nel tempo della temperatura dell’aria a contatto con l’oggetto induce uno stress termico nell’oggetto stesso: esso tende a dilatarsi e a contrarsi al crescere o al diminuire della temperatura e, soprattutto se costituito da materiali diversi, esso può subire gravi danni. – L’umidità relativa influenza le variazioni di dimensione e di forma degli oggetti, i processi chimici e i processi biologici in quanto: - tutti i materiali organici in grado di assorbire acqua, quali il legno, l’avorio, il cuoio, i tessili, la carta, i collanti ecc. si gonfiano quando l’umidità relativa cresce e si restringono quando l’umidità relativa diminuisce, con conseguenti variazioni di peso, deformazioni, rotture di fibre e crepe; - diverse reazioni chimiche, quali la corrosione dei metalli, lo scolorimento delle tinture su cotoni, lini, lane, sete e l’indebolimento delle fibre organiche (tessili e carta), sono favorite da elevati valori di umidità relativa: soprattutto se in presenza di luce;

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CONDIZIONAMENTO

- i valori di umidità relativa superiori al 65% associati a valori di temperatura superiori a 20 °C favoriscono lo svilupparsi di muffe e accelerano i cicli vitali di numerosi dannosi insetti. – La qualità dell’aria a contatto dell’oggetto deve essere caratterizzata dalla minima quantità di inquinanti solidi e gassosi. In Italia le norme di riferimento sono: UNI 10829 e UNI 10969. La norma UNI 10829 del luglio 1999: “Beni di interesse storico e artistico. Condizioni ambientali di conservazione. Misurazione e analisi” riporta nell’introduzione quanto segue. “La corretta conservazione di beni di interesse storico ed artistico può essere assicurata solo nel caso in cui questi beni siano collocati in luoghi ove le condizioni ambientali, influenzanti i processi di degrado, siano opportunamente controllate al fine di limitare la velocità dei processi stessi. In particolare occorre che qualsiasi intervento edilizio o impiantistico, che possa modificare la preesistente situazione ambientale di locali destinati alla conservazione di beni di interesse artistico e storico, sia attentamente valutato svolgendo un’analisi ambientale preventiva per identificare le condizioni esistenti”. Lo scopo e il campo dell’applicazione sono i seguenti. “La presente norma prescrive una metodologia per la misurazione in campo delle grandezze ambientali termoigrometriche e di illuminazione ritenute significative ai fini della conservazione di beni di interesse storico e artistico, e fornisce indicazioni relative alle modalità di elaborazione e sintesi dei dati rilevati tramite parametri riassuntivi ritenuti utili a caratterizzare gli andamenti delle grandezze ambientali in vista di una loro valutazione finale al contenimento dei processi di degrado. La presente norma considera solamente le condizioni ambientali termiche, idrometriche e luminose. Essa non riguarda invece i criteri e i metodi per tale valutazione, che è affidata ai responsabili e agli esperti della conservazione degli oggetti in questione”. Gli studi e le ricerche, che da alcuni anni si vanno facendo circa le migliori condizioni termoigrometriche e di illuminamento per la conservazione dei beni, hanno comunque, consentito la redazione della tab. 35.6, nella quale sono riportate (a titolo puramente indicativo come detto nel progetto di norma già citato) i valori di riferimento per i parametri ambientali relativi alla conservazione di 33 categorie di materiali e oggetti, in condizioni di clima stabile nel tempo. I valori forniti devono essere considerati come “valori consigliati”, da adottare in mancanza di dati precisi o norme. Le categorie sono divise in tre gruppi: a) oggetti di natura organica; b) oggetti di natura inorganica; c) oggetti misti. I valori tabulati si riferiscono a: – temperatura dell’aria, θ (°C); – umidità relativa dell’aria, ϕ (%); – massima escursione termica giornaliera, Δθmax (°C); – massima escursione giornaliera di umidità relativa, Δϕmax (%);

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– massimo valore di illuminamento, Ilmax (lx); – massima quantità di radiazione ultravioletta, UVmax (μW/lm); – massima dose annuale di luce LOmax (Mlx h/anno). Tab. 35.6

Valori consigliati per la conservazione dei beni artistici in condizioni di clima stabile θ

Δθmax

ϕ (*)

Δϕmax

Il max

18  22

1,5

40  55

6

50

75

0,2

Tessuti, velari, tendaggi, tappeti, tappezzerie in stoffa, arazzi, seta, costumi, abiti, paramenti religiosi, materiali in fibra naturale, sisal, juta (2) 19  24

1,5

30  50

6

50

75

0,2

18

N.R.

N.R.

N.R.

150

75

Erbari e collezioni botaniche

21  23

1,5

45  55

2

50

75

0,2

Collezioni entomologiche

19  24

1,5

40  60

6

50

75

0, 2

Animali e organi anatomici conservati in formalina

15  25

N.R.

N.R.

50

75

0,2

Animali, organi anatomici essiccati, mummie

21  23

1,5

20  35

50

75

0,2

Pellicce, piume, animali e uccelli impagliati

4  10

1,5

30  50

5

50

75

0,2

Acquarelli, disegni, pastelli

19  24

1,5

45  60

2

50

75

0,2

Collezioni etnografiche, maschere, cuoio, indumenti in cuoio

19  24

1,5

45  60

6

50

75

0,2

Dipinti su tela, pitture a olio su tela e canovaccio, tempere, guazzi

19  24

1,5

40  55

6

150

75

0,5

Documenti, materiali d’archivio

13  18

50  60

5

150(4)

75(4)

Materiali costituenti la collezione

UVmax LOmax

a) Oggetti di natura organica Carta, cartapesta, lavori artistici in carta, veline, tappezzeria in carta, collezioni filateliche, manoscritti, papiri, stampe, materiali in cellulosa (1)

Cere, cere anatomiche (3)

Libri, preziosi, libri rilegati in pelle, rilegatura in pelle, pergamena, miniature 19  24

1,5

45  55

6

50

75

0,2

Lacche, mobili intarsiati, decorati o laccati

19  24

1,5

50  60

4

50

75

0,2

Sculture policrome in legno, legno dipinto, pitture su legno, icone, pendole in legno, strumenti musicali in legno

19  24

1,5

50  60

4

150

75

0,2

Sculture in legno non dipinte, oggetti in vimini, pannelli in legno o corteccia

19  24

1,5

45  60

4

150

75

0,5

N.R.

10

N.R.

b) Oggetti di natura inorganica Porcellane, ceramiche, grès, terracotta, tegole non da scavo e da scavo se demineralizzate

N.R.

(segue)

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CONDIZIONAMENTO

(seguito tabella 35.6) Materiali costituenti la collezione

θ

Δθmax

ϕ (*)

Δϕmax

Il max

Pietre, rocce, minerali, meteoriti (porosi) stabili

19  24

40  60

6

N.R.

Mosaici di pietre, pietre, rocce, minerali, meteoriti (non porosi), fossili e collezioni di pietre (5)

15  25

20  60

10

N.R.

Metalli, metalli levigati, leghe metalliche, argenti, armature, armi, bronzi, monete, oggetti in rame, stagno, ferro, acciaio, piombo, peltri (6)

N.R.

50

N.R.

Metalli con siti di corrosione attivi

N.R.

40

N.R.

Ori

N.R.

N.R.

N.R.

Gesso

21  23

1,5

45  55

Vetri instabili, iridescenti, sensibili, mosaici di vetro sensibili

20  24

1,5

2

UVmax LOmax

150

75

0,5

40  55

150

75

0,5

c) Oggetti misti Pittura murale, affreschi, sinopie (staccate)

10  24

55  65

N.R.

Pitture murali: a secco (staccate)

10  24

50  45

150

75

0,2

Avori, corna, collezioni malacologiche, uova, nidi, coralli

19  24

150

75

0,5

Dischi fonografici

40  60

6

10  21

40  55

2

Fibre sintetiche

19  24

40  60

50

75

0,2

Film, fotografie a colori (7)

0  15

30  45

50

75

0,2

Film, fotografie in bianco e nero (7)

0  15

30  45

150

75

0,2

Nastri magnetici (esclusi nastri per computer e videotape) (7)

5  15

40  60

Oggetti di materiali organici provenienti da zone di scavo umide (prima del trattamento) (8)

19  24

in aria satura

Materie plastiche

19  24

30  50

300

75

N.R. (*)

(1) (2) (3) (4) (5) (6) (7) (8)

1,5

 non rilevante adottare un valore possibilmente fisso scelto tra gli estremi nel caso di materiale in tensione sono da preferirsi i valori di umidità relativa (ϕ) più elevati nel caso di materiale in tensione sono da preferirsi i valori di umidità relativa (ϕ) più bassi nel caso di cere supportate, fare riferimento alle indicazioni relative ai singoli materiali di supporto solo per consultazione valori di umidità relativa molto specifici (dipende dai campioni) nel caso di oggetti costituiti da parti metalliche diverse tra loro saldate, oscillazioni di temperatura possono produrre effetti dannosi in mancanza di indicazioni specifiche del produttore allo scopo di prevenire attacchi biologici sono necessarie temperature ridotte (dell’ordine di 4 °C), immediati trattamenti antisettici e/o condizioni particolari di conservazione.

Nota. Le condizioni ambientali per oggetti di natura organica e misti [gruppi a) e c)] tengono conto solo della natura chimico-fisica del materiale costituente. In certi casi mantenere l’oggetto nelle condizioni ambientali riportate può risultare molto pericoloso. Per proporre un valore di ϕ bisognerebbe tenere conto almeno di altri tre fattori quali l’iter di invecchiamento del materiale medesimo prima della lavorazione, le condizioni ambientali alle quali il manufatto è stato sottoposto nel corso del tempo, i particolari sforzi meccanici a cui è soggetto.

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La norma UNI 10969 del febbraio 2002: “Beni culturali - Principi generali per la scelta e il controllo del microclima per la conservazione dei beni culturali in ambienti interni” fornisce linee guida per la scelta e il controllo del microclima finalizzato alla conservazione dei beni culturali in ambienti interni, quali: musei, gallerie, archivi, biblioteche, chiese e palazzi storici. Le variabili ambientali che vengono prese in considerazione e che nel loro insieme caratterizzano il microclima sono: temperatura, umidità relativa, umidità specifica, umidità assoluta, punto di rugiada, velocità e direzione dell’aria, indice di turbolenza, livello di illuminamento. Per la determinazione del microclima idoneo alla conservazione di un oggetto sono, comunque, necessari due tipi di azione. 1. “Una ricerca multidisciplinare atta a individuare lo stato di conservazione dell’oggetto al presente e nel passato, la sua storia pregressa e i valori dei parametri microclimatici in cui è stato conservato. Un oggetto che si sia conservato in buone condizioni dopo secoli o millenni in uno stesso ambiente dimostra che queste condizioni non devono essere cambiate.” 2. “Analisi di laboratorio atte a rilevare i fenomeni di alterazione in relazione alla risposta dei materiali alle variazioni dei parametri ambientali.” Alcune indagini possono costituire un rischio di degrado. Pertanto è consigliabile eseguire indagini per analogia, su materiali con storia pregressa simile, a scopo orientativo. Nel caso di oggetti costituiti da uno o più materiali dal comportamento termoigrometrico più complesso o, comunque, condizionato dalla sua storia pregressa, si deve procedere secondo quanto di seguito indicato. – Se un oggetto si trova già in un microclima favorevole, non vi sono processi di degrado in atto e non vi sono rischi o incompatibilità, allora deve essere mantenuto nelle condizioni ambientali cui si è adattato e da cui è stato condizionato. – Il microclima originario può essere, però, migliorato eliminando o attenuando una o più cause perturbanti (cicli diurni, fluttuazioni, brusche transizioni, gradienti ecc.). – Qualora sia assolutamente necessario cambiare le condizioni originarie di un oggetto rimasto a lungo in un dato microclima, quest’ultimo deve essere variato sulla base di studi specifici di compatibilità tra la storia conservativa (inclusa quella climatica) dell’oggetto, le sue caratteristiche chimico-fisiche e le nuove condizioni ambientali. – Nel caso di oggetti di recente realizzazione, o di storia ignota, che si trovano nella condizione di dover essere inseriti in un ambiente di conservazione, il microclima deve essere studiato sulla base delle caratteristiche chimico-fisiche dell’oggetto. – Nel caso sia necessario alterare il microclima in cui un oggetto è conservato, la transizione al microclima finale deve essere condotta con tempi lunghissimi (determinabili in relazione alle dimensioni dell’oggetto e ai materiali di cui è composto), facendo adattare l’oggetto gradualmente e impercettibilmente alle nuove condizioni e verificando continuamente che esso sia in grado di sopportare la transizione senza subire degrado.

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CONDIZIONAMENTO

– Nel caso di spostamenti di oggetti per esposizioni temporanee, restauri o altro, deve essere messa la massima cura per garantire il rispetto delle condizioni microclimatiche iniziali. Tale cura deve essere mantenuta anche durante le fasi di trasporto e deposito. – Nel caso di oggetti con superfici fotosensibili, si deve tenere presente che il degrado da radiazione luminosa è caratterizzato da un effetto cumulativo, per cui gli oggetti devono essere mantenuti a un livello di illuminamento il più basso possibile, filtrato delle componenti ultravioletta e infrarossa, e al massimo per il tempo compatibile con le reali necessità. Per evitare indesiderate variazioni temporali o spaziali dei parametri ambientali si devono preferire principalmente possibili rimedi passivi: l’isolamento termico, l’utilizzo di materiali e strutture dotate di alta inerzia termica e igrometrica, limitazione degli scambi incontrollati di calore e vapore, filtraggio della radiazione solare, sostituzione delle sorgenti luminose. Gli elementi terminali degli impianti (radiatori, bocchette di emissione o di ripresa dell’aria, ventilconvettori), così come le sorgenti di radiazioni o di vapore (umidificatori e deumidificatori), possono essere dannosi in relazione alle concentrazioni di massa o ai flussi convettivi o radiativi se posti in prossimità degli oggetti. Questi componenti d’impianto vanno, quindi, posti il più lontano possibile dalle opere esposte. Per rendere minimo il rischio di aggressività termoigrometrica ambientale, gli scambi di calore e vapore dovrebbero avvenire mediante elementi attivi estesi, di bassa potenza specifica e a funzionamento modulante per compensare gradualmente nella giornata le variazioni ambientali. Questa norma fornisce, infine, un suggerimento per soddisfare le esigenze termoigrometriche delle opere e quelle contemporanee degli occupanti i locali: un compromesso accettabile tra le due può essere individuato nel mantenere una temperatura intermedia tra le due richieste. Il vapore che deve essere aggiunto per evitare che l’ambiente diventi troppo secco per la conservazione di alcuni materiali e oggetti, va introdotto solo nella quantità minima necessaria mantenendo la temperatura al livello più basso accettabile. 35.10.1 Musei. I musei sono caratterizzati dall’avere molte aree con differenti utilizzazioni: esposizioni permanenti, esposizioni temporanee, laboratori di restauro, uffici, depositi; in alcuni grandi musei esistono anche zone di shopping, di ristoro ecc. È, quindi, evidente che ognuna di queste zone dovrà essere servita da impianti con caratteristiche diverse. Allo scopo di progettare impianti idonei alle esigenze è necessario essere al corrente dei programmi espositivi e delle eventuali modificazioni che potranno intervenire nell’uso degli spazi; ciò consentirà di prevedere impianti aventi le peculiarità richieste con quella flessibilità occorrente per le possibili future modificazioni del lay-out distributivo. In considerazione di ciò e del fatto che gli ambienti museali devono avere un clima artificiale il più possibile stabile nel tempo è opportuno tener presente alcuni suggerimenti.

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– La temperatura e l’umidità relativa possono essere meglio controllate, anche con ristrette tolleranze, in quegli ambienti che non risentono della variabilità del clima esterno. – Occorre tenere fisicamente separati gli ambienti nei quali è necessario mantenere condizioni termoigrometriche differenti fra di loro. – Per limitare l’ingresso di inquinanti solidi (polveri) e gassosi è necessario: - che sia buona la tenuta di porte e serramenti; - che i visitatori apportino la minore quantità possibile di polveri (riduzione del numero di visitatori, “lavaggio” con aria degli stessi ecc.); - ricorrere all’impiego di sistemi di filtrazione dell’aria immessa di ottima efficienza: prefiltrazione (F7) e postfiltrazione con efficienza non inferiore al 95% (F9). Per quanto riguarda le condizioni termoigrometriche che vengono mantenute in ambiente esse sono, per lo più, contenute in un campo che va dai 15 °C ai 24 °C per la temperatura (con un gradiente mensile non superiore a 1 °C e una variazione giornaliera di  0,75 °C) e dal 35  40% fino al 50% per l’umidità relativa (con gradiente mensile non superiore al 5% e una variazione giornaliera massima di  3%). Casi particolari andranno esaminati di volta in volta. Per quanto riguarda la qualità dell’aria e, cioè, il suo contenuto di inquinanti solidi e gassosi, il problema sta assumendo in questi tempi un’importanza crescente visti i danni che sia i gas, contenuti in quantità sempre più alta nell’aria delle città (SO2 NO2 - O3 ecc.), sia le polveri, possono arrecare alle opere d’arte. I valori limiti per le concentrazioni delle diverse sostanze sono riportati nella tab. 35.7. Tab. 35.7

Limiti massimi di concentrazione di inquinanti per musei e archivi

Inquinante Biossido di zolfo Biossido di azoto Ozono Particolato Biossido di carbonio Formaldeide VOC

Musei

Archivi

10 μg/m3 10 μg/m3 2 μg/m3

1 μg/m3 (0,4 ppb) 4,7 μg/m3 (2,5 ppb) 25,5 μg/m3 (13 ppb) 75 μg/m3 4,5 μg/m3 (2,5 ppb) 4 ppb 4 ppb

Proseguendo in queste considerazioni preme anche sottolineare la grande e spesso trascurata influenza che ha sia la velocità dell’aria a contatto con le opere d’arte (affreschi per esempio) sia la temperatura superficiale delle pareti alle quali possono essere addossate le stesse (i quadri per esempio e si pensi agli affreschi!). Da queste brevi notazioni discende, quindi, la conclusione che, se non per tutte, per molte opere d’arte è necessario concepire e realizzare gli impianti con la stessa attenzione (se non maggiore) di quella posta per gli impianti destinati al comfort delle persone. Per il controllo della qualità dell’aria negli ambienti espositivi, visti gli inquinan-

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CONDIZIONAMENTO

ti presenti nell’aria delle città, si fa sempre più ricorso a sofisticati sistemi di filtrazione e di abbattimento degli inquinanti gassosi, onde eliminarli prima che possano entrare in diretto contatto con le opere. Grazie al know-how e alla tecnologia oggi disponibili, è possibile eliminare gli inquinanti gassosi sia dall’aria di pressurizzazione sia dall’aria di ricircolo degli impianti di condizionamento. Il metodo di abbattimento dei contaminanti gassosi prevede l’impiego di filtri chemiassorbenti, costituiti da sferoidi porosi di allumina attivata, chimicamente impregnati di permanganato di potassio, contenuti in moduli o banchi profondi. L’eliminazione dei gas acidi avviene attraverso tre distinte fasi: l’assorbimento, l’adsorbimento e l’ossidoriduzione chimica che li trasforma in innocui composti solidi. A differenza dei tradizionali carboni attivi, i media chemiassorbenti sono particolarmente efficaci contro una vastissima gamma di gas e vapori, essendo ossidanti ad ampio spettro. Inoltre, mentre il carbone attivo può rilasciare il contaminante una volta che ne sia saturato, oppure può espellere i contaminanti molecolarmente leggeri quando è lambito da quelli più pesanti, il media chemiassorbente, trasformando i gas acidi in solidi innocui, determina la loro eliminazione senza possibilità di rilascio. Negli impianti di recente realizzazione o in fase di installazione, si procede a una prima filtrazione grossolana con filtri a secco piani, pieghettati o a rullo con rendimenti, secondo il metodo ponderale del 90%, si prosegue poi con una filtrazione tramite mezzi filtranti quali il carbone attivo (o, in alcuni casi, con carboni impregnati per permettere la rimozione di quei gas come l’H2S che non sono prontamente adsorbiti dai carboni attivi) e i materiali (allumine porose impregnate con permanganato di potassio) di cui si è detto. A valle delle sezioni di trattamento termico dell’aria (raffreddamento con deumidificazione, riscaldamento, umidificazione ecc.) devono poi essere installati filtri a tasche a elevata efficienza e, se del caso, anche filtri assoluti (con efficienza 99,99%). Molto importante è controllare con continuità la qualità dell’aria interna; ciò non è facile viste le piccole concentrazioni di inquinanti normalmente presenti e per l’effetto sinergico dovuto alla temperatura e all’umidità relativa. Sono stati messi a punto sistemi di misura che, partendo dall’attacco corrosivo di stringhe di rame, argento e oro, permettono di risalire al tipo di inquinanti e alla concentrazione. Queste informazioni sono preziose per operare una selezione mirata dei tipi di filtri chemiassorbenti da installare a protezione delle opere d’arte. Queste stringhe risultano utili soprattutto per la classificazione iniziale degli ambienti; presentano comunque alcuni limiti riconducibili al fatto che l’acquisizione dei dati avviene in modo irreversibile e non si è in grado di discriminare tra picchi occasionali e valori di fondo sempre presenti. Può, quindi, avvenire che tutta la corrosione rilevata in un periodo di esposizione di 30 giorni si sia manifestata in realtà in un solo giorno a causa di un evento accidentale dell’impianto. Inoltre, con le stringhe, i dati sono disponibili in un tempo non inferiore ai 60 giorni. Il recente sviluppo di uno strumento elettronico digitale e compatto, che fornisce letture continue dei livelli incrementali e cumulativi nel tempo della corrosione, risponde alle esigenze di immediata accessibilità alle informazioni relative alla qualità dell’aria nelle sale. Lo strumento è costituito da un sensore a cristalli di quarzo

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placcato in rame, da uno placcato in argento e da un sensore di temperatura-umidità i quali forniscono uscite analogiche indipendenti da 4  20 mA oppure 0  10 Vcc; è, inoltre, disponibile un’uscita seriale. Alcuni led, ubicati nella parte frontale dello strumento, consentono di visualizzare immediatamente la classe dell’ambiente monitorato e le fluttuazioni di temperatura-umidità. L’accesso ai dati cumulativi e incrementali nel tempo consente di distinguere i picchi di corrosione occasionali dai valori di fondo sempre presenti. Installando questi strumenti elettronici negli ambienti ad atmosfera controllata, è possibile acquisire preziose informazioni in tempo reale consentendo di intervenire sia per eventualmente sostituire i filtri sia per calibrare l’eventuale ricircolo dell’aria riducendo gli apporti di aria esterna, a tutto vantaggio del risparmio energetico. Per il controllo della temperatura e dell’umidità relativa, è necessario, visto il clima esistente in Italia, il ricorso a impianti di climatizzazione, che devono essere progettati facendo attenzione alle diverse zone nelle quali può essere suddivisa l’area espositiva e tenendo conto di alcune esigenze primarie. – Funzionamento 24 ore su 24 degli impianti e, quindi, estrema affidabilità dei componenti e anche ricorso ad apparecchiature in back-up. – Dimensionamento degli impianti con larghezza perché possano far fronte rapidamente alle variabili condizioni di carico termico e di fabbisogno d’aria esterna, funzione dell’affollamento. – Accurata distribuzione dell’aria onde evitare sia velocità alte sia stagnazioni, entrambe possibili cause di danni alle opere (erosione da un lato, scarso controllo dell’umidità relativa dall’altro, per mancata rimozione di sacche d’aria umida). – Attento controllo delle temperature superficiali delle pareti confinanti con l’esterno e con altri locali non trattati: attraverso di queste può aver luogo la migrazione di vapor d’acqua e si possono determinare condensazioni superficiali, evidentemente dannose se si pensa agli affreschi. L’aria contiene spesso sostanze inquinanti quali fumo, SO2, NO2 ecc. per cui, in caso di condensazioni, si avrà un trasporto e un deposito di queste sostanze sulle pareti, sostanze che per effetto dell’ossidazione e dell’idratazione possono dar origine a H2SO4 e altri acidi aggressivi con danni e alterazioni dei colori. – Controllo accurato delle condizioni termoigrometriche ambientali nonché delle temperature superficiali delle pareti più esposte. – Controllo della qualità dell’aria. – Opportunità o, meglio, necessità di supervisione continua di tutti i parametri legati al funzionamento. Per la peculiarità e la complessità delle problematiche poste dalla gestione degli impianti installati nei musei e nelle gallerie d’arte, la scelta della soluzione ottimale per il controllo di tali impianti rappresenta uno dei fattori decisivi per assicurare quelle condizioni ambientali che definiscono il microclima indispensabile per la conservazione del patrimonio artistico. Come è noto i parametri da tenere sotto controllo sono: – la temperatura dell’aria; – le temperature superficiali delle pareti;

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– – – – –

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l’umidità relativa; l’affollamento, molto variabile nello spazio e nel tempo; l’inquinamento dell’aria; il funzionamento o meno di alcune zone; la coesistenza, negli stessi ambienti, di collezioni artistiche miste, con esigenze anche diverse fra loro.

La progettazione di un sistema di controllo e la scelta della soluzione più adatta coinvolgono, inoltre, un altro aspetto che assume un’importanza fondamentale, e, precisamente, quello dell’affidabilità e della sicurezza del controllo e del funzionamento. Alle esigenze specifiche sopra menzionate, il sistema di controllo centralizzato adempie in maniera ottimale, grazie all’architettura DDC a intelligenza altamente distribuita la quale delinea una configurazione di sistema concepita e dedicata alla gestione integrata degli impianti tecnologici. I sistemi di condizionamento impiegati si possono ricondurre essenzialmente a due tipologie: – impianti a tutta aria; – impianti misti e, cioè, con aria primaria (tutta esterna opportunamente trattata) e unità di trattamento aria locali, tipo ventilconvettori o gruppi con portata aria e potenza maggiori. Gli impianti realizzati, a seconda delle situazioni riscontrate, si possono far rientrare in tre categorie: – impianto di condizionamento per tutto l’ambiente espositivo; – impianto di condizionamento dell’ambiente e controllo dell’umidità relativa all’interno delle vetrine espositive; – nessun impianto per l’ambiente, ma soltanto controllo delle condizioni termoigrometriche nelle vetrine. – –

–

–

I dati di riferimento per il calcolo degli impianti sono i seguenti. Condizioni termoigrometriche esterne: da determinarsi in relazione alla ubicazione del museo. Affollamento: questo aspetto merita una considerazione a parte molto approfondita in quanto, a secondo della destinazione delle zone in esame, l’affollamento ha un determinato valore e una variabilità nel tempo molto diversa. Deve, quindi, essere fissato anche in accordo con il conservatore; si possono, comunque, considerare preliminarmente i seguenti valori: - sale espositive, 1 persona/3 m2; - uffici, 1 persona/7  9 m2; - archivi, 1 persona/90 m2. Illuminazione: anche per la valutazione del carico dovuto all’illuminazione occorre un esame zona per zona; si possono assumere preliminarmente i seguenti valori: - per sale esposizione, 15  60 W/m2; - depositi, 10  13 W/m2. Rinnovo di aria esterna: 22 m3/h per persona.

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– Ricambi totali d’aria: 8  12 vol/h. – Velocità dell’aria nella zona occupata: inferiore a 0,13 m/s. – Livello sonoro: 35  40 dB(A). Il carico termico ambiente è dovuto agli ingressi di calore attraverso la struttura e le superfici vetrate, all’illuminazione e all’affollamento. Si è già visto, peraltro, come il calore che penetra all’interno (radiazione e trasmissione) e quello dovuto all’illuminazione non costituiscono un carico istantaneo per l’impianto: intervengono una attenuazione e uno sfasamento funzione dell’inerzia termica della struttura. Il calore dovuto all’affollamento è invece di tipo impulsivo e costituisce un carico istantaneo. Orbene le strutture di un edificio hanno sempre una buona inerzia e, quindi, il carico termico varia lentamente e influenza relativamente le condizioni interne, ciò significa che un impianto di condizionamento normale riesce a seguire abbastanza bene le variazioni. Nel caso in cui, invece, l’affollamento sia variabile con estrema rapidità, come capita nelle sale di esposizione, l’impianto deve poter anch’esso rapidamente compensare questa variabilità di calore sensibile e latente, in modo da mantenere stabili le condizioni termoigrometriche, limitando entro tolleranze molto ristrette le variazioni possibili. Da queste considerazioni si deducono essenzialmente le seguenti conclusioni. – L’impianto deve essere in grado di controllare con prontezza la variazione dei carichi e perché ciò sia possibile è necessario che la portata d’aria trattata e immessa nell’ambiente sia elevata in maniera da ridurre al minimo il tempo occorrente per il ripristino delle condizioni termoigrometriche al variare del carico dovuto all’affollamento: i valori sono di 6 vol/h; l’ASHRAE suggerisce valori da 8 a 12 vol/h. – L’impianto di climatizzazione deve essere realizzato con sistemi a tutta aria con possibilità di controllare separatamente la temperatura e umidità dell’aria. – La distribuzione dell’aria deve essere realizzata in maniera da ottenere una diffusione turbolenta che riduca il tempo di risposta del sistema. Per quanto riguarda gli schemi più adottati per gli impianti a tutta aria, si ricordano i seguenti: – impianti a doppio condotto, opportunamente modificato, nel quale la regolazione dell’umidità è ottenuta attraverso la miscelazione di aria proveniente dal condotto secco e da quello umido, mentre il controllo della temperatura si attiva con il postriscaldamento locale (fig. 35.30); – impianti a portata variabile in cui il controllo dell’umidità è ottenuto con la variazione della portata e quello della temperatura mediante postriscaldamento locale (fig. 35.31); – impianto con condotto unico a portata costante (fig. 35.32) e possibilità di postriscaldamento e postumidificazione. La scelta di un tipo di impianto piuttosto che di un altro dipende dalle dimensioni degli ambienti da climatizzare, dalle possibili diverse zone, dalla variabilità più o meno spinta dell’affollamento.

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Fig. 35.30 Impianto a doppio condotto.

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Per quanto riguarda la distribuzione dell’aria, si è già detto quanto sia importante, ai fini di una più veloce risposta dell’impianto alle esigenze termoigrometriche, che essa sia di tipo turbolento. I sistemi di immissione e ripresa dell’aria possono essere differenti; da diversi studi effettuati risulta che quello migliore prevede l’immissione dall’alto e la ripresa a pavimento al centro del locale. Con questa tipologia la velocità dell’aria lungo le pareti, dove possono essere poste le opere, è molto bassa; la temperatura e la concentrazione degli inquinanti sono massime nella zona occupata dalle persone (al centro) e vanno decrescendo verso le pareti. Una ripresa dell’aria a parete è da scartare perché provoca un aumento di velocità e di concentrazione di inquinanti proprio lungo la parete, dove, quindi, non sarebbe consigliabile disporre le opere. Merita un cenno particolare quella soluzione che prevede di esporre particolari materiali in ambienti confinati serviti da propri impianti di climatizzazione, in maniera da ricreare un ambiente adatto non compatibile con la presenza di persone: si tratta delle vetrine espositive. I problemi da risolvere sono diversi: – tipologia e accessibilità al loro interno; – protezione da furti e vandalismi; – qualità dell’aria interna: vetrine a perfetta tenuta o con fori di ventilazione equipaggiati con sistemi filtranti; – climatizzazione. Per quanto riguarda quest’ultimo aspetto possono esistere due tipi di sistemi: attivo e passivo. Il primo presuppone l’esistenza di un impianto di climatizzazione (dedicato o collegato a quello della sala nella quale la vetrina è collocata), il secondo, invece, ricorre a un materiale da mettere nella vetrina. Gli impianti di climatizzazione dedicati sono dotati di sistemi di filtrazione (per la polvere e per gli inquinanti gassosi), di umidificazione, di deumidificazione, di controllo della qualità dell’aria e delle condizioni termoigrometriche. Fra i sistemi passivi statici si ricorda quello basato sull’impiego di silicagel, materiale igroscopico di natura organica, che si presenta come un prodotto granulare non cristallino, incolore, inerte. Il quantitativo di materiale da introdurre nella vetrina dipende dalla capacità igroscopica, dalla tenuta della vetrina e dalle condizioni di umidità all’esterno e all’interno della vetrina. 35.10.2 Biblioteche. Le biblioteche sono costituite da diversi ambienti: sale di lettura, depositi, uffici ecc.; possono avere destinazioni diverse (comunali, statali, universitarie, scolastiche ecc.); variabile è anche il materiale conservato: si va dai libri, ai film, ai microfilm, alle fotografie, ai dischi, ai nastri magnetici ecc. La caratteristica più importante da controllare è l’umidità relativa mentre la temperatura può subire variazioni anche discrete, senza particolari inconvenienti. La carta è un materiale igroscopico che assorbe o cede acqua in funzione dell’umidità relativa dell’ambiente in cui essa è conservata. Si è visto che il valore di umi-

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Fig. 35.31 Impianto a portata variabile.

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Fig. 35.32 Impianto con condotto unico a portata costante, con postriscaldamento e postumidificazione.

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dità relativa più adatto al fine di impedire la fragilità (se bassa) o la formazione di idrolisi (se alta) è del 50%. Poiché esistono le sale di lettura e i depositi con esigenze certamente diverse, le condizioni termoigrometriche che si suggeriscono sono: – sale di lettura: - inverno: 20 °C con il 50% di u.r.; - estate: 25 °C con il 50% di u.r.; – depositi: temperatura fra 13 °C e 18 °C con un’umidità relativa del 50% ma, comunque, contenuta fra i limiti del 35% e del 65%. Dove sono custoditi film e microfilm le condizioni termoigrometriche sono: – temperatura: 15 °C con il 35% di u.r. Per i nastri magnetici: – temperatura: 15 °C con il 40% di u.r. I dati di riferimento da assumere per il progetto degli impianti di climatizzazione sono: – affollamento: molto variabile, si può arrivare anche a 1 persona/1 m2 nelle sale di lettura; nei depositi 1 persona/90 m2; – illuminazione: nelle sale di lettura i livelli sono piuttosto bassi 15  20 W/m2; nei depositi, e solo saltuariamente, si arriva a 10 W/m2; – rinnovo di aria esterna: 20 m3/h per persona, a meno di prescrizioni diverse; nei depositi non c’è in pratica presenza di persone; – ricambi totali d’aria: 8  12 vol/h; – velocità dell’aria nella zona occupata: inferiore a 0,13 m/s; – livello sonoro: 35 dB(A). Il carico termico deve essere attentamente studiato per valutare sia gli apporti solari attraverso le vetrate sia gli apporti di calore attraverso le strutture. Dal punto di vista della tipologia degli impianti, anche per le biblioteche si preferiscono impianti a tutta aria, in grado di servire, indipendentemente, le diverse zone così da conseguire un controllo costante delle condizioni termoigrometriche nel corso della giornata. Si rimanda, quindi, al paragrafo precedente nel quale sono illustrati e schematizzati gli impianti più idonei. Sono da scartare, come peraltro anche per i musei, gli impianti che prevedono tubazioni di acqua o vapore, installate negli ambienti serviti, al fine da scongiurare qualsiasi possibile pericolo. La filtrazione dell’aria sarà particolarmente curata (F7  F9) e, qualora fossero presenti inquinanti particolari nell’aria esterna, occorrerà ricorrere a filtri assoluti, a carboni attivi ecc. Come sempre, anche in questo caso, la distribuzione dell’aria deve essere particolarmente studiata: per evitare spiacevoli spifferi nelle sale di lettura dove si permane fermi per molte ore e per lambire tutti gli scaffali nei depositi.

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EDIFICI PER LO SPORT

Gli edifici per lo sport sono, generalmente, strutture adibite a manifestazioni diversificate: spettacoli musicali, assemblee, esposizioni e numerosi tipi di discipline sportive (basket, pallavolo, tennis, pugilato ecc.). Essi richiedono, pertanto, impianti di climatizzazione molto flessibili in grado di fornire prestazioni soddisfacenti per ogni tipo di utilizzo. Le condizioni microclimatiche che devono essere mantenute all’interno di un palazzetto per lo sport devono essere fissate sulla base di un compromesso fra le esigenze degli spettatori e quelle degli atleti e la cosa è immediatamente comprensibile se si pensa al tipo di attività svolta, all’abbigliamento ecc. Già si è avuto modo di dire (capitolo 10) come l’equilibrio termico dell’organismo umano è fortemente influenzato dal tipo di abbigliamento, caratterizzato dalla resistenza termica per unità di superficie corporea (1 clo  0,155 m2 °C/W) e dall’attività svolta che determina il calore prodotto. Nella tab. 35.8 sono riportati i valori medi del calore metabolico per diverse attività sportive. Tab. 35.8 Attività sportiva

Attività metabolica relativa a diversi sport Livello dell’attività

met

Badminton (volano)

agonismo allenamento

12 7

Balletto

lavoro alla sbarra

5

Bowling

2

Boxe

agonismo allenamento

9 13

Ciclismo su pista

agonismo

16

Corsa

20 km/h 15 km/h 12 km/h 9 km/h

15 9 8 7

Danza

moderna e folk

5

Ginnastica

moderna e tradizionale educazione fisica scolastica

6 5

Giochi di squadra (basket, pallavolo, pallamano ecc.)

agonismo allenamento

14 4

Scherma

agonismo

7

Squash

7

Tennistavolo

agonismo allenamento

14 4

Trampolino

(salti su trampolino)

9

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CONDIZIONAMENTO

Il tasso metabolico degli spettatori è di circa 1,2 met (1 met  58,2 W/m2). Per determinare la temperatura che soddisfa il maggior numero di spettatori ci si può riferire al diagramma della fig. 35.33, dal quale si rileva che, d’estate, quando l’abbigliamento ha un valore di circa 0,5 clo, la temperatura ideale è di circa 25  26 °C; in inverno, invece, con un valore di 1  1,5 clo la temperatura ideale è sui 20  22 °C. Per gli atleti la temperatura ottimale è ricavabile dal diagramma della fig. 35.34 ed è variabile con l’attività. Fastidiose potrebbero essere le correnti d’aria per gli spettatori, per cui è bene non superare i 0,15 m/s. L’umidità relativa ha, come si è già detto, scarsa influenza sugli spettatori; per gli atleti, invece, valori molto bassi possono causare eccessiva sudorazione, mentre alti valori possono ostacolare la termoregolazione; il valore medio, comunque, può essere compreso fra il 30% e il 60%. Per quanto riguarda la qualità dell’aria lo Standard ASHRAE 62-2001 prevede 8 L/s (29 m3/h) a persona per la zona spettatori mentre per la zona degli atleti (e in funzione dell’attività svolta) la portata d’aria esterna necessaria può essere 10  30 volte superiore. Per sale polivalenti l’ASHRAE prescrive un rinnovo di 14 L/s (50 m3/h) per persona. L’affollamento può essere valutato in 1 persona/1,0 m2 per la zona spettatori, esso, comunque, va valutato anche in relazione al tipo di manifestazione: tennis, boxe, concerto rock ecc. Nella tab. 35.9 si riportano i valori di affollamento, i carichi di illuminazione e le portate di aria per persona considerati in un impianto di recente realizzazione.

Fig. 35.33 Diagramma di Fanger per determinare la temperatura ottimale per il pubblico in funzione dell’attività (met) e dell’abbigliamento (clo).

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Tab. 35.9

Dati di riferimento per il progetto di un palazzo dello sport

Destinazione Zona spettatori Spogliatoi Bar, ristoranti, club Studi TV Allenamento Uffici

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Affollamento (m2/persona)

Aria esterna di rinnovo (m3/h per persona)

Illuminazione (W/m2)

1 2 1,5 7 10 10

20  30 35 35 35 50 35

35 20 20 160 30 15

Il carico termico è essenzialmente determinato, in occasione di eventi sportivi o di spettacoli, dall’affollamento, per cui il fattore termico (rapporto fra calore sensibile e calore totale) è su valori di 0,60  0,65; è, quindi, necessario, per controllare l’umidità relativa, ricorrere al postriscaldamento. Per quanto riguarda la filtrazione dell’aria è bene prevedere un prefiltro G4 e una postfiltrazione F6. Gli impianti di climatizzazione, viste le dimensioni di questi ambienti, sono del tipo a tutta aria con ricircolo; vengono, quasi sempre, adottate un gran numero di centrali dislocate lungo il perimetro dell’edificio. Tutte sono dotate di doppio ventilatore e serrande coniugate sull’aria esterna, sull’aria di ricircolo e sull’aria espulsa, così da poter effettuare il free-cooling, non appena le condizioni dell’aria esterna lo consentano.

Fig. 35.34

Temperature ottimali per gli atleti negli edifici sportivi in funzione dell’attività svolta (vestiario  0,1 clo).

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È evidente, poi, che esistono sistemi di climatizzazione e di ventilazione separati per le diverse zone: ingressi, sale di allenamento, spogliatoi, bar ecc. che possono funzionare anche quando l’edificio principale è chiuso. La distribuzione dell’aria rappresenta un fattore molto importante sia per il benessere delle persone sia per il funzionamento dell’impianto. Sono possibili, essenzialmente, due tipi di immissione. – Immissione con diffusori a soffitto a grande gittata, con lancio regolabile in funzione della temperatura dell’aria: questo sistema comporta l’assorbimento diretto del calore emesso dalle lampade e determina la miscelazione fra l’aria che scende fredda e quella che sale calda dagli spettatori. – Immissione laterale con bocchette o, meglio, con ugelli a grande gittata. Questo sistema ha il vantaggio di non rimuovere l’aria calda che si stratifica a soffitto, con il vantaggio di ridurre il carico di raffreddamento. Nel periodo invernale l’aria calda accumulata in alto può essere rimossa con destratificatori. Gli impianti vengono, di solito, completati con sistemi di riscaldamento a pannelli radianti alimentati con acqua calda a bassa temperatura per la zona del parterre; così si ottiene un riscaldamento di base quando le persone presenti sono poche (allenamenti, allestimenti ecc.). Prima dell’inizio dello spettacolo viene avviato l’impianto con tutta aria di ricircolo, per poi aprire le serrande dell’aria esterna all’ingresso del pubblico. Per quanto riguarda le centrali, merita un cenno (degno di maggior approfondimento) la considerazione che gli edifici per lo sport sono caratterizzati da diagrammi di carico irregolari con punte molto spiccate ma di durata limitata allo svolgimento degli spettacoli. Potrà, quindi, essere conveniente realizzare la centrale frigorifera con più gruppi e con possibilità di ricorrere all’accumulo (di ghiaccio per esempio) per ridurre le punte e le potenze dei gruppi e godere anche di tariffe preferenziali per l’energia elettrica. Un aspetto che deve essere sempre considerato è la sicurezza in generale e, in particolare, quella connessa con il pericolo di incendio. Gli impianti di climatizzazione devono, pertanto, essere concepiti affinché in caso di incendio possano provvedere a evacuare i fumi, riducendo così il panico, scongiurando anche danni peggiori. Un’ottima soluzione è quella di utilizzare i ventilatori di ripresa e di ricircolo per aspirare l’aria inquinata e i fumi per scaricarli all’esterno. È evidente che con opportune serrande, comandate da una centrale di supervisione, si potrà attivare questo tipo di ventilazione. 35.11.1 Piscine coperte. Gli impianti termici per una piscina coperta sono numerosi e tutti piuttosto complessi: – climatizzazione e ventilazione; – filtrazione e disinfezione dell’acqua della vasca; – riscaldamento dell’acqua di reintegro della vasca; – riscaldamento e ventilazione degli spogliatoi e dei servizi igienici; – illuminazione, messa a terra, collegamenti equipotenziali ecc. Ci si limiterà a considerare il problema della climatizzazione e del riscaldamento dell’acqua di reintegro.

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La necessità della climatizzazione delle piscine deriva da due considerazioni: – necessità di controllare l’umidità relativa ambientale al fine di controllare i fenomeni di condensazione sulle superfici in vista o nascoste dell’edificio e minimizzare il pericolo delle corrosioni dei materiali metallici; – assicurare un buon comfort per gli spettatori e i nuotatori. La scelta dei materiali da costruzione e la tipologia architettonica (presenza di più o meno ampie vetrate, per esempio) devono costituire una preoccupazione costante del progettista edile e, pertanto, è necessario, forse più che in altri casi, una stretta collaborazione fra l’architetto e l’impiantista. Come si è detto le piscine sono caratterizzate da valori molto elevati di calore latente che deve essere controllato con l’impianto di ventilazione, onde evitare, da un lato, le condensazioni sulle pareti fredde (per alti valori di umidità relativa) e, dall’altro (per bassi valori di umidità), un’evaporazione dell’acqua dalla superficie corporea esposta dei nuotatori e una maggiore evaporazione dell’acqua della vasca che deve essere reintegrata e riscaldata. Mentre nel periodo invernale, quando cioè l’aria esterna ha un basso contenuto d’umidità, questa può essere utilizzata convenientemente per assorbire il vapore d’acqua emesso dalla vasca, negli altri periodi, e particolarmente in estate, è necessario ricorrere alla deumidificazione o con sistemi meccanici a compressione (batteria, acqua refrigerata o fluido refrigerante e compressore) oppure con deumidificatori chimici. Le piscine possono essere di tre tipi: – piscine con spettatori; – piscine senza spettatori; – piscine terapeutiche. Le piscine con spettatori devono essere dotate di impianti distinti: uno per la zona della vasca e l’altro per l’area degli spettatori; da questa area non deve essere richiamata l’aria umida e ricca di cloro che proviene dalla sottostante zona vasca. In ogni caso gli impianti sono del tipo a tutta aria, con eventuali sistemi di riscaldamento con pannelli radianti a pavimento lungo i percorsi pedonali o sotto le vetrate. I parametri principali da determinare o assumere per il progetto di un impianto di climatizzazione sono: la temperatura dell’acqua della vasca, la temperatura dell’aria, la sua umidità relativa, la velocità dell’aria, la temperatura dell’aria esterna e la sua umidità relativa. Per le condizioni termoigrometriche dell’aria esterna e per l’evoluzione nel corso dell’anno ci si deve riferire alle più volte citate norme UNI o a fonti note al progettista. Le condizioni termoigrometriche interne consigliate sono: – piscine a scopo agonistico o ricreativo: 24  29 °C con il 50  60% di u.r.; – piscine terapeutiche: 27  29 °C con il 50  60% di u.r. Per la temperatura dell’acqua i valori consigliati sono: – piscine a scopo agonistico: 22  24 °C; – piscine a scopo ricreativo: 24  29 °C; – piscine terapeutiche: 29  35 °C.

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L’affollamento massimo si può calcolare considerando 1 persona/2 m2 per la zona nuotatori e 1,5  1 persona/1 m2 per la zona spettatori; opportuni coefficienti di contemporaneità andranno assunti in funzione del tipo di piscina. I ricambi minimi di aria esterna che devono essere garantiti sono per lo meno di 30 m3/h per persona o, comunque, non inferiori a 20 m3/h per metro quadrato di vasca. La velocità dell’aria nella zona nuotatori deve essere  0,10 m/s mentre nella zona spettatori si può arrivare a 0,20 m/s. Per la filtrazione dell’aria occorrerà un prefiltro (G4) e un filtro a più alta efficienza (F6). Volumi di aria in circolazione: – piscine con spettatori: 6  8 vol/h; – piscine senza spettatori: 4  6 vol/h; – piscine terapeutiche: 4  6 vol/h. Livello di rumore consigliato: 45 dB(A). Per il progetto di un impianto di climatizzazione, una volta fissati i valori termoigrometrici per l’ambiente, la velocità dell’aria a contatto con l’acqua della vasca e la temperatura dell’acqua, si deve calcolare la quantità di vapor d’acqua liberato dallo specchio della vasca e, successivamente, calcolare la portata d’aria esterna minima necessaria. Nell’ipotesi in cui l’aria si muova sulla superficie dell’acqua alla velocità w si può adottare l’espressione empirica (Carrier 1918): W  A (pw  pa) (0,089  0,0782 w)/r

(35.3)

dove: W A w pw

 quantità di acqua evaporata (kg/s)  superficie dello specchio evaporante (m2)  velocità dell’aria a contatto con l’acqua (m/s)  pressione di saturazione del vapore alla temperatura della superficie dell’acqua (kPa)  pressione parziale del vapor d’acqua nell’aria nelle condizioni ambientali, pa equivalente alla pressione di saturazione dell’acqua alla temperatura di rugiada dell’aria ambiente (kPa) r  calore latente di vaporizzazione dell’acqua alla temperatura della superficie del bacino (kJ/kg) 0,089  costante avente le dimensioni di W/(m2 Pa) 0,0782  costante avente le dimensioni di Ws/(m3 Pa) Per r si può assumere il valore di 2400 kJ/kg; per w compresa fra 0,05 e 0,15 m/s l’espressione (35.3) diventa: W  4 105 A (pw  pa)Fa

(35.4)

I valori di pw e pa si possono desumere dalla tab. 2.6 del capitolo 2. Il coefficiente Fa, chiamato fattore di attività, deve essere attentamente valutato in quanto corregge in più o in meno il valore calcolato di vapore d’acqua generato, tenendo conto dell’attività che si svolge in piscina.

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Nella tab. 35.10 sono riportati questi fattori Fa e si può constatare quanto diversa sia l’emissione di vapore da una piscina residenziale privata rispetto a quello di una piscina pubblica. Tab. 35.10 Fattori Fa Tipo di piscina

Fattore Fa

Piscina residenziale Piscina condominiale Piscina terapeutica Piscina in hotel Piscina pubblica, scuole Vasche idromassaggio Piscine Spa Piscine con movimento ondoso

0,5 0,65 0,65 0,8 1,0 1,0 1,0 1,5

Si può anche utilizzare, con buona approssimazione, l’espressione che lega le pressioni ai valori di umidità specifica dell’aria: p pw  pa  ––––– (xw  xa) 0,64 dove: p  pressione atmosferica totale: 101,325 kPa xw  umidità specifica dell’aria satura alla temperatura dell’acqua di superficie della vasca (kgv/kga) xa  umidità specifica dell’aria ambiente (kgv/kga) Per assorbire la quantità W di vapore occorrerà una portata d’aria esterna minima avente un contenuto assoluto di umidità xe tale per cui: W V  –––––––––– ρ (xa  xe)

(35.5)

dove: V  portata d’aria (m3/s) ρ  massa volumica dell’aria: 1,204 kg/m3 xa  umidità assoluta dell’aria ambiente (kgv/kga) alle condizioni di progetto xe  umidità assoluta dell’aria esterna (kgv/kga) alle condizioni minime di riferimento I valori di xa e xe si possono ricavare dal diagramma psicrometrico. L’aria esterna minima così calcolata (per le condizioni minime di progetto) corrisponde in genere a 1,5  2 vol/h, il che è molto al di sotto dei valori normalmente occorrenti: 6  8 vol/h. Una volta fissata, quindi, la portata totale più opportuna, il complemento alla minima aria esterna dovrà essere costituito da aria di ricircolo. La regolazione dell’umidità provvederà poi gradualmente ad aumentare la portata d’aria esterna man mano che il suo contenuto assoluto di umidità sale, fino ad arrivare al valore massimo, pari al 100% della portata.

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Perché ciò sia fattibile è necessario prevedere un ventilatore per il ricircolo e l’espulsione, con portata pari a quella totale immessa, meno l’aliquota parte di aria che viene aspirata da altri servizi o che può sfuggire dalle aperture dei serramenti. L’espressione (35.5) consente, una volta fissata la portata massima di aria esterna, di determinare quali potranno essere le condizioni limiti di umidità assoluta dell’aria esterna ancora in grado di controllare l’umidità relativa interna, senza far ricorso a sistemi meccanici. Un esempio potrà essere utile per completare il discorso. Per una piscina avente le dimensioni di 35 m 20 m, dotata di una vasca di 25 m 12,5 m e con un’altezza di 5 m, il volume totale dall’ambiente è pari a 3500 m3. Le condizioni termoigrometriche interne siano di 27 °C con il 50% di u.r., mentre le condizioni minime esterne di riferimento per il calcolo siano 0 °C con il 90% di u.r.; la temperatura dell’acqua sia di 24 °C. Per calcolare la quantità d’acqua evaporata si deve considerare che tutt’intorno alla vasca il pavimento è per lo più bagnato, per cui si calcola la superficie A aggiungendo 1,5 m per ogni lato, quindi, A  28 m 15,5 m  434 m2. Per le condizioni di temperatura e umidità prima riportate si ricava: pw  2,9852 kPa pa  1,7620 kPa per cui W  4,1 105 434 (2,9852  1,7620)  0,02177 kg/s. La portata d’aria esterna, quando si trova nelle minime condizioni di progetto, si calcola ricavando dal diagramma psicrometrico: xa  0,0112 kgv/kga xe  0,0035 kgv/kga Δx  0,0077 kgv/kga per cui

0,02177 V  ––––––––––––––  2,348 m3/s 1,204 0,0077

e cioè 8450 m3/h corrispondenti a circa 2,4 vol. amb/h. Volendo un ricambio pari almeno a 6 la portata totale dovrà essere di 21.000 m3/h (5,83 m3/s); si può ora verificare quale sarà la condizione limite dell’aria esterna che ancora consente (con aria esterna pari al 100%) di non ricorrere alla deumidificazione. Per le stesse condizioni termoigrometriche interne (27 °C col 50% di u.r.) e acqua a 24 °C si può scrivere: 0,02177 xa  xe  –––––––––––––  0,0031 kgv/kga 1,204 5,83 quindi xe  0,0112  0,0031  0,0081 kgv/kga. Dal diagramma psicrometrico si può rilevare, quindi, che le condizioni dell’aria esterna, ancora in grado di deumidificare, sono tutte quelle rappresentate da punti posti sotto la retta di umidità costante (fig. 35.35) limite; per esempio 22 °C con il

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50%; va, comunque, verificato che la temperatura d’immissione sia compatibile con il calore sensibile ambiente da asportare. Gli impianti, come si può desumere da quanto è stato detto, sono a tutta aria e i condizionatori sono dotati di: – sezione di recupero del calore; – sezione di miscelazione; – sezione filtrante (pre e postfiltrazione); – sezione di preriscaldamento; – sezione di raffreddamento e deumidificazione (eventuale); – sezione di postriscaldamento; – sezione ventilatore di mandata; – sezione ventilatore di ripresa ed espulsione. Per contenere i consumi energetici è necessario ricorrere a recuperatori di calore sull’aria espulsa; visto il contenuto di umidità di questa aria si riesce anche a recuperare calore latente con indubbi vantaggi gestionali. Possono essere utilizzati diversi tipi (a piastre, a tubi di calore, a doppia batteria) e si rimanda al capitolo 29 per un approfondimento. La regolazione automatica si attua con un regolatore di temperatura che agisce sulla batterie di postriscaldamento e con un regolatore di umidità relativa che modifica il quantitativo di aria esterna per mantenere costante l’umidità. Quando poi, raggiunto il valore di portata massima di aria esterna, l’umidità tende a salire (medie stagioni ed estate) allora il sistema mette sotto controllo entalpico la miscelazione dell’aria (in maniera da garantire la minima portata d’aria esterna) e attiva il sistema di deumidificazione con la batteria di raffreddamento.

Fig. 35.35

Condizioni termoigrometriche in una piscina.

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La batteria di preriscaldamento viene prevista per effettuare, in inverno, un primo trattamento che porti l’aria fino a 20 °C circa, assegnando alla batteria di postriscaldamento il compito della regolazione fine di temperatura. Un termostato limite sulla mandata dell’aria impedisce che, in qualche caso, l’aria possa essere immessa in ambiente a temperatura inferiore ai 25  26 °C, che potrebbe essere fastidiosa. È anche opportuno che tale temperatura sia di 1  2 °C più alta della temperatura dell’acqua (ma non maggiore del limite di 30 °C) per ridurre la quantità di acqua evaporta ed evitare fastidi alle persone. Per quanto riguarda la distribuzione dell’aria, ideale sarebbe l’immissione a un’estremità della piscina e la ripresa all’altra estremità, in quanto ciò determina un flusso d’aria sensibilmente parallelo alla superficie dell’acqua. Questa disposizione permette di installare bocchette o ugelli a grande gittata e ciò rende il sistema senz’altro più economico rispetto alla soluzione con diffusori a soffitto. Sia i diffusori sia i canali è bene che siano realizzati in alluminio (per le bocchette e le griglie si impiega alluminio anodizzato). In presenza di vetrate si può prevedere l’immissione di parte dell’aria al di sotto di queste con ripresa in alto, si crea così un velo di aria calda che impedisce la condensazione sulle superfici fredde e allontana il vapore e l’odore di cloro (fig. 35.36). È buona norma tenere in leggera depressione la sala per limitare la diffusione di aria umida verso le zone contigue sempre allo scopo di minimizzare eventuali condensazioni sulle strutture; ciò potrà essere ottenuto pressurizzando i locali, evitando così di mettere in depressione la sala rispetto all’esterno (da 15 a 40 Pa di pressione negativa) con possibili ingressi di aria fredda. Per la deumidificazione si può ricorrere anche a un sistema a pompa di calore; in questo caso il gruppo di trattamento aria provvede a rinnovare soltanto il volume d’aria strettamente necessario per garantire le condizioni di buona qualità dell’aria interna, mentre la deumidificazione è ottenuta con una batteria di raffreddamento posta a monte della batteria di riscaldamento. Questa batteria è a espansione diretta di fluido frigorigeno che poi condensa nella batteria di riscaldamento, recuperando così il calore latente che rappresenta l’effettivo recupero energetico (fig. 35.37). È evidente che la taglia della pompa di calore deve essere scelta in modo opportuno perché non potrà essere dimensionata per coprire la massima necessità di deumidificazione in quanto sarebbe esuberante il calore restituito al condensatore, a meno di non poterne utilizzare una parte per il riscaldamento dell’acqua della piscina e/o sanitaria. Nel periodo medio-stagionale, comunque, si potrà sempre ricorrere al sistema di incremento dell’aria esterna. Questa soluzione deve essere attentamente studiata perché sembra, almeno ai costi attuali, non conveniente rispetto al sistema con deumidificazione con aria esterna e recupero del calore. Altri sistemi possono essere studiati ma sempre deve essere verificata la convenienza economica. Il fabbisogno termico per una piscina deve essere calcolato considerando: – le dispersioni di calore dell’intero edificio; – il calore necessario per riscaldare l’aria esterna dalla temperatura esterna a quella ambiente: l’aria per la zona della vasca, l’aria per gli spogliatoi (3 vol/h), per l’atrio (minimo 1 vol/h) e per le zone accessorie (0,5 vol/h);

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Fig. 35.36 Impianto di climatizzazione per una piscina, con deumidificazione con aria esterna ed eventuale batteria di raffreddamento per il periodo estivo. – il calore perduto per evaporazione dell’acqua della piscina; – le dispersioni di calore del bacino; – il riscaldamento dell’acqua di reintegro (acqua evaporata più quella asportata dai bagnanti) e quella di rinnovo valutabile in 30 litri/persona per giorno; – il calore per riscaldare l’acqua calda sanitaria destinata alle docce. Strutture murarie. Gli elementi di costruzione (pareti, tetto, pavimento ecc.) devono essere scelti in modo che il coefficiente globale di trasmissione termica sia tale che: – la temperatura della superficie interna sia tanto elevata (superiore al punto di rugiada ambiente) da evitare qualsiasi fenomeno di condensazione visibile;

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– le cadute di temperatura e di tensione di vapore attraverso ciascun costituente delle strutture non determinino all’interno di esse fenomeni di condensazione nascosta; – in corrispondenza di tutte le superfici della piscina dovrà essere mantenuta una temperatura media radiante fra i 21 °C e i 24 °C. In questo modo si evita che il nuotatore svestito possa cedere calore per radiazione o meglio si riduce al minimo questa quantità di calore ceduto, evitando così la sensazione di freddo che è sempre associata con la radiazione verso superfici fredde.

Fig. 35.37

Impianto di climatizzazione di una piscina coperta con un sistema di deumidificazione a pompa di calore.

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Per quanto riguarda il controllo della condensazione occorre studiare il fenomeno della trasmissione del vapore. Il vapor d’acqua è un vapore a bassa pressione e sotto molti aspetti si comporta come un gas perfetto, espandendosi e contraendosi in modo da riempire esattamente lo spazio in cui è contenuto. La quantità di vapore (a saturazione) contenuta in un certo volume è funzione della temperatura: maggiore è la temperatura maggiore sarà la quantità di vapore. Più il vapore è costretto in uno spazio chiuso e maggiore sarà la sua pressione; esso, pertanto, tende a passare dalle zone di maggiore concentrazione a quella di concentrazione minore e la velocità di passaggio dipende dalla differenza di pressione e dalla permeabilità dei componenti strutturali. Riferendosi all’esempio fatto con aria della piscina a 27 °C con il 50% di u.r. e con condizioni esterne di 0 °C con il 90% di u.r., la forza motrice che determina questo passaggio di vapore è quella corrispondente alla differenza pw  pa che si è visto essere eguale a: 2,9852  1,7620  1,2232 kPa. È necessario, quindi, verificare (a mezzo del diagramma di Glaser) che non sia possibile la condensazione nei diversi strati della struttura; nei casi in cui ciò fosse possibile si potrà ricorrere all’impiego di barriere al vapore (sistemate sul lato caldo dell’isolamento). I tipi e le applicazioni delle barriere di vapore sono molti e complessi ma è bene tener sempre presente che per differenze di pressioni notevoli non c’è barriera di vapore che tenga. Le condensazioni determinano la fessurazione degli intonaci, il deterioramento dei materiali, la formazione di salnitro sulle pareti, la corrosione degli elementi strutturali metallici ecc. Molti tipi di isolamento termico perdono le loro caratteristiche nel caso vengano bagnati, peggiorando così la situazione. 35.11.2 Palestre e centri fitness. Si vanno sempre più diffondendo in Italia palestre ove esercitare attività fisica di diverso tipo: – body building; – aerobica; – spinning; – squash; – arti marziali. Tutte queste attività si svolgono, spesso, in ambienti separati, in periodi diversi della giornata e con affollamenti variabili. Questi ambienti sono caratterizzati da: – funzionamento per circa 16 ore/giorno compresi i giorni festivi; – variabilità di affollamento nel corso della giornata; si possono evidenziare tre periodi di punta: uno dalle ore 7,30 alle ore 10, il secondo, nell’intervallo lavorativo, dalle ore 12 alle ore 15, e l’ultimo, nel tardo pomeriggio-sera, dalle ore 18 alle ore 22,30  23; – affollamento in genere molto elevato nei periodi citati; – forte dissipazione di calore sensibile e latente in ambiente da parte degli utilizzatori. Per le attività che si svolgono è opportuno considerare le seguenti emissioni:

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a) attività aerobica ad alta intensità: – calore sensibile emesso dalla singola persona: 80 W – calore latente emesso dalla singola persona: 140 W corrispondente a un’emissione di circa 208 g/h di vapore b) attività di media intensità: – calore sensibile emesso dalla singola persona: 80 W – calore latente emesso dalla singola persona: 115 W corrispondente a un’emissione di circa 165 g/h di vapore A questi carichi occorre aggiungere il calore sensibile emesso dai corpi illuminanti e da altre fonti, per le quali si può stimare un valore di 20  25 W/m2. Orbene, come si è già visto a proposito delle piscine, la grande quantità di vapor d’acqua prodotta deve essere neutralizzata dall’aria immessa da un impianto di climatizzazione. Tale impianto è a tutta aria (in qualche caso potrà anche essere del tipo VAV) con una portata totale che è bene non sia inferiore a 10  15 vol. amb/h. È opportuno, come già visto per le piscine, utilizzare (fin quando il contenuto d’acqua nell’aria lo consente) aria esterna per bilanciare il carico di umidità. Ora se si considera, nel caso limite di una differenza di umidità assoluta fra aria esterna e ambiente pari a 1,5 g/kg, si ricava che per ogni persona che emette 200 g/h di vapore, occorrerà una portata di aria esterna pari a 133,3 kg/h (⬇ 111 m3/h). Per un affollamento medio-massimo di 1 persona/2,5 m2, si determina una portata d’aria (considerando un’altezza di 3 metri degli ambienti) pari a 14,8 vol. amb/h. L’impianto di climatizzazione deve, quindi, essere studiato per una portata massima di ⬇ 15 vol. amb/h, con possibilità (ottenuta dal sistema di regolazione automatica dell’umidità ambiente) di modulare la portata di aria esterna da un valore minimo (pari a quello occorrente per garantire una buona qualità dell’aria ambiente: 35  45 m3/h per persona) fino al valore massimo. Una volta raggiunto questo valore occorrerà poi intervenire con un gruppo frigorifero per poter effettuare la deumidificazione (riportando a questo punto l’aria esterna al valore minimo). Il controllo della temperatura viene sempre effettuato con il postriscaldamento.

35.12

AEROPORTI

Gli aeroporti sono caratterizzati essenzialmente da un edificio principale e dai terminali (disposti a raggiera o allineati) prospicienti la pista per l’attracco degli aerei. Nell’edificio principale trovano posto i saloni lato partenze e lato arrivi, la zona per il check-in, il bar, il ristorante, negozi vari, i saloni per la restituzione dei bagagli ecc.; i terminali comprendono le sale di attesa prima dell’imbarco. In un complesso aeroportuale sono, però, presenti molti altri edifici destinati agli uffici, ai magazzini, ai parcheggi privati e pubblici ecc. Si comprende, quindi, come l’impiantistica sia complessa e molteplice. Dal punto di vista energetico un aeroporto costituisce un polo di grandissimo

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valore per cui spesso si realizzano centrali di cogenerazione di energia elettrica, calore e freddo, onde poter sopperire a tutte le esigenze di questo grande complesso; i fluidi termovettori e l’energia elettrica vengono distribuiti con reti sotterranee e, in alcuni casi, con cunicoli multifunzione. Riferendosi alla stazione aeroportuale propriamente detta, ci si trova sempre di fronte ad ambienti di grande altezza con estese superfici verticali vetrate. I problemi, quindi, per la climatizzazione di questi ambienti sono notevoli perché i carichi termici sono molto elevati e per la difficoltà di distribuire l’aria con uniformità e senza correnti, considerata l’altezza dei locali. Per queste strutture devono essere realizzati impianti a tutt’aria con ricircolo, con ricambi non inferiori a 8  12 vol/h e con apporto di aria esterna (valutata sull’affollamento massimo contemporaneo prevedibile) di 8 L/s (circa 29 m3/h) per persona. I carichi interni dovuti all’illuminazione e alle varie apparecchiature presenti possono essere valutati considerando 50 W/m2. La variabilità dei carichi esterni e interni e la necessità di un buon controllo delle condizioni microclimatiche, ai fini sia del benessere sia di una gestione economica, devono orientare la scelta dei sistemi impiantistici verso quelli a zone e a portata variabile. L’ampiezza delle aree da servire e la loro specifica esigenza inducono, inoltre, a realizzare più di un impianto, con il vantaggio di ottenere una maggior flessibilità e una più sicura affidabilità. Considerate le altezze in gioco, sarà necessario scegliere diffusori d’aria adatti e che non determinino disuniformità dei flussi d’aria al variare della portata. Le condizioni termoigrometriche da mantenere sono: – estate - temperatura: 24  26 °C  1 °C; - umidità relativa: 50  60%  5%; – inverno - temperatura: 21  22 °C  1 °C; - umidità relativa: 30  40%  5%. I condizionatori devono poter effettuare una buona filtrazione dell’aria (G4  F7); in alcuni casi, visto che lo scarico dai motori degli aerei è fortemente inquinante, si prevedono anche filtri a carbone attivo. Dal punto di vista del rumore non ci sono particolari preoccupazioni, comunque, i livelli sonori da mantenere sono compresi fra 35  50 dB(A). Per migliorare il comfort vengono installati, lungo le vetrate, corpi scaldanti, pannelli a pavimento e, in alcuni casi, si realizzano veli d’aria, tutto per migliorare la temperatura operante.

35.13

EDIFICI PER LO SPETTACOLO

Questi edifici sono caratterizzati da ambienti di grandi dimensioni con altezze elevate, utilizzazioni periodiche di breve durata con forti affollamenti e, quindi, con bassi valori del fattore termico.

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L’affollamento può essere determinato facendo riferimento ai posti a sedere o, quando ciò non sia possibile, considerando 0,7  0,9 m2 per persona per la sala principale e 1  2 m2/persona per il ridotto. Le esigenze di ventilazione, dettate dalla necessità di contenere l’inquinamento dell’aria ambiente dovuto all’emissione di anidride carbonica e altri effluenti da parte delle persone, fissano in 30  50 m3/h per persona la quantità di aria esterna da immettere con gli impianti di climatizzazione; va anche verificato che gli ambienti siano in sovrappressione verso l’esterno per evitare spiacevoli ingressi di aria dagli atri e dagli ingressi. La qualità dell’aria deve essere mantenuta ricorrendo anche a una buona filtrazione, che è bene sia fatta con prefiltri F5 e postfiltri a tasche con efficienza F7. Il carico termico dovuto all’illuminazione non è molto elevato a meno di quei casi in cui siano previste riprese televisive a colori, per cui si può arrivare, nella zona interessata, fino a 1000 W/m2. In tutti gli altri casi l’illuminazione è prevista soltanto nei periodi di affluenza del pubblico e negli intervalli. È certamente necessario conoscerne il valore in concomitanza con il massimo affollamento. La quantità di calore dovuta, in estate, all’irraggiamento e alla trasmissione dall’esterno è piuttosto limitata dato che non esistono, in genere, pareti vetrate (tranne che per i ridotti) e perché gli spettacoli sono di norma allestiti nel periodo serale. Le condizioni microclimatiche di comfort negli ambienti devono essere fissate considerando le possibili diverse utilizzazioni degli spazi. Così, per esempio: – nei teatri il pubblico è generalmente vestito con abiti leggeri e rimane seduto per tutto il periodo dello spettacolo; – nei cinematografi le persone sono vestite con abiti più pesanti e rimangono sedute; – nei congressi vi può essere un maggior movimento delle persone; – in caso di esposizioni il pubblico è in piedi e in movimento. Per queste considerazioni le condizioni termoigrometriche che è bene mantenere nei diversi ambienti sono: – teatri: 22  25 °C con il 40  50% di u. r., dall’inverno all’estate; – cinema: 20  24 °C con il 40  50% di u. r., dall’inverno all’estate; – esposizioni, convegni: 20  25 °C con il 40  50% di u. r., dall’inverno all’estate. La temperatura estiva è mantenuta a valori inferiori a quelli generalmente adottati, allo scopo di ridurre il calore latente emesso dalle persone, con il vantaggio di migliorare il fattore termico, riducendo la necessità del postriscaldamento e, in definitiva, risparmiando energia. Il postriscaldamento, quando necessario, è convenientemente ottenuto utilizzando il calore recuperabile dal ciclo frigorifero; spesso può essere impiegato anche il sistema del by-pass della batteria di raffreddamento. L’umidificazione invernale può non essere necessaria; occorre, comunque, una verifica nel caso di climi molto rigidi. Il comfort è legato anche alla velocità dell’aria nella zona occupata dalle persone; nelle sale di spettacolo, nelle quali gli spettatori sono fermi per ore, è necessario

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prima di tutto che l’aria si muova con velocità non superiore a 0,15 m/s e che sia sempre diretta verso il viso delle persone e non sulla nuca o sulle spalle. Il problema del rumore e delle vibrazioni è di rilevante importanza ma non può essere qui affrontato. Anche nella revisione alle norme UNI 8199 si raccomanda il ricorso a studi approfonditi e specialistici. In linea generale si può affermare che il livello sonoro raccomandato deve essere: – teatri: 30 dB(A); – sale da concerto: 25 dB(A); – sale cinematografiche: 35 dB(A). Per gli impianti occorre adottare tutte le precauzioni illustrate nel capitolo 7. 35.13.1 Tipologie impiantistiche. Una struttura destinata allo spettacolo è un complesso più o meno articolato, costituito, in genere, da molti ambienti con funzioni diverse, viste le molteplici attività. Riferendosi a un teatro, per esempio, è facile individuare la sala principale, il palcoscenico, le sale per le prove, i camerini, gli atri di ingresso, il ridotto (foyer), i magazzini per la costruzione e la conservazione delle scene, gli uffici ecc. Da tutto questo discende la necessità di studiare e realizzare impianti distinti e con caratteristiche anche diverse. Per la sala, viste le grandi dimensioni e la necessità di considerevoli portate d’aria, l’impianto che viene realizzato di solito è quello a tutta aria con ricircolo, a portata costante e, in alcuni casi, anche a portata variabile. È, comunque, sempre necessario suddividere la sala in zone distinte, tanto più se esiste la zona della galleria (fig. 35.38). L’impianto deve poter funzionare con portata ridotta nei periodi di scarso affollamento, durante le prove e nelle fasi di preraffreddamento e preriscaldamento. Il preraffreddamento consiste nell’abbassare la temperatura dell’ambiente di alcuni gradi (4  5 °C) al di sotto della temperatura di progetto, nelle ore immediatamente precedenti lo spettacolo. Si deve, infatti, considerare che nei teatri il carico termico è al suo valore massimo soltanto per le poche ore dello spettacolo, un preraffreddamento, quindi, della struttura può essere molto utile per ridurre la potenzialità massima dei gruppi frigoriferi. L’inconveniente è che il pubblico trova, all’ingresso, un ambiente piuttosto fresco che va poi gradualmente riscaldandosi. Questo preraffreddamento può essere effettuato, quando le condizioni termiche esterne lo consentono (di notte per esempio), utilizzando tutta aria esterna (free-cooling), conseguendo così anche il vantaggio di “lavare” l’ambiente. Nel caso di utilizzo di gruppi frigoriferi il condizionatore tratterà, evidentemente, soltanto aria di ricircolo, che verrà ridotta al suo valore di progetto, non appena la sala viene aperta al pubblico, quando si deve immettere aria esterna. Trattandosi di ambienti sempre di grande altezza non può essere sottovalutata la stratificazione dell’aria calda verso l’alto. Questo fenomeno può essere utilmente sfruttato, nel periodo estivo, in quanto il calore accumulato a soffitto, dovuto alla trasmissione del tetto, alle luci ecc., può non costituire un carico sull’impianto. Perché

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Fig. 35.38

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Impianto di climatizzazione a tutta aria di una sala di un teatro con galleria.

ciò sia vero è necessario non rimuovere quest’aria calda, per cui l’immissione dell’aria condizionata in ambiente deve essere fatta o con bocchette a parete ad altezza tale da non rimuovere l’aria calda o con sistemi di immissione aria dal basso sotto le poltrone o dalle gradinate. In questi casi il carico ambiente dovuto all’illuminazione e al tetto è solo quello dovuto all’irraggiamento: – circa il 50% per le lampade fluorescenti; – circa il 65% per le lampade a incandescenza o a vapori di mercurio; – circa il 33% per il carico dal tetto. La stratificazione aumenta, invece, il fabbisogno termico invernale, per cui sarebbe desiderabile ricorrere a sistemi di destratificazione. Molteplici sono i problemi da risolvere quando si studia l’impianto di climatizzazione per il palcoscenico perché occorre tener conto di: – elevati carichi termici dovuti ai proiettori e alle apparecchiature; – presenza di schermi, strutture verticali, apparecchiature e sistemi per la movimentazione delle scene ecc. che ingombrano le pareti; – necessità che non vi siano correnti d’aria molesta per gli attori o che facciano ondeggiare le scene; – necessità che non si sollevi polvere che può essere resa visibile dall’illuminazione di scena; – necessità di generare un livello sonoro bassissimo. Un sistema, generalmente adottato, è quello di condizionare la torre del palcoscenico, per rimuovere gli elevati carichi termici, con un impianto a portata variabile e

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soltanto riscaldare (in inverno) la parte bassa. L’impianto di ventilazione viene fatto funzionare prima dello spettacolo e negli intervalli, così da evitare i problemi a cui si è accennato. Per il foyer l’impianto è a tutta aria, a portata variabile; deve essere previsto un elevato numero di ricambi di aria totale perché si deve far fronte a un carico notevole che rapidamente va dal minimo (locale vuoto) al massimo (locale con il massimo affollamento). 35.13.2 Distribuzione dell’aria. Un cenno particolare merita la distribuzione dell’aria nelle sale di spettacolo. Mentre si rimanda al capitolo 14 per un approfondimento del problema, qui si accenna ai sistemi in uso: – mandata dall’alto e ripresa dal basso; – mandata lateralmente e ripresa dal basso; – mandata dal basso e ripresa in alto. Mandata dall’alto (fig. 35.39) L’immissione è fatta con diffusori a soffitto (preferibili quelli a lunga gittata a geometria variabile) con ripresa in basso, sotto le poltrone e lungo le pareti perimetrali. Il sistema presenta alcuni inconvenienti: viene rimossa l’aria calda a soffitto, possono formarsi correnti d’aria e il livello sonoro è critico. Mandata lateralmente a parete (fig. 35.40) Vengono utilizzate bocchette o meglio ugelli, viste le gittate necessarie; le velocità di efflusso, l’angolo di inclinazione degli ugelli, la distanza fra di loro ecc. sono solo alcuni degli argomenti che devono essere attentamente studiati per evitare correnti d’aria e rumori. La ripresa è fatta dal basso sotto le poltrone o lateralmente. Mandata dal basso (fig. 35.41) Questa modalità d’immissione si va sempre più diffondendo per le sue caratteri-

Fig. 35.39

Mandata dell’aria dall’alto e ripresa dal basso in una sala di spettacolo.

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Fig. 35.40

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Tipico esempio di immissione aria a parete mediante ugelli in una sala di spettacolo.

stiche favorevoli: per i vantaggi dal punto di vista energetico, per l’alto livello di qualità dell’aria nella zona occupata e per l’ottimo livello sonoro. L’aria viene inviata a una temperatura di pochi gradi inferiore a quella ambiente e viene immessa al piede della poltrona o con diffusori speciali sulle gradinate; l’aria salendo verso l’alto, asporta il calore e gli inquinanti emessi dalle persone. La ripresa è effettuata in alto. Questo sistema è vantaggioso anche in caso di incendio in quanto l’aria che fuoriesce dal pavimento mantiene scevra di fumo la parte bassa della sala, mentre il fumo è evacuato in alto (si veda anche il capitolo 14). 35.13.3 Cinema. Per i cinema le condizioni di progetto sono simili a quelle dei teatri mentre sono differenti i profili dei carichi termici. Il funzionamento, infatti, va dalle ore 16 alle 24 circa, il che rende impraticabile l’uso del preraffreddamento.

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a)

b) Fig. 35.41

Esempi di immissione di aria dal basso: a) dal pavimento sotto le poltrone, b) dal gradino.

L’impianto di climatizzazione è sempre a tutta aria, con ricircolo, ma con possibilità si tutta aria esterna per il free-cooling e per il “lavaggio” del locale. L’impianto, quando esiste la galleria, deve essere a 2 o 3 zone: platea, platea sotto la galleria, galleria. L’immissione dell’aria viene fatta con diffusori a soffitto o con bocchette a parete, la ripresa è fatta con griglie poste in basso. Una parte di aria calda e conta-

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Fig. 35.42

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Impianto di climatizzazione a tutta aria in una sala cinematografica.

minata deve essere ripresa dalle zone nelle quali possono formarsi sacche ristagnanti: sotto le gradinate, nelle zone alte ecc. (fig. 35.42). Per la cabina di proiezione occorre prevedere un impianto di estrazione per asportare il calore delle apparecchiature in essa contenute. Cinema multisala. In questi ultimi anni si sono diffusi i cosiddetti cinema multisala per i quali sono stati messi a punto sistemi di climatizzazione speciali, allo scopo di ottenere un elevato comfort, pur contenendo la spesa energetica. I cinema multisala, spesso ricavati dalla ristrutturazione di vecchi cinema, possono avere un numero di sale che va da un minimo di 3 a un massimo di 18 e oltre. È evidente, quindi, che bisogna risolvere moltissimi problemi fra i quali sono da sottolineare: – il comfort termoigrometrico; – la qualità dell’aria; – il comfort acustico; – il risparmio energetico. I dati di riferimento e di funzionamento per il progetto dell’impianto di climatizzazione, sono: a) condizioni termoigrometriche esterne: rilevabili dalla norma UNI 10339, b) condizioni termoigrometriche interne: – estate: 24  25 °C con il 50  60% u.r. – inverno: 20  22 °C con il 35  45% u.r., c) aria esterna: valore minimo 5,5 L/s persona (20 m3/h per persona); si arriva il alcuni casi fino a 8  10 L/s per persona. È necessario che sia previsto un sistema automatico di controllo della portata totale di aria esterna, così da adeguarla alle effettive esigenze. Ciò può essere ottenuto con sensori di qualità dell’aria agenti sulla serranda motorizzata dell’aria. Deve, comunque, essere garantita una portata minima, anche a sala vuota, e normalmente ci si attesta su 0,5 vol. amb/h,

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d) la filtrazione deve essere ottenuta con doppio sistema filtrante F5  F7. Per il calcolo termico occorre tenere presente quanto segue. – Estate: il carico dovuto all’affollamento è circa il 50% di quello totale, l’altro 50% è dovuto all’aria esterna. Del carico interno (trascurabile quello dovuto all’illuminazione) il 50% è calore latente. Ciò rende necessario deumidificare e poi postriscaldare l’aria, allo scopo di controllare la temperatura e l’umidità ambiente. – Mezze stagioni: è opportuno prevedere sistemi che consentano il free-cooling. – Inverno: il fabbisogno di riscaldamento è solo quello dovuto all’aria esterna, trattandosi di sale praticamente senza dispersioni. Occorre sempre raffreddare per compensare il carico interno. Quasi mai è necessario provvedere all’umidificazione, bastando il vapore d’acqua emesso dalle persone. La portata totale di aria trattata (aria esterna + aria di ricircolo) va da 4 a 6 vol. amb/h; la temperatura di immissione deve essere tale da non creare fastidio alle persone e così anche la velocità della zona occupata deve essere piuttosto bassa  0,15 m/s. L’immissione viene effettuata con bocchette o (meglio) con diffusori a soffitto; la ripresa è effettuata in basso, curando sempre che il flusso d’aria sia rivolto verso la parte frontale del corpo e non alle spalle. La climatizzazione della sala viene ottenuta con macchine autonome (tipo rooftop) a pompa di calore con recupero. Si hanno così tutti i vantaggi di un impianto di semplice installazione e gestione (ciò è molto importante in queste strutture), con ottimi risultati in fatto di costi di gestione. Analoga tipologia di impianto viene adottata per le altre zone del cinema: ingresso-biglietteria, foyer, uffici ecc. 35.13.4 Centrali frigotermiche. Il dimensionamento della centrale termica non costituisce un problema mentre la potenzialità di quella frigorifera non è di semplice determinazione, in quanto occorre valutare i carichi termici delle diverse zone e sommarli, ma non sempre è semplice farlo; i carichi termici della sala, peraltro, sono di elevata intensità e di breve durata. Quando sia possibile è opportuno prevedere un accumulo di freddo che consenta di installare gruppi refrigeratori di potenza minore di quelle di picco, con il vantaggio di un funzionamento con maggiore rendimento e nei periodi in cui si può godere di una tariffa agevolata per l’energia elettrica. Per l’accumulo occorre, però, avere a disposizione spazi per i serbatoi o le vasche di accumulo e si deve anche valutare l’effettiva possibilità di funzionamento nel periodo notturno, in quanto il rumore emesso dai gruppi e dalle torri di raffreddamento può non essere tollerato nelle zone circostanti. Il funzionamento degli impianti, comunque, deve essere sempre controllato da un sistema di supervisione che consenta anche una gestione attenta alle esigenze sia di operatività dello spazio sia dei consumi energetici.

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35.14

QUARTIERI FIERISTICI

Un quartiere fieristico si sviluppa su di un’area più o meno vasta ed è, generalmente, costituito da molteplici edifici con caratteristiche architettoniche e di utilizzo molto diverse l’uno dall’altro: – palazzi uffici con sale per convegni, sale riunioni, salette ecc.; – studi radiotelevisivi; – ristoranti, bar, self-service; – aree di collegamento fra i diversi edifici; – parcheggi coperti e scoperti; – magazzini; – centrali tecnologiche. Limitando questa trattazione agli ambienti espositivi occorre sottolineare alcuni aspetti salienti: si tratta di edifici di grandi dimensioni e grandi altezze (8  5 m), con limitate superfici vetrate, strutture per lo più leggere, molte porte e portoni di ingresso, a soffitto carri ponte e altri sistemi per sollevare e spostare apparecchiature e macchine; il funzionamento pur esteso a 9  10 mesi all’anno (con esclusione del luglio, agosto e dicembre per le festività natalizie) è, per ogni tipo di mostra, limitato a 5  7 giorni, con un periodo precedente per l’allestimento e successivo per lo smontaggio. Durante le mostre è evidentemente necessario far funzionare gli impianti a pieno regime mentre durante le altre fasi le portate possono essere ridotte e così pure le condizioni di temperatura possono essere diverse da quelle necessarie nel periodo espositivo. Le condizioni termoigrometriche che devono essere mantenute dipendono dal periodo dell’anno e dal tipo di esposizione; in linea generale vengono mantenuti i seguenti valori: – estate - temperatura variabile linearmente da 23 °C a 27 °C in corrispondenza di temperatura esterna da 23 °C a 33 °C; - umidità relativa: 50%  5%; – inverno - temperatura: 20 °C  1 °C; - umidità relativa: 30%  10%; spesso non viene controllata. Per quel che riguarda i carichi termici è difficile fare previsioni in quanto sia per l’illuminazione sia per le potenze elettriche dissipate da varie apparecchiature nonché per l’affollamento, i dati sono eminentemente variabili con le diverse tipologie di mostre. In prima istanza si possono, comunque, considerare i seguenti valori: – affollamento: 1 persona/4 m2; – illuminazione: 40 W/ m2; – altri carichi elettrici: 50  100 W/ m2. Il rinnovo di aria esterna viene posto uguale a 25  35 m3/h per persona.

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Il carico termico totale è dovuto prevalentemente all’affollamento e all’illuminazione per cui è inutile investire cifre, anche notevoli, per coibentare tetto e pareti. L’impianto di climatizzazione è, anche in questo caso, del tipo a tutta aria con ricircolo e possibilità di tutta aria esterna (per il free-cooling e per effettuare il “lavaggio” dell’ambiente nei periodi di allestimento e di smontaggio). Spesso vengono installate più macchine in copertura e la distribuzione dell’aria viene effettuata con canali sia in vista sotto la copertura sia all’esterno. In questi casi i canali devono essere coibentati e il rivestimento va protetto con lamierino di alluminio. La filtrazione deve essere effettuata con prefiltri aventi efficienza F5 e filtri a tasche F7. Viste le dimensioni e le altezze degli ambienti l’immissione dell’aria deve essere fatta con diffusori speciali a grande gittata perché si possa servire bene la zona occupata; un’altra possibilità è data dagli ugelli che consentono di risolvere molto bene i problemi di una buona diffusione dell’aria. La produzione dei fluidi termovettori è in genere ottenuta centralmente e la distribuzione viene effettuata con tubazioni, che spesso corrono su strutture metalliche leggere adiacenti ai padiglioni.

35.15

– – – –

EDIFICI SCOLASTICI

Molte sono le tipologie degli edifici scolastici viste le diverse scuole esistenti: scuole materne; scuole elementari; scuole secondarie; università.

Nella maggior parte delle scuole esistenti gli impianti sono solo quelli di riscaldamento e raramente, per lo meno nelle scuole di più vecchia edificazione, esistono sistemi di ventilazione, peraltro prescritti dal DM del 18.12.1975. Può, comunque, essere interessante accennare agli impianti che oggi vanno diffondendosi anche nelle università italiane. Si tratta, in genere, di strutture molto complesse con edifici destinati agli istituti, alle aule, agli auditorium, alle biblioteche, agli uffici, alle attività sportive e all’accoglimento degli studenti quali dormitori, appartamenti, ristoranti, bar ecc. Le condizioni termoigrometriche da mantenere sono riportate nella tab. 35.11. Tab. 35.11 Destinazione Istituti, classi, auditori, uffici Laboratori Spogliatoi e servizi Magazzini

Condizioni termoigrometriche in diversi locali universitari Condizioni microclimatiche estive

Condizioni microclimatiche invernali

25  26 °C con 50% u.r.

22 °C con 40% u.r.

26 °C con 50% u.r. – –

20 °C con 40% u.r. 20  22 °C 18 °C

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Mentre per gli ambienti destinati a uffici, biblioteche ecc. si rimanda ai paragrafi in cui gli impianti relativi sono dettagliatamente illustrati, le aule e gli auditori meritano un cenno particolare. Le aule sono caratterizzate da notevoli affollamenti, peraltro variabili nel corso della giornata; negli auditori invece l’occupazione è limitata solo ad alcune ore e non per tutti i giorni. Si può, quindi, affermare che per le aule è opportuno un impianto a tutta aria, con ricircolo (e possibilità di free-cooling) del tipo a portata variabile e con sistema di adattamento della portata di aria esterna all’affollamento effettivo. Per questi ambienti sono da sconsigliare impianti misti con aria primaria e ventilconvettori in ambiente che in breve tempo sarebbero resi inservibili. Per gli auditori, invece, l’impianto può essere, sempre a tutta aria, ma a portata costante. I dati di riferimento per il progetto degli impianti sono: – affollamento - aule: 1 persona/2 m2; - auditori: 1,5 persona/1 m2; – illuminazione - aule: 25 W/m2; - auditori: 50 W/m2; – tassi di aria esterna di rinnovo - aule: 30 m3/h per persona; - auditori: 30 m3/h per persona; – volume totale di aria - aule: 6 vol/h; - auditori: 6  8 vol/h; – livelli sonori ammissibili - aule: 30 dB(A); - auditori: 30 dB(A). La filtrazione dell’aria deve prevedere il prefiltro F5 e la postfiltrazione F7. La velocità dell’aria nella zona occupata non deve essere superiore a 0,15 m/s in fase di riscaldamento e a 0,20 m/s in fase di raffrescamento. La distribuzione dell’aria deve essere curata particolarmente per evitare di creare zone con spifferi estremamente fastidiosi a chi, per ore, è fermo. Negli auditori, in particolare, la distribuzione presenta gli stessi problemi già esaminati per gli edifici destinati allo spettacolo. Anche in questi ambienti, quindi, sarà opportuno prevedere, sempre che le possibilità tecniche ed economiche lo consentano, sistemi di immissione dell’aria dal basso o, con i più moderni ritrovati, con un diffusore incorporato in ogni tavolo (fig. 35.43). Come nel caso già esaminato dei quartieri fieristici, anche per le università si tende a realizzare centrali termofrigorifere con potenzialità tali da soddisfare le esigenze dell’intero complesso, distribuendo quindi i fluidi termovettori con reti che trovano posto in cunicoli ispezionabili, alle volte anche pedonabili, nei quali vengono sistemati anche altri servizi quali: energia elettrica, telecomunicazioni, impianti idrici, antincendio ecc.

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TIPOLOGIE DI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE E VENTILAZIONE

Fig. 35.43

Sistema di diffusione dell’aria da tavolo (Kranz).

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36 PRINCIPALI COMPONENTI DI UN IMPIANTO DI CLIMATIZZAZIONE: SCELTA E PROGETTAZIONE Una volta eseguiti tutti i calcoli termici e definito il tipo di impianto da realizzare, è necessario procedere alla scelta e al dimensionamento dei principali componenti, vale a dire delle Unità di Trattamento dell’Aria (UTA), dei terminali (ventilconvettori, cassette di regolazione per impianti VAV, cassette miscelatrici ecc.), per passare poi alla progettazione della centrale frigorifera e della centrale termica. 36.1

UNITÀ DI TRATTAMENTO ARIA

Nota la portata totale di aria da trattare, bisogna scegliere il condizionatore adatto e dimensionare i suoi principali componenti: ventilatore di ripresa, sezione filtrante, batterie di pre e postriscaldamento, sezione di umidificazione, batteria di raffreddamento e deumidificazione, ventilatore di mandata. È noto che, salvo casi particolari per i quali si procede alla progettazione e alla costruzione di condizionatori speciali, esistono diversi costruttori specializzati nella realizzazione dei gruppi di trattamento aria i quali pongono sul mercato tutta una serie di sezioni componenti, diversamente assiemabili, in grado di soddisfare le più ampie esigenze. Tutte queste sezioni sono caratterizzate da un campo di possibili portate d’aria da un minimo a un massimo. Non si sbaglia scegliendo una macchina di dimensioni tali che, per la portata d’aria da trattare, la velocità apparente di attraversamento (sulla sezione frontale) della batteria di raffreddamento sia di 2,5 m/s. Questa velocità è un compromesso fra la necessità di evitare trascinamenti di gocce di acqua condensata sulla superficie della batteria (ciò vanificherebbe il processo di deumidificazione e creerebbe problemi nei canali e nei componenti a valle) e quella di non eccedere con le perdite di carico, responsabili della potenza assorbita dai ventilatori. A tal proposito è opportuno sottolineare che tale potenza si trasforma in calore e la si ritrova come aumento di temperatura dell’aria al suo ingresso negli ambienti da condizionare; è, quindi, necessario tener conto di ciò quando si calcola la portata d’aria da trattare, in quanto la temperatura che l’aria avrà al suo ingresso in ambiente non è certamente quella con la quale ha lasciato il condizionatore. Si dovrà, fra l’altro, tener conto anche del riscaldamento che l’aria subisce, nonostante la coibentazione dei canali di mandata, nel suo viaggio dal condizionatore all’ambiente servito. Dai cataloghi delle diverse case costruttrici si può, da quanto si è detto, individuare la grandezza della macchina e si possono così cominciare a definire con precisione le caratteristiche costruttive e tipologiche delle diverse sezioni con le quali sarà composta l’unità di trattamento.

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Per quanto riguarda le caratteristiche costruttive, oggi, sul mercato delle macchine, sono disponibili condizionatori fondamentalmente realizzati secondo due criteri: – telaio portante e pannelli di chiusura; – pannelli autoportanti. Nel primo caso il telaio è costituito da profilati estrusi, generalmente in lega di alluminio, collegati con giunti speciali pressofusi in lega di alluminio. Nel secondo caso si tratta di una struttura autoportante con pannelli modulari e telaio di base. La connessione delle diverse sezioni viene fatta con imbullonatura all’interno, dopo aver applicato una guarnizione per assicurare la perfetta tenuta lungo tutto il perimetro. I pannelli vengono realizzati mediante due lamiere metalliche con interposto materiale coibente. Sul mercato sono disponibili: – pannello con due lastre di lamiera zincata; – pannello con lastra di alluminio all’esterno e di lamiera zincata all’interno, o viceversa; – pannello con lastra di lamiera zincata plastificata all’esterno e di lamiera zincata all’interno; – pannello con due lastre zincate e plastificate; – pannello con due lastre di alluminio; – pannello con due lastre in peralluman; – pannello con due lastre in acciaio inossidabile; – pannello con diverse combinazioni di materiali. Gli spessori delle lamiere e dei pannelli sono variabili in funzione delle esigenze. Fra le due lastre viene inserito un materiale isolante che può essere: – lana di vetro o di roccia; – poliuretano espanso rigido; – resina fenolica rigida espansa. Anche per questi materiali, densità e spessori sono variabili e da definire di volta in volta; devono, comunque, essere incombustibili e non devono emettere vapori infiammabili o tossici. A titolo informativo si riportano i valori di abbattimento acustico per differenti tipologie di pannelli al fine di evidenziarne i diversi comportamenti. a) Pannelli da 50 mm con poliuretano espanso da 450 kg/m3 o resine fenoliche e lamiera zincata da 8/10 su ambo le facce Valori di abbattimento Hz dB

63 21

125 25

250 29

500 33

1000 38

2000 45

4000 46

8000 47

b) Pannelli da 50 mm con lana minerale da 90 kg/m3 e fibre orientate incollate su ambo le lamiere e spessore 8/10 e 15/10 (lamiera esterna di spessore maggiorato per dare la medesima solidità del pannello con poliuretano)

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CONDIZIONAMENTO

Valori di abbattimento Hz dB

63 18,2

125 22,8

250 27,1

500 32,4

1000 36,6

2000 43,5

4000 46,3

8000 47,4

Riduzione 37,0 dB(A)

I valori sopra riportati sono stati misurati secondo le norme ISO 140/111, UNI 8270-1, 8270/06 e /08, nonché ISO 717-1 e -2. L’acustica deve essere certificata da un laboratorio specializzato ufficialmente riconosciuto dal Ministero dell’Interno e in ottemperanza alle normative citate. I pannelli vengono fissati all’intelaiatura con viti e la tenuta è demandata a una guarnizione di gomma speciale. Si ricorda che, per particolari applicazioni, con macchine posizionate in ambienti umidi, con trattamenti in raffreddamento sotto i 15 °C, si manifestano fastidiosi fenomeni di condensa all’esterno delle macchine. Questi fenomeni sono più evidenti quanto più lungo è il tempo di funzionamento della macchina nell’arco della giornata; per impianti industriali dove le macchine possono funzionare 24 ore su 24 il problema può assumere grande rilievo, anche in considerazione del fatto che si possono raggiungere temperature inferiori ai 15 °C. Per evitare, quindi, questi fenomeni è sufficiente adottare due semplici accorgimenti, però importanti, nella costruzione delle unità di trattamento aria. 1) Adottare profili estrusi di alluminio (costituenti l’intelaiatura) di tipo a taglio termico (il profilo interno alla macchina non è così in contatto diretto con quello esterno); i due profili sono collegati con opportune barrette di poliammide a bassissima conducibilità. Così facendo il profilo interno alla macchina può essere molto freddo mentre il profilo esterno rimane a temperatura più alta, ecco quindi eliminato il ponte termico. È evidente che maggiore è la lunghezza delle barrette di poliammide e migliore è il taglio termico. Diffidare da esecuzioni ibride quali: isolamenti interni dei profili o schermatura interna degli stessi. 2) Adottare pannellature di tamponamento di tipo a taglio termico su tutto il perimetro: ciò può essere realizzato interponendo tra le due lamiere, esterna/interna, un adatto profilo in poliammide in modo da creare interruzione tra la lamiera interna e quella esterna. Si ricorda che risultati soddisfacenti si ottengono solo con l’applicazione delle due soluzioni, profili e pannelli a taglio termico; solo profili o solo pannelli non garantiscono risultati sufficienti. Per l’appoggio a pavimento le macchine devono avere un basamento in profilato o piedini di sostegno che hanno, fra l’altro, anche il compito di tener la macchina sollevata da terra, così che possa circolare aria al di sotto di essa, evitando corrosione della parte inferiore per umidità o per acqua sparsa sul pavimento. La prima sezione che si incontra è quella di ingresso dell’aria, la quale, il più delle volte, è costituita da un plenum a cui sono connesse le serrande dell’aria esterna e dell’aria di ricircolo (fig. 36.1); questa sezione ha il compito di provvedere alla miscelazione delle due masse d’aria. Nel caso in cui il condizionatore sia collegato

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Fig. 36.1

Fig. 36.2

Sezione di ingresso dell’aria.

Sezione ventilante, sezione di espulsione e sezione di miscelazione.

a un ventilatore per la ripresa e/o l’espulsione, la sezione è completata con la serranda sull’aria da espellere (fig. 36.2). Qualora sia prevista una quantità minima prefissata di aria esterna, è preferibile dividere la relativa serranda in due parti; ciò consente una migliore taratura e regolazione.

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Nelle UTA, in cui sia previsto il by-pass, è opportuno prevedere una lamiera forata sulla serranda, così da raggiungere una perdita di carico uguale alla somma della perdita di carico prevista sulla espulsione più quella sulla presa aria esterna. Senza questa resistenza e in concomitanza di espulsioni e prese d’aria esterna canalizzate le portate si squilibrano, con conseguente rischio di sovraccarico dei motori dei ventilatori di ricircolo, dovuto all’aumento di portata (quando si funziona a tutto ricircolo), oltre naturalmente alle difficoltà di bilanciamento delle portate. A proposito di serrande (si veda il capitolo 13 per la trattazione teorica) queste possono essere realizzate in: a) alluminio estruso a profilo alare; b) alluminio; c) lamiera di acciaio zincato. Il comando avviene mediante ruote dentate in nylon o ABS per la tipologia a) e con levismi per le tipologie b) e c). Il comando può essere manuale, con leva e pomolo di fermo, oppure con servocomando (elettrico o pneumatico). A tal proposito è bene sapere che il servomotore deve avere un momento torcente tale da vincere la coppia resistente; questa dipende dalla dimensione della serranda e dalla pressione gravante su di essa. I costruttori sono in grado di fornire questi dati, per effettuare così una scelta appropriata del servomotore. Per serrande di superficie totale eguale o maggiore di 2,5 m2 è necessario installare due servomotori. Un altro aspetto da non trascurare nella scelta del tipo di serranda è la tenuta al trafilamento. Trattasi di una quantità d’aria, più o meno grande, che passa, a serranda completamente chiusa, per effetto della differenza di pressione fra monte e valle. Il passaggio è causato da fessure esistenti fra la cassa di contenimento e la parte laterale della serranda nonché fra le alette. Per serrande normali (non a profilo alare o di tipo scatolato) si può avere un filaggio d’aria superiore al 5% della portata nominale; tale valore aumenta sensibilmente quando trattasi di serrande di piccola superficie, mentre per le serrande a profilo alare o scatolate la perdita scende al 3  5%. La tenuta può essere migliorata applicando sul bordo delle alette una guarnizione in gomma siliconica e una speciale bandella in acciaio inox tra telaio e testa delle alette. Tale soluzione, come si può facilmente intuire, penalizza in parte la coppia resistente della serranda. La sezione filtrante viene sistemata subito dopo la sezione di ingresso dell’aria; questa, nei gruppi di trattamento aria normali, è costituita, in genere, da filtri a pannelli di media efficienza, seguiti da filtri a tasche ad alta efficienza. I primi sono inseriti in guide a coulisse munite di guarnizioni in neoprene (a), oppure in controtelai di lamiera zincata (b), sempre con guarnizione, e il fissaggio è assicurato tramite mollette (fig. 36.3). Anche i filtri a tasche vengono inseriti in controtelaio metallico con guarnizione e mollette di fissaggio (fig. 36.4). Sia a monte del primo filtro sia tra i due filtri deve esserci una camera nella quale entrare (con una portina di ispezione) per poter estrarre e sostituire i filtri.

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a)

b) Fig. 36.3

Coulisse e controtelaio per filtri piani.

Fig. 36.4

Controtelaio per filtri a tasche.

Sulle unità di trattamento installate in climi molto rigidi è necessario proteggere le prese d’aria e i filtri con una batteria antigelo, così da evitare formazione di ghiaccio anche sulla superficie filtrante. La batteria potrà essere elettrica o con acqua calda (soluzione anticongelante) o a vapore. Adottando l’acqua calda evitare la termoregolazione e prevedere un allacciamento “equicorrente” in modo che sia il rango più caldo a essere investito dall’aria gelida. La batteria è di regola con tubi e alette in acciaio, con spaziatura da 4 a 7 mm per evitare intasamenti e facilitarne la pulizia.

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Anche per i filtri assoluti, che possono essere installati a valle della macchina, viene utilizzato un controtelaio e la tenuta all’aria è ottenuta con una guarnizione al neoprene, incollata al filtro, e da tiranti con viti. Le portine di ispezione devono essere previste in tutte quelle sezioni per le quali è necessario il controllo anche con ventilatore in moto (sezione di umidificazione, sezione ventilante); per questo scopo esse devono essere dotate di oblò in plexiglas e all’interno della sezione deve esserci l’illuminazione con lampade a bassa tensione. Per motivi di sicurezza le portine si devono aprire verso l’esterno nella zona del condizionatore che è in depressione, mentre di apriranno verso l’interno nella zona in pressione. Per l’apertura e la chiusura le portine (che devono essere a tenuta) sono dotate di cerniere e maniglie, queste ultime comandabili anche dall’interno. È anche opportuno prevedere la possibilità di invertire il lato delle maniglie e anche quella di spostare la porta sul lato opposto. 36.1.1 Sezioni di trattamento termico. Queste sezioni sono costruite in maniera da poter contenere le batterie di scambio termico e renderne possibile l’introduzione e lo sfilaggio, per cui sono dotate di guide (per batterie pesanti possono essere previsti rulli di scorrimento); le sezioni contenenti le batterie di raffreddamento e deumidificazione hanno una vasca di raccolta condensa che può essere in lamiera zincata e bitumata o in acciaio inossidabile o in alluminio. Lo scarico della condensa dalla bacinella deve essere fatto attraverso un sifone di altezza tale da non essere svuotato per effetto della differenza di pressione fra esterno e interno; per cui l’altezza utile del sifone (fig. 36.5) deve essere eguale alla pressione statica interna aumentata di 15 mm, secondo il calcolo riportato nella figura. Le batterie possono essere realizzate: – con tubi in rame e alettatura a pacco in rame stagnato; – con tubi in rame e alettatura a pacco in alluminio; – con tubi in rame e alettatura a pacco in alluminio preverniciato; – con tubi in acciaio e alettatura a pacco in alluminio. Si trovano anche: – batterie con alettatura spiroidale con tubi e alette in acciaio, zincate a bagno; – batterie con telaio, collettori, tubi e alette in acciaio inossidabile. L’alettatura a pacco è realizzata con fogli aventi spessore 0,15 mm, muniti di collarini autodistanziati. Il passo delle alette è di 2-2,5-3 mm. L’aderenza fra tubi e alette deve essere perfetta per garantire l’efficienza della batteria. Gli attacchi sono filettati o muniti di flange. I collettori sono muniti di fori con chiusura a vite sia in alto sia in basso per lo sfogo dell’aria e, rispettivamente, per il drenaggio della batteria (fig. 36.6). Il collaudo di tenuta delle batterie viene eseguito con aria in pressione e batteria immersa in acqua (pressione 30 bar). Le batterie sono caratterizzate, oltre che dai materiali impiegati e dalla spaziatura dell’alettatura, dal numero di ranghi e, cioè, di piani paralleli contenenti i tubi frontali; con l’aumento di ranghi aumenta la superficie di scambio e, quindi, la resa della batteria, resa che è, come noto, funzione anche di altri parametri, quali le temperatu-

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Fig. 36.5 Sifone per lo scarico della condensa dalla vasca di raccolta delle sezioni di deumidificazione e umidificazione.

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Fig. 36.6

Attacchi per sfogo dell’aria e per drenaggio.

re e le velocità dei fluidi che scambiano calore, il grado di sporcamento dei tubi all’interno e delle alette all’esterno ecc. In base a tutti questi elementi e nota la resa che deve avere la batteria, se ne calcola il numero di ranghi, la spaziatura delle alette ecc. In genere le batterie di preriscaldamento dell’aria esterna (da 5 °C a 30 °C) sono a due ranghi, quelle di raffreddamento e deumidificazione possono avere 6 o 8 ranghi; per un numero maggiore di ranghi è bene dividere la batteria in due parti. Il calcolo viene oggi eseguito con programmi al computer e i dati in uscita sono abbastanza precisi; molto importante, ai fini del calcolo della resistenza totale dei circuiti aeraulici e idraulici, è la conoscenza delle perdite di carico lato aria e lato acqua. I circuiti delle batterie vengono realizzati in maniera da ottenere una circolazione controcorrente acqua-aria, con ingresso dell’acqua in basso e uscita in alto (fig. 36.7). La velocità dell’acqua nei tubi delle batterie di raffreddamento è compresa fra i valori limiti di 0,3 m/s e 2,4 m/s, mentre la perdita di carico varia da 15 a 150 kPa. Le batterie con fluido frigorigeno presentano problemi molto più complessi di quelle con acqua. Fra i sistemi più impiegati vi è quello detto a espansione diretta che si avvale di un tubo capillare o di una valvola di espansione termostatica. Il primo è utilizzato principalmente nei condizionatori autonomi da finestra e, comunque, fino a 35 kW di potenza frigorifera. In questo sistema il diametro e la lunghezza del tubo capillare sono scelti in maniera tale che a pieno carico, in determinate condizioni di funzionamento, il liquido refrigerante possa evaporare completamente nel suo percorso dal condensatore all’evaporatore. Si tratta, quindi, di un sistema che non si presta a funzionare in modo efficiente in un campo di condizioni così vasto come è possibile con la valvola termostatica, che è comunemente impiegata per tutte le batterie a espansione diretta installate nei gruppi di trattamento aria. Questa valvola ha il pregio di consentire un’ottima regolazione della resa della batteria al variare delle condizioni di funzionamento. Il controllo della resa di una batteria ad acqua refrigerata è ottenuto variando la

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Fig. 36.7

Attacchi per l’ingresso e l’uscita dell’acqua; controcorrente.

portata dell’acqua che l’attraversa, utilizzando una valvola a tre vie miscelatrice, modulante posta sul ritorno (fig. 36.8); quando il controllo è fatto sull’aria si utilizza una serranda di by-pass (fig. 36.9) alla batteria: “face and by-pass control”. Nel caso di batterie a espansione diretta, spesso la batteria è suddivisa in più sezioni, per ognuna delle quali è prevista una valvola termostatica in maniera da poter escludere, in funzione delle esigenze, parte della batteria o la totalità. Come si è detto, per il progetto di una batteria di raffreddamento occorre considerare: – le condizioni dell’aria entrante: temperatura, umidità relativa, entalpia ecc.; – le condizioni dell’aria uscente le quali devono, evidentemente, essere state determinate in base al carico sensibile e latente ambiente che deve essere bilanciato dalla massa di aria trattata;

Fig. 36.8

Sistema di regolazione della resa di una batteria di raffreddamento con valvola a tre vie miscelatrice sul ritorno dell’acqua.

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Fig. 36.9

– – – – – – –

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Sistema di regolazione con by-pass della batteria fredda.

il fluido raffreddante disponibile e le sue temperature; la portata d’aria da trattare; la perdita di carico ammissibile lato aria; la perdita di carico ammissibile lato acqua; le caratteristiche della batteria; il sistema di controllo automatico; la presenza di atmosfere corrosive ecc.

Una volta noti tutti questi fattori è possibile scegliere il tipo di batteria più adatta e ciò può essere fatto o con diagrammi forniti dai costruttori o, con maggior precisione, con l’impiego di programmi di calcolo che, fra l’altro, consentono di verificare velocemente diverse condizioni di funzionamento, il che può essere interessante quando si debbano approfondire le condizioni di funzionamento ai carichi parziali. Calcolo della potenzialità delle batterie Batteria di raffreddamento. Con riferimento alla fig. 36.10 si consideri di dover raffreddare una portata V di aria dalle condizioni rappresentate dal punto 1 a quelle rappresentate dal punto 2; siano h1 e h2 i valori dell’entalpia, t1 e t2 le temperature al bulbo asciutto, x1 e x2 i contenuti assoluti di umidità, relativi ai punti 1 e 2.

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Fig. 36.10

Rappresentazione del processo di raffreddamento e deumidificazione nel diagramma psicrometrico.

Il carico totale di refrigerazione della batteria di raffreddamento e deumidificazione sarà la somma di tre termini: – calore sensibile rimosso Qs per raffreddare l’aria da t1 a t2; – calore latente Ql per condensare l’umidità alla temperatura di rugiada t4; – calore rimosso Qw per raffreddare ulteriormente la condensa dalla temperatura di rugiada t4 alla temperatura alla quale la condensa lascia la batteria. Tale temperatura, t3, è poco differente da quella al bulbo umido dell’aria uscente; Qw rappresenta circa lo 0,5% del calore totale, per le applicazioni pratiche si può trascurare. Il calore totale, comunque, è: Qt  Qs  Ql  Qw

(kW)

(36.1)

(kW)

(36.2)

Per le applicazioni pratiche si potrà scrivere: Qt  ρ V (h1  h2) e anche: Qt  ρ V (h1  h2)  c ρ V (t1  t2)  ρ V (x1  x2) hl

(36.3)

dove: c  calore specifico dell’aria [kJ/(kg K)]  calore latente del vapore d’acqua alla temperatura di condensazione t4 (kJ/kg) hl

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ρ  massa volumica dell’aria (kg/m3) V  portata d’aria (m3/s) x1 e x2  contenuti assoluti di umidità (kg di acqua/kg di aria) Le batterie ad acqua refrigerata vengono di solito alimentate con acqua da 2 °C a 12 °C, in funzione della temperatura che deve raggiungere la superficie della batteria (ADP  a-dew-point) per poter ottenere l’effetto deumidificante desiderato. Si tenga presente che per batterie a 6 ranghi si può ritenere che la temperatura di ADP sia più alta della temperatura dell’acqua di circa 3 °C. In generale negli impianti di climatizzazione l’acqua refrigerata è prodotta a 7 °C, raggiungendo un compromesso fra le esigenze di deumidificazione e il COP con cui funziona il gruppo refrigeratore d’acqua. Le batterie a espansione diretta funzionano con temperatura di saturazione all’evaporatore da  1 a  10 °C. Come si può rilevare dalla fig. 36.10 le condizioni dell’aria in uscita dalla batteria non sono rappresentate dal punto 5 (sulla curva di saturazione) ma dal punto 2. Nonostante, infatti, l’elevata superficie di scambio, l’aria che attraversa la batteria non si porta alla temperatura superficiale (ADP), per cui si immagina che una parte di essa (più o meno piccola) lasci la batteria nelle stesse condizioni termoigrometriche dell’ingresso. Si parla allora di fattore di by-pass (by-pass factor), inteso come il rapporto: t2  t5 BF  冷 ––––––– 冷 t1  t5

(36.4)

È molto importante conoscere questo fattore che deve essere il più piccolo possibile in modo da ottenere condizioni dell’aria in uscita quanto più prossime a quelle di saturazione. I parametri che influenzano il BF sono la velocità di attraversamento dell’aria e il numero di ranghi, come può intuitivamente capirsi visto che aumentando la velocità una maggiore quantità di aria può attraversare le alette senza raffreddarsi, mentre maggiore è il numero dei ranghi e maggiore è la possibilità che l’aria si raffreddi. Nella fig. 36.11 si riporta un diagramma del fattore di by-pass per una tipica batteria di raffreddamento. Batteria di riscaldamento. Il fluido può essere acqua calda o vapore; esistono anche batterie di riscaldamento elettriche. Anche in questo caso i fattori da tener presenti nel progetto di una batteria di riscaldamento sono: – potenzialità; – portata d’aria; – temperatura di ingresso e uscita dell’aria; – fluido disponibile; – velocità di attraversamento dell’aria; – perdite di carico ammissibili lato aria e lato acqua; – eventuali vincoli dimensionali; – tipo di controllo.

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Fig. 36.11

Diagramma del fattore di by-pass per una tipica batteria di raffreddamento.

I dati sulle rese delle batterie sono basati su una distribuzione uniforme dell’aria su tutta la superficie, per cui è necessario evitare che vi siano ostacoli o vie preferenziali per l’aria. Le batterie ad acqua o vapore sono in genere scelte per queste condizioni di funzionamento: – velocità frontale (vale a dire la velocità fittizia calcolata sulla superficie frontale della batteria) 1  8 m/s; nel settore termotecnico si impiega una velocità di 3  3,5 m/s; – temperatura dell’acqua da 50 °C a 120 °C;

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– velocità dell’acqua nei tubi da 0,3 a 2,4 m/s; con tubi in rame è bene non superare 1,8 m/s per evitare fenomeni di erosione; una velocità inferiore a 0,3 m/s può determinare un flusso laminare riducendo, quindi, il coefficiente di trasmissione del calore; – pressione del vapore da 15 a 1500 Pa. Nelle installazioni per il comfort si impiega acqua calda fra 80 e 95 °C con un salto di temperatura di 10  15 °C; la velocità dell’acqua è mantenuta fra 1,2 e 1,8 m/s. La perdita di carico lato aria va da 50 a 150 Pa. Nel caso di acqua surriscaldata le temperature vanno da 120 a 180 °C e il salto utilizzato è di 40  60 °C. Le batterie per vapore sono realizzate con tubi in acciaio e alettatura a pacco in alluminio o con tubi di acciaio e alettatura spiroidale in acciaio. I tubi devono essere sistemati con la dovuta inclinazione per lo scarico della condensa; meglio se i tubi sono verticali. Le batterie di riscaldamento elettriche sono realizzate con resistenze al nichel-cromo immerse in ossido di magnesio e inserite in tubi di acciaio alettati. Le singole candele vengono poi collegate fra di loro e all’alimentazione. È possibile realizzare batterie con più stadi per consentire una regolazione della potenza emessa. È necessario prevedere un interblocco fra ventilatore e resistenza per evitare surriscaldamenti e incendi nel caso di funzionamento della batteria senza passaggio di aria. Nei climi molto freddi le batterie di preriscaldamento sono sottoposte al pericolo di gelo; è, quindi, necessario adottare alcuni accorgimenti. – Se si utilizza vapore, si devono installare due batterie di cui la prima senza controllo di portata, nella quale, quindi, il vapore fluisce sempre fino a quando la temperatura non supera 0 °C (questo accorgimento va preso anche per proteggere il condizionatore e tutti i suoi componenti quando il ventilatore si ferma, anche se si chiude la serranda sull’aria esterna), mentre la seconda può essere controllata con valvola modulante sull’ammissione del vapore. – Con l’acqua calda è bene evitare il controllo con una valvola sull’acqua, è preferibile, infatti, realizzare un circuito dedicato (fig. 36.12b) con pompa e valvola miscelatrice; in tal modo l’acqua circola sempre in batteria e non vi è pericolo di gelo per scarsa circolazione come può accadere con il sistema più comune con valvola a strozzamento. Il calcolo della potenzialità della batteria è molto semplice trattandosi di scambio di solo calore sensibile; conoscendo, quindi: – portata d’aria V (m3/s); – temperatura di ingresso ti (°C); – temperatura di uscita tu (°C); – calore specifico dell’aria c  1,006 [kJ/(kg K)]; – massa volumica dell’aria ρ  1,2 (kg/m3); si può scrivere: (36.5) Qs  c ρ V (ti  tu) (kW) Anche per le batterie di riscaldamento la scelta può essere effettuata impiegando diagrammi disponibili nei listini dei costruttori, oppure avvalendosi di programmi di calcolo automatico.

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Fig. 36.12 Sistemi di regolazione per batterie di preriscaldamento dimensionate per flussi equicorrente: a) con variazione della portata d’acqua; b) con variazione della temperatura dell’acqua.

36.1.2 Sezione ventilante. La sezione ventilante delle unità di trattamento dell’aria è essenzialmente un cassone nel quale viene installato, su un basamento comune al motore, un ventilatore centrifugo a doppia aspirazione (fig. 36.13). I ventilatori possono essere: a pale avanti; a pale rovesce a profilo piatto; a pale rovesce a profilo alare. Oggi sul mercato sono disponibili ventilatori cosiddetti “senza coclea” che offrono sicuramente notevoli vantaggi a fronte di pochi svantaggi. – – – – – – –

I vantaggi sono: ingombro limitato, nessuna manutenzione a trasmissione e supporti, assenza di nerofumo da usura cinghie, peso contenuto, facile pulizia anche dall’interno della girante, peso ripartito in modo identico sui supporti, possibilità di più partenze di canali o di modificare la posizione direttamente sul posto.

Gli svantaggi sono: – perdita di qualche punto sul rendimento, – necessità di prevedere l’inverter, se ci sono dubbi sulle pressioni nei circuiti d’aria. Oggi sul mercato sono disponibili motori con l’inverter incorporato.

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Fig. 36.13

Sezione ventilante di un’unità di trattamento dell’aria.

Detti ventilatori sono realizzati nelle configurazioni descritte in precedenza, con girante direttamente calettata sull’albero motore, il quale appoggia su opportuna sella di supporto. Possono anche essere realizzati con girante su albero di supporto e trasmissione tradizionale, in questo caso la sella di supporto poggia sul basamento comune al motore (fig. 36.14). Il flusso d’aria può essere: verso il basso; verso l’alto; orizzontale. Occorre evitare che i canali in partenza dalla bocca del ventilatore curvino immediatamente nel senso opposto al flusso d’aria uscente dalla bocca stessa, questo può generare delle fortissime turbolenze con perdite di carico elevatissime, rumorosità e rischio di rottura della girante nel caso di ventilatori troppo leggeri (fig. 36.15). Il motore è generalmente posto all’interno; come sempre vi sono vantaggi: – minor costo; – più semplice eliminazione delle vibrazioni; e svantaggi: – il calore dissipato dal motore è ceduto all’aria; – l’eventuale fumo, dovuto a bruciature del motore, viene trascinato nell’aria; – le particelle di gomma che si staccano dalle cinghie di trasmissione sono trasportate dall’aria.

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Fig. 36.14 Ventilatori “senza coclea”. a) accoppiamento diretto. b) accoppiamento con trasmissione.

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Fig. 36.15 Esempi di collegamento dei canali alle bocche dei ventilatori.

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Anche questa sezione deve essere dotata di portine di ispezione con oblò; l’apertura delle porte deve automaticamente determinare l’interruzione dell’alimentazione al motore, oppure la trasmissione deve essere protetta. Sulle caratteristiche dei ventilatori e sulle modalità di corretta installazione si rimanda al capitolo 13. Il calcolo della prevalenza deve essere fatto considerando tutte le perdite del circuito; per un calcolo di prima approssimazione possono essere utili i dati riportati nella tab. 36.1. Le sezioni ventilanti sono generalmente poste al termine dell’unità, per cui tutta la macchina è in depressione, ciò ha il vantaggio di consentire un’uniforme distribuzione e velocità dell’aria in tutte le sezioni, garantendo, quindi, le rese teoriche dei filtri e delle sezioni di trattamento termico e di umidificazione. Tab. 36.1

Perdite di carico indicative per alcuni componenti dei gruppi di trattamento aria

Elemento Filtro normale a pannello Filtro alta efficienza Batteria di riscaldamento a 1 rango Batteria di riscaldamento a 2 ranghi Batteria di raffreddamento a 6 ranghi Batteria di raffreddamento a 8 ranghi Serranda aria esterna Umidificatore con ugelli Umidificatore con pacco evaporante

Perdita di carico (Pa) 40  80 80  150 20  80 40  100 50  100 80  150 10  30 10  50 80  150

Nei condizionatori multizone, invece, il ventilatore spinge sulle batterie dei due condotti caldo e freddo e, pertanto, per evitare inconvenienti è necessario porre a valle del ventilatore una piastra forata di diffusione o raccordi, in maniera da rendere quanto più possibile uniforme il flusso sull’intera sezione frontale delle batterie. Come si è detto il ventilatore e il motore poggiano su di un’unica base realizzata in profilati; questa, a sua volta, appoggia sul fondo del cassone tramite supporti antivibranti. Questi sono di tipo a molla e atti al sostegno e all’isolamento delle vibrazioni del basamento comune ventilatore-motore. Essi devono essere posizionati ai quattro angoli del basamento, tenendo conto della posizione del baricentro del sistema nonché dei carichi di zona; quando necessario possono essere più di quattro. Il dimensionamento deve, comunque, essere fatto in modo che la flessione sia uguale per tutti i supporti, in modo tale che il sistema risulti in piano. Nel dimensionamento è indispensabile che lo schiacciamento (flessione) sia tale per cui al minor numero di giri del ventilatore sia raggiunto un valore di taglio delle vibrazioni pari al 95%, conseguentemente l’altezza della molla libera deve essere sufficientemente grande da garantire la flessione richiesta, che indicativamente deve essere il 20% dell’altezza della molla libera. Per la selezione delle molle ci si può riferire all’abaco della fig. 36.16.

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Fig. 36.16

Abaco per la scelta degli antivibranti.

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Sul basamento è anche applicata la slitta tendicinghia che ha lo scopo di consentire di regolare la tensione delle cinghie delle trasmissioni con pulegge. Alla bocca premente del ventilatore, infine, è applicato un giunto antivibrante realizzato con tela ignifuga in poliestere (fig. 36.17).

Fig. 36.17

Giunto antivibrante.

36.1.3 Motori elettrici. I motori elettrici normalmente impiegati nelle unità di trattamento sono asincroni trifasi del tipo chiuso raffreddati con ventilazione esterna e devono rispettare le norme CEI 2-3/1988. I motori elettrici sono caratterizzati: – dalla potenza nominale; – dal grado di protezione; – dalla classe di isolamento; – dal numero di poli; – dalle forme costruttive. Brevemente vengono qui descritte le caratteristiche suddette. Potenza nominale. Nelle tabelle dei fornitori sono riportati, per i diversi modelli, le caratteristiche normali in servizio continuo, con alimentazione alla tensione nominale e alla frequenza di 50 Hz, temperatura ambiente 40 °C e altitudine fino a 1000 m. Per condizioni ambientali diverse devono essere applicati coefficienti correttivi. I motori possono funzionare alimentati da rete aventi scostamento di tensione fino a  5% del valore nominale. Grado di protezione. Il tipo di protezione contro i contatti accidentali e/o l’entrata di corpi estranei e contro l’ingresso dell’acqua è espresso da una numerazione alfanumerica composta da due lettere e due numeri. Le due lettere sono IP; il primo numero, da 0 a 6, esprime il livello crescente di protezione contro i contatti accidentali e/o l’entrata di corpi estranei, il secondo numero, da 0 a 8, esprime il livello crescente di protezione contro la penetrazione di liquidi. Per esempio: Grado di protezione IP 44: il primo numero (4) definisce la protezione contro i contatti di oggetti di diametro o spessore maggiore di 1 mm con le parti in tensione

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o in movimento e protezione contro la penetrazione di corpi solidi esterni con diametro maggiore di 1 mm; il secondo numero (4) indica la protezione contro l’ingresso di acqua spruzzata sulla macchina da qualsiasi direzione. Grado di protezione IP 55: il primo numero (5) indica la protezione totale contro i contatti con le parti in tensione o le parti in movimento interne all’involucro; il secondo numero (5) indica la protezione contro acqua spruzzata da un ugello sulla macchina da qualsiasi direzione. Classe di isolamento. Le norme CEI 2-3, in accordo con le norme IEC-85, suddividono i materiali isolanti in classi di isolamento in funzione della temperatura limite. Nella classe F, per esempio, la temperatura non può superare i 145 °C, purché la temperatura ambiente non sia superiore ai 40 °C. Fermo restando, quindi, la temperatura di riferimento dell’ambiente di 40 °C, l’aumento di temperatura consentito è: – per la classe A  60 °C; – per la classe E  75 °C; – per la classe B  80 °C; – per la classe F  100 °C; – per la classe H  125 °C. Numero di poli. La velocità di rotazione di un motore asincrono dipende dal numero di poli e dalla frequenza del motore. Se si indica con f la frequenza in Hz e con p il numero di coppie polari, vale l’espressione: pn f  –––– 60

(36.6)

dove n è il numero di giri al minuto. Si ricava, quindi, che per un motore a 4 poli (2 coppie polari) la velocità di rotazione del campo magnetico è di 1500 giri/min; la velocità effettiva di rotazione del motore sarà, però, inferiore per effetto dello scorrimento che consente il trascinamento del rotore. Esistono motori a doppia polarità che consentono, quindi, di poter variare la velocità di rotazione; per esempio: numero di poli 2/4 - velocità 3000/1500 giri/min; numero di poli 4/8 - velocità 1500/750 giri/min; numero di poli 4/6 - velocità 1500/1000 giri/min; numero di poli 6/8 - velocità 1000/750 giri/min. I motori asincroni sono dunque motori a velocità praticamente costante che si può variare soltanto modificando: – la frequenza della tensione di alimentazione; – il numero dei poli; – lo scorrimento; – la tensione di alimentazione. Avviamento. Un motore asincrono trifase a gabbia di scoiattolo può essere avviato direttamente con la tensione di rete; in questo caso la corrente di avviamento è pari a circa 5  6 volte la corrente nominale e si comprende, quindi, come l’avviamento

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diretto sia un metodo impiegato per potenze fino a 3  5 kW. Per potenze superiori viene utilizzato l’avviamento stella/triangolo che consente di limitare la corrente di avviamento a circa il 30%, con una riduzione, però, anche della coppia di avviamento al 25% del valore che si avrebbe con l’avviamento diretto, oppure l’avviamento con trasformatori. Il numero di avviamenti orari ammissibili va da 15 (per potenze fino a 7,5 kW) a 10 (per potenze oltre i 30 kW). Spesso per motori con potenze superiori a 10 kW vengono utilizzati avviatori elettronici tipo Soft Starters, in quanto l’avviamento diretto o a stella-triangolo di motori a gabbia di scoiattolo è causa di sollecitazioni sia meccaniche che elettriche, che possono creare problemi, per esempio, nel funzionamento di pompe, ventilatori, compressori, ecc. Nelle pompe la corrente di spunto viene ridotta di 3-4 volte rispetto alla corrente nominale del motore, riducendo così i picchi di corrente legati agli avviamenti stella-triangolo ed eliminando il problema delle sovrappressioni nelle condotte all’avvio o all’arresto dei motori. Nei ventilatori gli avviatori graduali risolvono il problema delle forti sollecitazioni sui riduttori all’avvio dei motori, eliminando il problema dello slittamento delle cinghie. Sempre più spesso negli impianti di climatizzazione per l’avviamento e la gestione (sia di ventilatori che di pompe) vengono impiegati convertitori statici di frequenza e tensione (Inverter). Nella tab. 36.2 sono riportate le caratteristiche principali dei motori normalmente impiegati negli impianti di condizionamento. Tab. 36.2

Taglie motori trifasi 380  460 V; 50 Hz

N. poli

Potenza kW

Corrente assorbita A

4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6 4o6

0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22 30 37 45 55 75

1,12 1,47 1,95 2,85 3,8 5,4 7,1 8,8 11,7 15,6 22 29 37 44 60 72 90 104 140

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Senso di rotazione. Un motore asincrono trifase può ruotare in entrambi i sensi, basta commutare i collegamenti di due delle fasi di alimentazione. Forme costruttive. I motori possono essere realizzati secondo diverse forme: – con piedi; – a flangia; – a piedi e flangia; – a piedi con doppia sporgenza d’albero. Negli impianti di climatizzazione sono, di solito, impiegati motori con valori di protezione IP 55, forma costruttiva con piedi, asse orizzontale (B3) e unica sporgenza d’albero. Vengono dimensionati con un margine del 20% sulla potenza massima assorbita dal ventilatore. Nella tab. 36.3 si riportano i valori medi di rumorosità, espressi come pressione sonora (Lp ) e come potenza sonora (Lw ), misurati a un metro di distanza dalla macchina, ponderati secondo la curva A. I valori sono rilevati con motore funzionante a vuoto; la tolleranza è di  3 dB(A). Tab. 36.3

Pressione sonora (Lp ) e potenza sonora (Lw ) per motori asincroni 2 poli

Grandezza costruttiva 56 63 71 80 90 100 112 132 160 180M 180L 200 225 250 280

4 poli

6 poli

8 poli

Lp dB(A)

Lw dB(A)

Lp dB(A)

Lw dB(A)

Lp dB(A)

Lw dB(A)

Lp dB(A)

Lw dB(A)

43 51 54 58 63 65 66 70 70 72 – 73 74 76 78

52 60 63 67 72 74 75 80 82 83 – 84 85 88 90

43 43 44 49 51 53 55 61 65 62 62 – 65 66 68

52 52 53 58 60 62 64 71 75 73 73 – 76 78 80

40 41 42 42 44 50 55 60 62 – 60 61 62 64 66

49 50 50 51 53 59 64 70 72 – 71 72 73 76 78

– – 38 43 44 45 52 55 62 – 63 60 60 60 61

– – 47 52 53 54 61 65 72 – 74 71 71 72 73

36.1.4 Accessori. Fra gli accessori meritano un cenno i seguenti. I separatori di gocce devono essere installati dopo le batterie di raffreddamento qualora la velocità sulla sezione frontale superi i 2,5 m/s e a valle dei sistemi di umidificazione per evitare trascinamento di gocce d’acqua nella corrente d’aria per non bagnare le altre sezioni. Il separatore di gocce è realizzato con molte lamelle parallele, piegate, che obbligano l’aria a cambiare direzione per cui, per effetto della forza d’inerzia, c’è la cattura e la separazione delle eventuali goccioline trascinate.

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– – – –

Sono realizzati in: lamiera zincata; alluminio; PVC; acciaio inox.

La trasmissione del moto dal motore al ventilatore può essere ottenuta o con accoppiamento diretto o tramite pulegge e cinghie. Nella climatizzazione la maggior parte dei ventilatori è mossa con cinghie e pulegge, per cui è utile parlarne. Le pulegge si distinguono in motrice, che è quella calettata sull’albero del motore, e in mossa, calettata sull’albero del ventilatore (fig. 36.18). Le pulegge sono generalmente in ghisa e hanno le gole, nelle quali si sistemano le cinghie, a forma trapezoidale; il numero delle gole e, quindi, delle cinghie dipende dalla potenza che deve essere trasmessa. Il diametro delle pulegge (diametro primitivo) deve essere calcolato partendo dal numero di giri del motore e da quello che deve avere il ventilatore perché fornisca le prestazioni di progetto. Se, quindi, si indicano con: d1 e d2 i diametri primitivi delle pulegge motrice e mossa, n1 e n2 il numero di giri del motore e del ventilatore, si ricava, dall’eguaglianza delle velocità periferiche delle due pulegge: n1 d2  ––– d n2 1

(36.7)

Per esempio per un motore a 4 poli, con n1  1450 giri/min e per un ventilatore che deve girare a 1600 giri/min con d1  160, si ricava d2  145. Per un buon funzionamento della trasmissione è molto importante che le pulegge siano allineate e che la tensione delle cinghie sia tale da consentire una leggera flessione al centro la cui freccia è funzione dell’interasse delle pulegge e del tipo di cin-

Fig. 36.18

Diversi tipi di pulegge: a) piena; b) a disco; c) a razze.

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ghie. Alcune pulegge consentono di realizzare una variazione del diametro primitivo, permettendo così un aggiustaggio in opera della portata d’aria.

36.2

TERMINALI DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE

I terminali più frequentemente impiegati negli impianti sono i ventilconvettori e le cassette per gli impianti a tutta aria. 36.2.1 Ventilconvettori. Si è già affrontato questo argomento quando si è trattato degli impianti misti aria-acqua (capitolo 34). La scelta, fra i modelli di una stessa casa costruttrice, deve essere fatta considerando il carico termico estivo e fissando la temperatura dell’acqua fredda. Orbene, si è detto che negli impianti misti i mobiletti non devono deumidificare, visto che questo è un compito affidato all’aria primaria, e, pertanto, la temperatura dell’acqua di alimentazione deve essere tale da evitare che si possa formare condensa sulla superficie delle batterie (ciò fra l’altro ha il vantaggio di evitare un suo eccessivo sporcamento); tale temperatura, considerando che la batteria è attraversata da aria ambiente (26 °C con 50% di u.r.), deve essere, quindi, di poco inferiore a quella di rugiada (14,5 °C) e viene generalmente fissata a 11 °C, onde non penalizzare troppo la resa in calore sensibile del ventilconvettore. Utilizzando i grafici o i programmi di calcolo forniti dai costruttori è così possibile individuare la grandezza adatta allo scopo. Per far ciò occorre conoscere il valore del carico massimo sensibile estivo dell’ambiente nel quale dovrà essere installato e dovrà essere fissata la velocità del ventilatore; per installazioni normali la velocità è quella media; nei casi in cui occorra maggiore silenziosità i mobiletti vengono scelti per la velocità minima. La scelta deve essere fatta in maniera tale da installare mobiletti aventi perdite di carico lato acqua simili fra di loro perché così si semplifica l’operazione di bilanciamento del circuito. Fatta la scelta si conoscono le portate di tutti i mobiletti e, quindi, la portata totale del circuito. A questo punto si calcolano le perdite di carico e, quindi, si individua la pompa. Nei casi in cui la regolazione della temperatura sia fatta tramite modulazione della portata con valvola a due vie (è il caso degli impianti a 4 tubi con valvole sul circuito freddo e sul circuito caldo), la portata della pompa dovrà essere calcolata con riferimento al carico termico massimo contemporaneo dell’intero complesso servito dall’impianto; questo carico, spesso, non coincide con la somma dei carichi massimi di tutti gli ambienti. In ogni caso la portata di acqua refrigerata a 7 °C da iniettare nel circuito perché, miscelandosi con l’acqua di ritorno, dia luogo a una temperatura di 11 °C dell’acqua in mandata, si calcola (fig. 36.19) considerando: – il carico termico massimo contemporaneo Qe (kW); – la portata in circolazione qt (m3/s). Si è così in grado di ricavare il salto termico medio fra andata e ritorno:

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Fig. 36.19

Circuito ventilconvettori.

Qe Δt  ––––––– cp ρ qt

(°C)

(36.8)

dove: cp è la capacità termica massica dell’acqua [kJ/(kg K)] e ρ è la massa volumica (kg/m3); la temperatura del ritorno sarà: tr  tm  Δt

(°C)

(36.9)

Per far fronte al carico Qe occorrerà, perciò, acqua refrigerata in quantità pari a: Qe q7 °C  –––––––––––––––– cp ρ (tr  7 °C)

(m3/s)

(36.10)

Con il circuito raffigurato nella fig. 36.19a con la valvola posta sul ritorno e con un by-pass fisso sull’acqua che ritorna, si ha il vantaggio di installare una valvola di dimensioni correlate alla portata effettiva occorrente (costo minore e funzionamento più regolare) e non per l’intera portata qt del circuito nel caso fosse posta come nella fig. 36.19b. Per il funzionamento invernale, avendo scelto i mobiletti, occorre fare una verifica e definire quale dovrà essere la temperatura massima dell’acqua nel circuito. Per ogni ambiente si conosce, dal calcolo delle dispersioni, quale dovrà essere la resa del ventilconvettore (in inverno l’aria primaria si considera neutra, in quanto viene immessa a circa 20 °C) e dalle tabelle del costruttore si ricava la resa unitaria, vale a dire la resa per grado centigrado di differenza di temperatura fra l’acqua entrante in batteria e l’aria ambiente trattata; il rapporto fra la potenza da erogare e la resa unitaria fornisce il valore della differenza di temperatura fra acqua e aria, per cui, visto che la temperatura ambiente invernale dovrà essere di 20 °C, si ricava quale dovrà essere la tempera-

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tura dell’acqua. È noto che, poiché i mobiletti (negli impianti a due tubi) sono scelti per il carico estivo, essi hanno batterie a tre ranghi, per cui nel periodo invernale la resa necessaria si potrà ottenere con temperatura dell’acqua di 40  45 °C. Anche in questo caso la quantità di acqua calda a 85 °C, proveniente dalla centrale termica, si potrà determinare con lo stesso procedimento già illustrato. Detta Qi la potenza massima da erogare in inverno, nell’ipotesi in cui l’acqua in mandata debba avere una temperatura massima di 45 °C (in corrispondenza della minima temperatura esterna), si può scrivere:

e e

Qi Δt  –––––––– cp ρ qt

(°C)

(36.11)

tr  45 °C  Δt

(°C)

(36.12)

Qi q85 °C  ––––––––––––– cp ρ (85  tr)

(m3/s)

(36.13)

I ventilconvettori per impianti a quattro tubi hanno due batterie una, a 3 ranghi, per il raffreddamento, e l’altra, a 1 rango, per il riscaldamento. Per questa ragione la batteria calda dovrà essere alimentata con acqua a temperatura maggiore di 45 °C; comunque, il calcolo si esegue sempre come descritto. Nel periodo notturno è possibile utilizzare i ventilconvettori come termoconvettori, tenendo fermo il ventilatore e inviando acqua a temperatura di 80 °C; si può così avere una discreta resa senza alcun rumore. 36.2.2 Cassette. Negli impianti a tutta aria del tipo a portata variabile, a doppio condotto, a doppio canale ecc. si impiegano terminali speciali, chiamati cassette, che vengono realizzate: – per impianti monocondotto a portata variabile; – per impianti a doppio condotto a portata variabile; – per impianti a doppio canale a portata variabile; – per impianti a doppio canale a portata costante. Le cassette per gli impianti monocondotto a portata variabile sono apparecchiature per la regolazione della portata e sono essenzialmente costituite da: – involucro in lamiera zincata, con rivestimento interno fonoassorbente; – serranda di regolazione in lamiera di acciaio; – sonda di rilievo di pressione differenziale; – regolatore; – servomotore. Le cassette possono essere dotate di batterie di postriscaldamento ad acqua calda. Per attenuare il rumore generato dalla cassetta è possibile rivestirla con materiale fonoisolante per ridurre la rumorosità irradiata nonché prevedere un silenziatore a valle. Una cassetta, dalle caratteristiche simili, deve essere prevista anche sull’aspirazione dell’aria.

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Come si può rilevare dalla fig. 36.20 il sistema di regolazione della temperatura ambiente (cassette Varycontrol, Trox) prevede: 1) sonda di rilievo della pressione differenziale; 2) serranda di regolazione; 3) trasduttore di mandata; 4) trasduttore di ripresa; 5) servocomando; 6) sonda temperatura ambiente; 7) regolatore di mandata; 8) regolatore di ripresa. La sonda della temperatura ambiente (6) agisce sul regolatore (7) della cassetta di mandata variandone il valore di consegna, nell’ambito della portata minima e massima tarata in fabbrica e in funzione della temperatura ambiente. La pressione differenziale Δpw , rilevata dalla sonda della pressione differenziale (1), viene fornita dal trasduttore di mandata (3) al regolatore di mandata (7) sotto forma di segnale di uscita. Quest’ultimo confronta il valore reale con il valore di consegna e, nel caso di una differenza nei valori di regolazione, il servocomando (5) aziona di conseguenza la serranda di regolazione (2). La portata viene, quindi, mantenuta costante, con tolleranze minime. Per la portata di ripresa, il segnale di uscita del trasduttore di mandata (3) viene inviato al regolatore di ripresa (8), garantendo, quindi, una reazione diretta della portata di ripresa alle variazioni della portata di mandata. In funzione dei componenti di regolazione impiegati è possibile effettuare una regolazione proporzionale o differenziale. Quando è prevista la batteria di postriscaldamento la portata viene ridotta fino al 40% del valore massimo, poi, se l’ambiente lo richiede, viene messa in modulazione la valvola sulla batteria. Negli impianti a doppio condotto a portata variabile si impiegano cassette miscelatrici con caratteristiche costruttive pressoché simili a quelle già prima descritte. Con riferimento alla fig. 36.21 la regolazione della temperatura è ottenuta con una sonda della temperatura ambiente (6) che agisce sull’unità di regolazione (3) del canale freddo variandone il valore di consegna dallo 0 al 100% in funzione della temperatura. Il servocomando (4) regola la serranda (5). Contemporaneamente la sonda (7) della pressione differenziale rileva la portata totale nella sezione di uscita e ne fornisce il valore istantaneo al secondo regolatore (9), mediante il trasduttore di pressione (8). Il regolatore (9) è tarato per una portata costante del flusso d’aria calda (per esempio il 50%) e controlla la serranda (11) nel raccordo caldo mediante un servocomando (10), consentendo la miscelazione di una parte del flusso d’aria calda. Nel caso di un maggiore fabbisogno di aria fredda la serranda di regolazione nel raccordo caldo si chiude, consentendo l’ingresso della sola aria fredda. Le cassette per impianti a doppio canale a portata variabile sono praticamente simili a quelle prima descritte per il doppio condotto. Le cassette per impianti a doppio canale a portata costante sono caratterizzate da un regolatore meccanico, a funzionamento automatico senza energia ausiliaria, che ha il compito di mantenere costante il valore di portata tarato in fabbrica. La

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Fig. 36.20 Cassetta per impianto a portata variabile (Trox); 1 sonda di rilievo della pressione differenziale; 2 serranda di regolazione; 3 trasduttore di mandata; 4 trasduttore di ripresa; 5 servocomando; 6 sonda temperatura ambiente; 7 regolatore di mandata; 8 regolatore di ripresa.

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Fig. 36.21 Cassetta miscelatrice per impianto a doppio condotto a portata variabile (Trox); 1 sonda di rilevamento della pressione differenziale per Vfredda; 2 trasduttore di pressione per Vfredda; 3 unità di regolazione per Vfredda; 4 servocomando del canale freddo; 5 serranda di regolazione del canale freddo; 6 sonda temperatura ambiente; 7 sonda di rilievo della pressione differenziale per Vtot; 8 trasduttore di pressione per Vtot; 9 regolatore per Vcalda o Vtot; 10 servocomando del canale caldo; 11 serranda di regolazione del canale caldo.

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CONDIZIONAMENTO

variazione della temperatura ambiente viene trasmessa a un regolatore che pilota i servomotori delle serrande coniugate sul canale caldo e sul canale freddo, consentendo di modificare la temperatura dell’aria miscelata, mentre la portata rimane costante. 36.3

CENTRALE FRIGORIFERA

Il calcolo della potenzialità massima della centrale frigorifera si fa sommando le potenzialità di tutte le batterie di raffreddamento presenti nell’impianto (considerando se del caso le contemporaneità) e, se esistono circuiti di ventilconvettori, mettendo nel conto il relativo carico; a tal proposito è da precisare che negli impianti con aria primaria (tutta esterna) questa è deumidificata, per le note ragioni, ma anche raffreddata, per cui parte del calore sensibile ambiente viene asportato da essa. In alcuni casi è bene considerare un margine qualora siano previsti incrementi dovuti a modifiche degli impianti. Nel calcolo delle potenzialità della centrale occorrerà sommare: – la potenzialità della batteria di raffreddamento e deumidificazione Q  ρ V Δh (kW) (dove ρ  1,2 kg/m3, V è la portata di aria primaria in m3/s e Δh è la variazione di entalpia in kJ/kg); – il carico sensibile ambiente massimo contemporaneo, Qm (kW); e detrarre il calore asportato dall’aria primaria a temperatura ti inferiore a quella ambiente, ta: QAP  c ρ V (ta  ti ) (kW). La consuetudine di aumentare dal 10 al 20% la potenzialità frigorifera così calcolata è da cancellare, vista l’accuratezza con la quale è, oggi, possibile calcolare il carico termico. Un incremento sensibile di potenza fa crescere costi di acquisto, di installazione e di gestione, visto che i rendimenti si abbassano al diminuire del carico. Un’eventuale sottostima della potenzialità non comporta, peraltro, gravi conseguenze, visto che il carico massimo si verifica per poche ore nei giorni di maggior carico, durante i quali un incremento della temperatura dell’acqua refrigerata può essere senz’altro accettata. Un discorso diverso va, invece, fatto quando si affrontano problemi nell’industria o nel settore commerciale. Nelle installazioni di comfort le centrali frigorifere sono costituite da gruppi refrigeratori d’acqua, interamente assemblati dalle diverse case presenti sul mercato e possono avere compressori alternativi, a spirale orbitante, a vite, centrifughi o funzionanti sul principio dell’assorbimento. Dei diversi tipi di refrigeratori esiste una gamma molto estesa di potenze per cui è facile, note le condizioni di funzionamento, individuare la o le macchine più adatte. Nella tab. 36.4 si riportano i campi di impiego (in termini di potenzialità frigorifera) delle macchine in produzione.

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Tab. 36.4

Campi di impiego dei diversi refrigeratori d’acqua

Potenzialità frigorifera kW Fino a 90 90  280 280  1600 700  3500 3500 →

Tipologia di macchine Alternativi o scroll Vite, alternativi o scroll Vite, alternativi o centrifughi Vite o centrifughi Centrifughi

Per macchine condensate ad aria o applicazioni con alta pressione, da 280 a circa 700 kW, gli alternativi e i vite sono più frequentemente impiegati che non i centrifughi. I centrifughi sono assemblati, in fabbrica, per potenze fino a 8400 kW, e sul luogo di installazione per potenze superiori e fino a 35 MW. I dati di funzionamento più comunemente utilizzati sono: – temperatura dell’acqua refrigerata in uscita: 6  7 °C; – temperatura dell’acqua refrigerata in ingresso: 11  12 °C. Se il raffreddamento dei condensatori è fatto con acqua di torre, qualora la temperatura al bulbo umido sia di 24,5 °C, le condizioni di riferimento per il calcolo della condensazione e per la scelta della torre saranno: – temperatura in ingresso al condensatore: 29  30 °C; – temperatura in uscita dal condensatore: 34  35 °C. Nota la potenzialità massima che la centrale frigorifera deve avere, bisogna definire il tipo e il numero di gruppi refrigeratori da installare. La scelta, non facile, scaturisce dall’esame di alcune esigenze fondamentali: – costo dell’investimento; – sicurezza e affidabilità; – ingombro. Sempre più spesso è il costo che determina la scelta e il numero di macchine: nei piccoli e medi impianti, perciò, la tendenza è quella di installare un solo gruppo refrigeratore con più circuiti frigoriferi indipendenti; si riesce così ad avere il vantaggio di un costo contenuto, l’ingombro è anch’esso limitato a una sola macchina ed è assicurata la sicurezza di funzionamento, anche se con potenzialità ridotta nel caso di andata fuori servizio di un compressore o di qualche altro elemento del circuito. Per grandi potenzialità si ricorre a più macchine in parallelo che, da un lato consentono di avere, anche ai carichi parziali, buoni valori di rendimento e dall’altro danno la tranquillità in quanto la riserva è intrinsecamente garantita. La portata totale di acqua refrigerata in circolazione si desume sommando le portate delle diverse utenze: batterie, circuiti di ventilconvettori ecc. sempre che ne sia verificata la contemporaneità. Mediamente se Qf (kW) è la potenzialità frigorifera totale, la portata qf si ricava da:

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Qf qf  –––––––––– cp ρ (tu  ti)

(m3/s)

(36.14)

dove: cp  4,187 kJ/(kg K) è il calore specifico dell’acqua ρ  1000 kg/m3 Nota la portata e calcolate le perdite di carico del circuito (evaporatore del gruppo frigorifero, batterie, valvole di regolazione, circuito, valvole di intercettazione, valvole di ritegno ecc.) si potrà scegliere la pompa di circolazione. Uno schema semplificato di centrale frigorifera è quello della fig. 36.22.

Fig. 36.22

Schema semplificato per centrale frigorifera.

Per piccoli e medi impianti un possibile schema è quello della fig. 36.23 in cui due gruppi refrigeratori in parallelo alimentano le utenze regolate con valvole a tre vie; si tratta di un circuito praticamente a portata costante. Con questa configurazione, quando il carico frigorifero richiesto si riduce a metà, anche la differenza di temperature fra mandata e ritorno si dimezza e, quindi, se un frigorifero viene fermato, ma rimane inserito nel circuito, l’acqua di ritorno che lo attraversa si miscela con quella raffreddata da quello operativo, per cui la temperatura dell’acqua inviata alle utenze si innalza e può non essere tale, per esempio, da consentire la deumidificazione dell’aria. Nelle centrali frigorifere di grande potenzialità è necessario e opportuno prevedere due o più gruppi refrigeratori d’acqua, connessi in parallelo o in serie.

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Fig. 36.23

Gruppi frigoriferi in parallelo e utenze regolate con valvole a tre vie.

Questo sistema garantisce flessibilità, una riserva intrinseca e buona possibilità di manutenzione, visto che è possibile effettuarla periodicamente, senza interrompere il funzionamento della centrale. La tipologia delle macchine deve essere scelta in correlazione con i carichi termici e la loro variabilità, nel senso che le potenzialità dei gruppi devono essere tali da poter garantire il carico base e i carichi di punta, con macchine sempre funzionanti pressoché a pieno carico, così da ottimizzare la gestione. La portata d’acqua attraverso i refrigeratori dovrebbe essere costante, così da avere stabilità di funzionamento. Le variazioni di carico sono correlate alle modificazioni della temperatura e sono, quindi, facilmente controllate; ciò non è, invece, possibile se la portata varia. In molti impianti è, peraltro, utile e spesso impiegato un sistema a portata variabile nelle utenze: batterie di raffreddamento, circuiti a spillamento ecc. In questi casi viene realizzato un impianto nel quale il sistema di produzione è separato da quello di utilizzazione, in tal modo la portata nel circuito primario (di produzione) è costante, mentre è variabile la portata nel circuito utilizzatore. Tale tipologia è raffigurata nella fig. 36.24, dove si vede che fra il primario e il secondario è inserita una tubazione di by-pass, nella quale l’acqua può circolare in un senso o in quello opposto a seconda della quantità di acqua utilizzata nel circuito secondario. Ogni gruppo pompa-refrigeratore funziona indipendentemente dagli altri. In questo sistema è la portata d’acqua fluente nel by-pass che consente il controllo di capacità dell’impianto e non la temperatura dell’acqua. Se la portata richiesta dall’utenza è maggiore di quella che, in quel momento, viene fornita dalle pompe primarie, l’acqua nel circuito di by-pass circolerà (vedere la figura) da sinistra a destra: il sensore di portata richiederà allora l’intervento di un altro gruppo pompa-refrigeratore.

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Fig. 36.24

Circuito primario con by-pass.

Viceversa, se la portata secondaria scende al di sotto di quella fornita dal primario, l’acqua di questo circuito torna indietro (circolando da destra a sinistra), per cui sempre per l’intervento del sensore di flusso, sarà fermato un gruppo pompa-refrigeratore. Sono possibili anche altri sistemi e combinazioni. a) Sistema primario-secondario con pompe primarie a velocità costante, pompe secondarie a velocità variabile e tubazione di by-pass attraversata sempre nello stesso senso dall’acqua del primario (fig. 36.25).

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Fig. 36.25 Sistema primario-secondario con pompe secondarie a portata variabile.

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b) Circuito solo primario (fig. 36.26), con pompe primarie a velocità variabile e bypass controllato da un misuratore di portata. La disamina dei vantaggi e svantaggi delle due soluzioni è abbastanza complessa e si rimanda, quindi, alla letteratura citata in bibliografia (Steven T.). Sommariamente si può dire, comunque, quanto segue. a) I vantaggi del sistema solo primario rispetto al sistema primario-secondario sono: – ridotto costo iniziale; – ridotti ingombri nella centrale; – minore potenza installata; – minore energia elettrica annualmente consumata. b) Gli svantaggi sono: – costo e complessità (per la delicatezza e la necessità di continue verifiche) del sistema di regolazione del by-pass; – problemi di messa in parallelo dei refrigeratori poiché, quando funzionando un gruppo se ne mette in moto un altro, la relativa valvola si apre e si crea, quindi, una brusca riduzione di portata in quello funzionante; occorre, pertanto, procedere cautamente riducendo il carico della macchina funzionante, aprendo gradualmente la valvola del gruppo che deve essere avviato, e poi facendo riprendere carico alle due macchine. Concludendo, il sistema primario-secondario è senz’altro quello più semplice e di facile conduzione e, quindi, trova la sua applicazione per impianti civili; il sistema solo primario può essere impiegato negli impianti con molti refrigeratori, e relativamente elevati carichi base, per cui l’intervento del by-pass è limitato nel tempo. Ciò avviene nel campo industriale, ove, fra l’altro, la presenza di tecnici preparati è garanzia di buon funzionamento del sistema. L’accoppiamento in serie dei refrigeratori non è usuale anche per le prevalenze da assegnare alle pompe di circolazione. Nella fig. 36.27 si riporta lo schema funzionale di una tipica grande centrale per la produzione di acqua refrigerata destinata a diversi impianti di climatizzazione. In esso è possibile rilevare come l’acqua refrigerata sia posta in circolazione da cinque pompe ( 1 di riserva), una per ogni gruppo refrigeratore, ma non sia previsto un legame preciso fra unità di produzione acqua refrigerata e pompe, così che tutte le macchine sono intercambiabili in esercizio. Per ciascun gruppo frigorifero, sull’uscita dell’acqua refrigerata, sono previsti: – un flussostato di minima che ferma la macchina per assenza di flusso; – un pressostato differenziale il cui intervento attiva un allarme di bassa portata; – valvola di intercettazione automatica. Sull’uscita dal condensatore dell’acqua che va alle torri è previsto un flussostato di minima portata e una valvola automatica di intercettazione. Il raffreddamento dell’acqua di condensazione è ottenuto con cinque torri evaporative; la circolazione fra condensatori e torri viene ottenuta con cinque pompe ( 1 di riserva); anche per questo impianto le macchine sono intercambiabili.

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Fig. 36.26 Sistema primario.

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Fig. 36.27

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Schema funzionale di una centrale frigorifera.

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La gestione dell’impianto in funzione del carico frigorifero, con conseguente adeguamento dei gruppi refrigeratori e delle pompe di acqua refrigerata in servizio, è fatta automaticamente, rilevando: – portata dell’acqua refrigerata alle utenze; – temperatura di mandata (di uscita dagli evaporatori); – temperatura di ritorno (di ingresso agli evaporatori). In tal modo è possibile calcolare la potenza frigorifera erogata e inserire o disinserire (la sequenza è automaticamente modificata in funzione delle ore di funzionamento) gruppi frigoriferi e pompe. Dal punto di vista del circuito idraulico, essendo sia il primario sia il circuito secondario delle utenze a portata variabile, è necessario un gruppo di by-pass sulla rete di distribuzione dell’acqua refrigerata alle utenze, che consenta di sfiorare la portata in eccedenza messa in circolo dalle pompe rispetto a quanto realmente richiesto dall’utenza; la portata sfiorata è immessa direttamente nella linea di ritorno dell’acqua refrigerata alla centrale. Anche sul circuito acqua di torre è previsto un sistema di gestione automatica dell’impianto che è in grado di inserire torri e relative pompe in funzione delle richieste; ciò viene ottenuto rilevando: – la portata dell’acqua delle torri; – la temperatura di uscita dell’acqua dai condensatori; – la temperatura di ingresso dell’acqua ai condensatori. Si può in tal modo calcolare il fabbisogno termico e decidere, quindi, quante torri e pompe mantenere attive. Ogni torre è, inoltre, dotata di sistema di regolazione della portata d’aria sia con serrande sia con ventilatori a doppia velocità. Negli impianti di grande estensione è anche opportuno provvedere a una filtrazione spinta continua sia dell’acqua refrigerata sia dell’acqua di torre; ciò può essere ottenuto con risultati molto soddisfacenti effettuando una filtrazione soltanto di una quota parte dell’acqua in circolazione (dal 15 al 20%), con filtri duplex a cestello ed elettropompe che consentono di by-passare in continuazione una parte della portata (fig. 36.28). Serbatoio di accumulo. Negli impianti con ridotto contenuto di acqua è necessario prevedere un serbatoio di accumulo in maniera che non si abbiano continue e rapide variazioni di temperatura nell’acqua refrigerata a seguito dell’intermittenza della regolazione (controllo di capacità) e anche per limitare a un valore accettabile il numero di attacchi e stacchi orari del motocompressore. Il contenuto efficace di acqua dell’impianto si può calcolare supponendo che l’aumento di temperatura dell’acqua dalla condizione di ritorno a quella finale (per esempio 12  7  5 °C) si ottenga nel tempo di cinque minuti si potrà scrivere: 5 Qf 60 V  ––––––– cΡ ρ Δt

(36.15)

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Fig. 36.28

Sistema di filtrazione spinta con filtro duplex e pompe in derivazione dal circuito principale.

dove: Qf  potenza del gruppo (o dei gruppi frigoriferi) (kW) V  contenuto efficace (m3) ρ  massa volumica dell’acqua (kg/m3) cp  calore specifico dell’acqua [kJ/(kg K)] Δt  variazione di temperatura (K) Si ricava, quindi: V  300 qf

(36.16)

dove qf è la portata di acqua refrigerata (m3/s) nel circuito. Questa relazione era valida per gruppi refrigeratori con regolazione elettrico-meccanica; con regolazione con microprocessori il calcolo deve tener conto delle parzializzazioni e del differenziale. Per un approfondimento si rinvia alla bibliografia (M. Vio). Comunque nella tab. 36.5 si riportano i valori minimi e ottimali del volume totale che deve avere l’impianto, calcolati con le espressioni: Qf Vmin  120 ––––––– cΡ ρ Δt

(36.17)

Qf Vott  212 ––––––– cΡ ρ Δt

(36.18)

dove i simboli hanno lo stesso significato prima riportato.

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CONDIZIONAMENTO

Tab. 36.5 Potenza frigorifera kW 50 100 200 300 400 500

Contenuto d’acqua dell’impianto (m3) Δt evaporatore (°C)

4

5

6

7

ottimale minimo ottimale minimo ottimale minimo ottimale minimo 0,63 1,27 2,53 3,80 5,06 6,33

0,36 0,72 1,43 2,15 2,87 3,58

0,51 1,01 2,03 3,04 4,05 5,10

0,29 0,57 1,15 1,72 2,29 2,87

0,42 0,84 1,69 2,53 3,38 4,20

0,24 0,48 0,96 1,43 1,91 2,39

0,36 0,72 1,45 2,17 2,89 3,60

0,20 0,41 0,82 1,23 1,64 2,00

Il contenuto d’acqua risulta minore di quello calcolabile con l’espressione (36.16). Noto questo volume occorre calcolare il contenuto d’acqua dell’impianto e se questo non è sufficiente bisogna prevedere e installare un serbatoio inerziale di capacità complementare. Si è a lungo discusso sull’opportunità di inserirlo nel circuito quale collettore disgiuntore (fig. 36.29) o in serie sulla mandata o sul ritorno (fig. 36.30a, 36.30b) ma la cosa è pressoché indifferente.

Fig. 36.29

Serbatoio inerziale inserito nel circuito quale serbatoio disgiuntore.

Fig. 36.30

Disposizione del serbatoio inerziale: a) sulla mandata; b) sul ritorno.

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Come negli impianti di riscaldamento, anche nelle centrali frigorifere devono essere installati vasi di espansione per consentire la dilatazione termica dell’acqua contenuta nei circuiti, al variare della temperatura. Dei vasi di espansione si è già parlato nel capitolo 15 per cui a esso si rimanda per maggiori informazioni e per il calcolo del volume. Nelle centrali, comunque, si prevedono valvole di sicurezza come protezioni dalle sovrappressioni che si possono verificare sia sui circuiti pressurizzati dell’acqua sia su quelli del fluido refrigerante. Lo scarico di queste valvole deve essere convogliato all’esterno mediante tubazioni in acciaio di diametro non inferiore a quello delle valvole in maniera da non arrecare danno a cose e persone in caso di apertura. 36.3.1 Raffreddamento dei condensatori. Per il raffreddamento dei condensatori dei refrigeratori si può utilizzare aria esterna o acqua. Il raffreddamento con aria è ottenuto con ventilatori assiali o centrifughi, con questi ultimi è possibile canalizzare l’aria di condensazione per cui le macchine non necessariamente devono essere installate all’aperto, cosa, invece, obbligatoria per i gruppi con ventilatori assiali. Come acqua di condensazione può essere usata: – acqua di acquedotto; – acqua di pozzo; – acqua di fiume; – acqua di mare; – acqua di lago; – acqua raffreddata con torri evaporative. Qualora si usi acqua di acquedotto o pozzo è necessario che lo scarico dell’acqua sia posizionato più in alto del condensatore per tenerlo sempre pieno d’acqua. La portata d’acqua viene modulata, con una valvola a 2 vie, dalla pressione di condensazione, in maniera da mantenere costante la temperatura di condensazione al variare del carico (fig. 36.31). Quando, invece, si utilizza una torre di raffreddamento la pompa deve aspirare l’acqua dal bacino di raccolta e spingerla nel condensatore (fig. 36.32). La prevalenza della pompa deve essere calcolata considerando le perdite nel circuito, la pressione occorrente agli ugelli della torre, la perdita di carico del condensatore e aggiungendo (trattandosi di un circuito aperto) la pressione statica necessaria per innalzare l’acqua dal livello nel bacino fino alla sommità della torre (H) (fig. 36.33). Qualora venga interposto un altro bacino (allo scopo di prevenire fenomeni di gelo: vedasi descrizione successiva), la pressione statica da aggiungere alle perdite calcolate dei diversi elementi è data dalla distanza fra il pelo libero dell’acqua nel bacino e la sommità della torre (H) (fig. 36.33). Le tubazioni del circuito di raffreddamento sono dimensionate con velocità da 1,5 a 3 m/s e le perdite di carico dei diversi componenti sono fornite dai costruttori delle apparecchiature. È evidente che se esistono più condensatori in parallelo devono essere previste valvole di bilanciamento e va considerata la perdita di carico di un solo condensatore. Quando più torri di raffreddamento sono collegate in parallelo è necessario pre-

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CONDIZIONAMENTO

Fig. 36.31 Schema di collegamento per condensatore raffreddato con acqua di acquedotto, pozzo o fiume ecc.

Fig. 36.32

Tipico schema di circuito di raffreddamento con torre.

disporre una tubazione di equilibrio o un unico bacino perché il livello dell’acqua sia eguale in tutte le torri collegate. Per compensare le perdite dell’acqua evaporata (calcolabile nota la quantità di calore smaltito e il calore latente di evaporazione dell’acqua) e di quella trascinata sotto forma di goccioline nella corrente d’aria, occorre provvedere a un’alimenta-

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Fig. 36.33

Rappresentazione schematica della pressione statica.

zione di acqua la cui quantità deve tener conto anche della necessità di diluire l’acqua del circuito onde mantenere a valori accettabili la concentrazione dei sali. Si può considerare, mediamente, che il fabbisogno di acqua di reintegro sia, per ogni kW di potenza frigorifera, pari a: – perdite per evaporazione: 1,5 kg/h – perdite per trascinamento di gocce: 1,0 kg/h – spurgo per diluire la concentrazione di sali: 3,0 kg/h ––––––– totale 5,5 kg/h che equivalgono a circa il 3% dell’acqua in circolazione nel circuito della torre. Volendo calcolare con precisione la quantità di acqua necessaria per mantenere a un valore costante la durezza dell’acqua in circolazione, si deve utilizzare l’espressione: V qd  V  –––––– R 1

(kg/s)

(36.19)

dove: qd  portata d’acqua necessaria V  portata massica di acqua evaporata da integrare (Qf /2500), in kg/s R  rapporto fra la durezza ammissibile e quella dell’acqua di reintegro In casi particolari si provvede al trattamento dell’acqua di reintegro nonché all’additivazione, nel circuito di torre, di sostanze alghicide. Per ulteriori dettagli si veda il capitolo 19. Nel periodo invernale la maggior parte delle torri viene disattivata e queste devono, quindi, essere svuotate e protette. Per non vuotare tutto il circuito è possibile abbassare il livello dell’acqua in maniera da avere i tubi pieni d’acqua contenuti nell’edificio e, quindi, senza pericolo di gelo né di corrosione. Quando, invece, le torri dovessero funzionare anche in inverno occorre prevedere:

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– resistenze elettriche di riscaldamento nel bacino; – il controllo dell’avviamento dei ventilatori, così che per buona parte del tempo essi siano fermi, per cui l’acqua, che piove nella torre, si raffreddi naturalmente; – oppure ricorrere a un circuito come quello della fig. 36.34.

Fig. 36.34

Schema di un circuito per prevenire la formazione di ghiaccio.

Nell’installazione delle torri è necessario preoccuparsi del rumore che può arrecare disturbo al vicinato. Alla distanza di un metro e in funzione della potenza assorbita dai ventilatori Pa (kW), il livello di pressione sonora è approssimativamente dato da: Lp  73  10 log Pa

dB(A)

(36.20)

dB(A)

(36.21)

per ventilatori centrifughi e da: Lp  80  10 log Pa

per ventilatori assiali. Nel capitolo 7 sono riportati valori di potenza sonora espressi sempre in funzione della potenza assorbita dai ventilatori. I valori di rumorosità da rispettare sono quelli di cui al DPCM 14.11.97 (in attuazione dell’art. 3, comma 1, lettera a della leggequadro n. 447 del 26.10.1995) che, per aree prevalentemente residenziali, prescrive, nel periodo notturno, un livello equivalente pari a 45 dB(A)! 36.3.2 Centrali con recupero di calore. In molti edifici il carico termico dovuto all’illuminazione e all’affollamento è talmente elevato e costante, per cui deve sempre essere assicurata la produzione di freddo e, in particolare, di acqua refrigerata per alimentare i gruppi di trattamento aria.

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È ben noto, d’altra parte, che il calore rimosso dall’ambiente lo si ritrova al condensatore incrementato dell’equivalente termico del lavoro di compressione. L’energia recuperata è utilizzabile sempre, sia in estate per la produzione di acqua calda sanitaria e per il postriscaldamento dell’aria sia in inverno per poter anche riscaldare gli ambienti ai quali occorre fornire calore per compensare le dispersioni. Risulta, quindi, molto interessante esaminare questa possibilità e metterla in atto ricorrendo a gruppi frigoriferi dotati di condensatore di recupero; è questa, infatti, la soluzione più diffusa. Nella fig. 36.35 è riportata la configurazione tipica di questo sistema che prevede un condensatore dissipativo raffreddato con acqua proveniente da torre di raffreddamento e un condensatore attraversato da acqua dell’impianto che può raggiungere una temperatura di 40  45 °C.

Fig. 36.35

Sistema di recupero del calore con doppio condensatore.

L’aliquota parte di calore prodotto che non può essere utilizzato è accumulabile in un serbatoio contenente acqua che viene riscaldata fino al suo valore massimo, dopo di che interviene il condensatore dissipativo (fig. 36.36).

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Fig. 36.36

Sistema di recupero del calore con accumulo.

L’aver accumulato acqua calda nel serbatoio consentirà poi di impiegarla, nelle ore di non occupazione o di carico interno ridotto, per creare un carico fittizio sull’evaporatore, così da ritrovare, quindi, al condensatore di recupero acqua alla temperatura appropriata per il riscaldamento delle zone disperdenti. Uno scambiatore di calore, alimentato al primario da acqua calda a 85 °C proveniente da una centrale termica, provvede a mantenere costante per le esigenze del circuito utilizzatore la temperatura dell’acqua. Fra i tanti possibili schemi si illustra qui un sistema complesso che è stato realizzato per un grande centro servizi di una banca, alcuni anni fa (fig. 36.37). Si tratta di una centrale termofrigorifera interconnessa con una centrale di autoproduzione di energia elettrica, dalla quale si recupera tutto il calore messo a disposizione dai gruppi elettrogeni, riversandolo nel circuito attraverso lo scambiatore SC2.

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Fig. 36.37 Centrale con recupero di calore realizzata per un grande centro servizi.

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CONDIZIONAMENTO

La centrale frigorifera è costituita da gruppi refrigeratori d’acqua alternativi, dotati di condensatori dissipativi e di recupero; la centrale termica è articolata su due generatori in grado di produrre acqua calda a 90 °C. Lo schema semplificato della fig. 36.37 consente di chiarire con estrema semplicità il concetto generale informatore del funzionamento degli impianti. L’energia termica occorrente per il condizionamento e il riscaldamento invernale è fornita da: – fonti interne, attraverso il lavoro di compressione il calore asportato dagli ambienti viene riversato ai condensatori di recupero che provvedono a immetterlo nel circuito di riscaldamento; – calore recuperato dal funzionamento dei gruppi di autoproduzione di energia elettrica che, attraverso lo scambiatore SC2, viene immesso nel circuito di riscaldamento; – calore di integrazione da parte della centrale termica che viene, attraverso lo scambiatore SC1, immesso nel circuito, se e quando necessario. L’acqua calda così prodotta, a 45 °C, viene tenuta in circolazione dalle pompe primarie P3, che provvedono a inviarla alle diverse utenze e, quindi, allo scambiatore SC4. Questo scambiatore ha lo scopo, con la pompa P9, di accumulare nella vasca il calore non utilizzato dal sistema. La valvola VM23 e i relativi regolatori fanno sì che si evitino sprechi energetici. L’acqua, mantenuta costantemente a 45 °C, viene inviata alle diverse utenze con pompe opportunamente proporzionate: ciò ha lo scopo di consentire di consumare solo e sempre l’energia elettrica strettamente necessaria. Infatti, nel caso in cui qualche impianto sia escluso dal funzionamento per ragioni di gestione, la pompa viene fermata (anche a distanza dal CCI) e l’acqua, attraverso la contemporanea apertura di valvole a 3 vie, viene fatta affluire allo scambiatore SC4. I circuiti previsti sono: – condizionamento con le pompe P4, P5, P6 e le valvole VM21, VM19 e VM20; – riscaldamento dell’acqua per i servizi con le pompe P7, lo scambiatore SC3. Questo circuito è sempre in funzione, trattandosi di produzione istantanea di acqua calda sanitaria. Qualora l’energia termica resa disponibile dalle fonti interne sia esuberante rispetto alla richiesta, e dopo che tutto il possibile calore sia stato accumulato nella vasca, un’opportuna regolazione fa intervenire i condensatori dissipativi raffreddati con acqua di pozzo. Il calore accumulato in vasca è utilizzato creando, quando necessario, un carico termico fittizio sugli evaporatori, impiegando il circuito che fa capo alla pompa P10 e allo scambiatore SC5. Le valvole V12 e V13, modulando la portata dell’acqua di ritorno dagli impianti e di quella riscaldata nello scambiatore SC5, consentono di regolare la temperatura dell’acqua che rientra negli evaporatori in funzione del carico di riscaldamento e del carico frigorifero. Il calore così riversato al sistema viene ceduto, incrementato dell’equivalente termico del lavoro meccanico di compressione, ai condensatori di recupero e, quindi, utilizzato dalle utenze “calde”.

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Ovviamente le pompe di circolazione P9 e P10 che attivano lo scambio termico negli apparecchi SC4 e SC5 non devono funzionare mai contemporaneamente per evitare inutili e dannosi trasferimenti di calore attraverso la vasca di accumulo. A tale scopo il funzionamento delle suddette elettropompe è comandato, anche a distanza dal CCI, che ne deve attivare il funzionamento in base alla richiesta termica e alla richiesta frigorifera istantanea di tutto il complesso e allo stato della vasca di accumulo. Anche per l’acqua refrigerata è stato previsto un circuito primario con le pompe P11 e i circuiti secondari, ognuno dei quali dotato di proprie pompe di circolazione: – circuito raffreddamento ausiliario per i terminali con pompe P12 e valvola VM14 (a differenza delle altre questa valvola è modulante per consentire di mantenere costante pari a 12 °C la temperatura dell’acqua inviata al circuito); – circuito di alimentazione dei gruppi under del CED con pompe P13 e valvola modulante VM16; – circuito per le utenze del condizionamento con pompe P14, P15 e P17 e valvole VM15, VM12 e VM17; – circuito per il recupero del calore dall’aria di ventilazione dei gruppi di autoproduzione con pompe P16 e valvole VM13. Da questo circuito è derivata l’alimentazione allo scambiatore SC6 per consentire di sottrarre calore, se necessario, all’acqua di pozzo. Il sistema ha la stessa logica di funzionamento del circuito “caldo”. Se le utenze sono attive le pompe funzionano e le valvole si predispongono opportunamente; qualora, invece, le utenze fossero escluse, l’acqua refrigerata, spinta dalle pompe P11, viene fatta passare nello scambiatore SC5, con il quale si potrà accumulare freddo nella vasca. Viceversa, nei momenti di carico di punta, è possibile invertire il funzionamento del sistema di valvole suddette, in modo che lo scambiatore SC5 sia in grado di cedere nuovamente al circuito di acqua refrigerata le frigorie precedentemente accumulate. 36.3.3 Regolazione delle centrali frigorifere. Tutte le macchine frigorifere vengono munite di propria regolazione di temperatura dell’acqua fredda prodotta, regolazione che agisce sui sistemi di controllo della capacità. Questi sistemi, oggi con microprocessori, prevedono la regolazione di capacità in base alla temperatura di uscita dell’acqua ma con influenza anche della temperatura del ritorno. Da più esperienze fatte si suggerisce di non modificare quanto previsto dal costruttore, ma di agire soltanto sull’esclusione dei gruppi quando ciò è necessario. L’operazione deve essere fatta assumendo come variabile principale la temperatura dell’acqua di ritorno, perché solo così non vengono avvertite immediatamente le variazioni di temperatura conseguenti all’inserzione o al distacco di un gruppo frigorifero. Riferendosi agli schemi delle figg. 36.23 e 36.24, tutti i gruppi hanno la regolazione di temperatura sulla mandata che agisce sui controlli di capacità, mentre le pompe e i gruppi vengono inseriti o disinseriti in funzione della temperatura dell’acqua che ritorna in centrale; i gruppi si suddividono (se sono simili) il carico in parti eguali.

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Con la regolazione al microprocessore delle macchine è possibile anche collegarsi ai sistemi di supervisione e controllo per acquisire i dati di funzionamento, per modificare eventualmente il set-point della temperatura di mandata, ottimizzare le ore di funzionamento delle macchine ecc. 36.3.4 Locali macchine. Per l’installazione dei gruppi refrigeratori, delle pompe, delle tubazioni, dei sistemi di pressurizzazione dei circuiti, delle apparecchiature elettriche ecc., è necessario un locale le cui caratteristiche devono essere tali da consentire sia una posa in opera corretta sia un’attenta e precisa manutenzione e gestione nel corso degli anni. Occorre, quindi, tener presente che, trattandosi per lo più di macchine ingombranti e molto pesanti, è opportuno prevedere: – almeno 70  100 cm di spazio fra una macchina e l’altra, tenendo però conto della necessità di possibili smontaggi dei compressori, dei motori ecc.; – uno spazio, pari almeno alla lunghezza degli scambiatori, davanti alle macchine per consentire la scovolatura dei tubi o il loro eventuale sfilaggio; – prevedere al di sopra delle macchine lo spazio occorrente per poterle sollevare. Il locale della centrale frigorifera deve possedere una buona accessibilità per l’introduzione delle macchine e per la fuoriuscita in caso di sostituzioni; deve essere dotato di una buona ventilazione che può essere naturale o forzata. Nella tab. 36.6 si riportano alcuni dati indicativi di dimensioni minime di locali contenenti gruppi refrigeratori. Tab. 36.6

Dimensioni minime suggerite per centrali frigorifere

Potenzialità frigorifera (kW)

Superficie occorrente (m2) alternativi

20 50 100 250 500 750 1000 1500 2000

8 12 20 30 45

Altezza (m)

centrifughi

50 60 70 80 100 110

2,20 2,50 3,00 3,50 4,00 4,20 4,50 4,80 5,00

Per quel che concerne la ventilazione in Italia non esistono norme; in Francia sono, invece, fissati i volumi di aria da immettere per evitare possibili concentrazioni di vapori nel caso di fughe di gas frigorigeno e per impedire aumenti eccessivi della temperatura ambiente: – per la ventilazione meccanica la portata dovrà essere: V  50 3冪G2

(m3/h)

(36.22)

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– per la ventilazione naturale si deve calcolare la superficie delle aperture libere: F ⫽ 0,14 冪G

(m2)

(36.23)

dove: G ⫽ massa (kg) di fluido frigorigeno contenuto nelle macchine installate in centrale, che si può valutare pari a 0,45 ⫼ 0,25 kg/kW per alternativi e pari a 0,70 ⫼ 0,40 kg/kW per i centrifughi F ⫽ superficie di aerazione (m2) V ⫽ portata di aria da estrarre (m3/h) dalla parte inferiore del locale, visto che i composti alogenati sono più pesanti dell’aria Per quanto riguarda la trasmissione delle vibrazioni è necessario che le macchine vengano poggiate su supporti antivibranti e basamenti aventi caratteristiche che sono, generalmente, fornite dai costruttori. Comunque tutti i collegamenti diretti con le tubazioni devono essere interrotti tramite l’interposizione di giunti antivibranti. Il problema del rumore deve essere affrontato e risolto in maniera adeguata, con uno studio che parta dalla conoscenza dei livelli di potenza sonora (e dei relativi spettri) delle macchine, per approdare a una soluzione che coinvolga le pareti, il soffitto, il pavimento ecc. Per gli apparecchi installati all’esterno ricorrere, se necessario, a silenziatori acustici sia sull’entrata sia sull’uscita dell’aria: torri di raffreddamento, gruppi frigoriferi condensati ad aria; creare barriere acustiche per proteggere le zone abitate e così via. Da curare con attenzione è anche la posizione delle macchine che richiedono aria per il loro funzionamento (torri e gruppi condensati ad aria) in relazione agli ostacoli circostanti, per cui deve essere fatta una verifica in accordo con il fornitore.

36.4

CENTRALE TERMICA

Il più delle volte la centrale termica è articolata su più generatori; fra l’altro per potenzialità oltre i 350 kW la legge (DPR n. 412 del 26.8.1993) impone che la potenza sia suddivisa su più generatori. Spesso, poi, è presente un generatore, indipendente, per la produzione dell’acqua calda destinata ai servizi (igienici, cucine ecc.). Nel capitolo 21 sono stati già affrontati e discussi i criteri progettuali delle centrali e dei loro componenti e si è anche accennato al sistema di regolazione per l’inserimento in cascata dei diversi generatori. Nei medi e grandi impianti è necessario realizzare diversi circuiti distinti e ciò sia per far fronte a orari di funzionamento diversi sia perché è necessario disporre di acqua calda a temperature diverse a seconda degli utilizzi (per esempio per il circuito radiatori, per il circuito ventilconvettori, per il circuito delle batterie di postriscaldamento e così via) anche perché le leggi di variazione di tali temperature in funzione della temperatura esterna, devono essere diverse a seconda del terminale impiegato: radiatori, pannelli, batterie di riscaldamento aria, aerotermi ecc. Nella fig. 36.38 è riportato uno schema di una centrale termica a servizio di un grande complesso.

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Fig. 36.38 Schema di principio di una centrale termica a servizio di un complesso con diversi circuiti: riscaldamento, ventilazione, produzione di acqua calda sanitaria.

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Nella fig. 36.39, invece, lo schema funzionale è relativo a una centrale termica di un quartiere residenziale nella quale, cioè, si produce acqua calda che viene poi inviata, con tubazioni interrate, ai diversi edifici collegati. È possibile rilevare: – l’impianto di trattamento dell’acqua di reintegro; – il sistema di pressurizzazione ed espansione dell’acqua del circuito; – le pompe anticondensa per ogni generatore; – la doppia alimentazione di combustibile: gas e gasolio. Trattandosi di una centrale con bruciatore a gas sono previste a soffitto sonde di rilevamento gas collegate a una centralina che, in caso di fuga, comanda in chiusura tutte le valvole di intercettazione del gas poste all’esterno e porta in apertura le valvole di sfiato. La determinazione della potenzialità da assegnare a una centrale termica si può fare quando siano stati eseguiti tutti i calcoli delle dispersioni di calore per trasmissione e quando siano noti i ricambi di aria esterna. Se si considera il caso più generale di un edificio dotato di impianti di riscaldamento statico, di termoventilazione e di climatizzazione, la potenzialità della centrale sarà ottenuta sommando le varie potenze necessarie. – La potenza termica massima occorrente per mantenere alla temperatura di progetto (20 °C) gli ambienti dotati di impianto di riscaldamento statico: servizi igienici, corridoi, depositi ecc. Tale potenza è quella necessaria per compensare le dispersioni di calore e per riscaldare l’aria esterna di rinnovo. – La potenza termica per riscaldare l’aria esterna fino alla temperatura ambiente e per compensare le dispersioni dei locali con impianto di termoventilazione: archivi, spogliatoi ecc. – La potenza termica per realizzare le volute condizioni termoigrometriche negli ambienti condizionati. Tale potenza è somma (a) di quella necessaria per il preriscaldamento dell’aria, onde poterla umidificare, (b) di quella per il postriscaldamento fino alla temperatura ambiente e, infine, di quella (c) per compensare le dispersioni. Per la regolazione delle centrali termiche riferirsi al capitolo 37. 36.5

VITA MEDIA ATTESA

La vita operativa dei componenti di un impianto di condizionamento dipende da molti fattori, fra i quali la qualità della manutenzione e della conduzione. Per le macchine installate all’esterno (roof-top, gruppi refrigeratori condensatori ad aria ecc.) subentrano gli agenti atmosferici (irraggiamento, polveri inquinanti ecc.). Anche la tipologia delle macchine (che influenza la possibilità di manutenzione) e le condizioni di posa possono avere un peso determinante nel definire la loro vita media. Nella tab. 36.7 si riportano, per le principali macchine, la vita media attesa (riferimento “Pocket Guide” dell’ASHRAE).

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Fig. 36.39 Schema funzionale di centrale termica di quartiere.

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CONDIZIONAMENTO

Tab. 36.7

Vita media attesa per vari tipi di macchina

Tipi di macchina

Vita media attesa, anni

Condizionatori d’aria Split singoli Condizionatori da finestra Raffreddati ad acqua

15 10 15

Pompe di calore Residenziali aria-aria Commerciali aria-aria Commerciali acqua-aria

15 15 19

Condizionatori roof top

15

Terminali Diffusori e bocchette Unità a induzione e fan coil Cassette VAV e a doppio condotto

27 20 20

Lavatori d’aria

17

Canali

30

Serrande

20

Ventilatori Centrifughi Assiali Elicoidali Torrini espulsione

25 20 15 20

Batterie Espansione diretta, acqua o vapore Elettriche

20 15

Scambiatori di calore a “U”

25

Gruppi frigoriferi Alternativi Centrifughi Assorbimento

20 23 23

Torri di raffreddamento in lamiera zincata

20

Condensatori ad aria

20

Condensatori evaporativi

20

Pompe Montate su basamento Circolatori (montate su tubi)

20 10

Motori diesel

20

Turbine a vapore

30 (segue)

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(seguito tabella 36.7) Tipi di macchina

Vita media attesa, anni

Motori elettrici

18

Avviatori per motori

17

Trasformatori elettrici

30

Valvole di regolazione Pneumatiche Elettriche Elettroniche

20 16 15

Generatori di calore

20

È evidente che si tratta di dati medi statistici che, però, sono utili in quanto consentono di programmare il retrofit o la sostituzione delle macchine con sufficiente anticipo. Per macchine con una vita media di 15 anni, si può pensare di dividere questo tempo in tre periodi: – giovinezza: entro 5 anni; – maturità: da 5 a 10 anni; – obsolescenza: oltre 10 anni. Questa suddivisione è importante perché, noto il parco macchine da gestire, è possibile predeterminare gli interventi e stimare le convenienze tecniche-economiche: col passare degli anni il degrado dei diversi componenti (di un’UTA, di un gruppo frigorifero ecc.) può determinare diminuzione di affidabilità, riduzione dei rendimenti e, quindi, aumento dei costi di manutenzione e di gestione.

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CONDIZIONAMENTO

37

SISTEMI DI REGOLAZIONE AUTOMATICA 37.1

SCOPI

Nessuna macchina, impianto o sistema, dal più semplice al più complesso, può correttamente funzionare, al fine di raggiungere un risultato prefissato, senza che vi sia la possibilità, manuale o automatica, di controllo e di correzione dato che, come spesso accade, tale risultato può non essere quello desiderato a causa di azioni perturbatrici, che agiscono continuamente e che, quindi, devono essere in certo qual modo compensate o corrette. Anche negli impianti termici si è sempre in presenza di variazioni di carico o perché si è modificata la temperatura esterna o perché l’irraggiamento solare è cambiato o perché l’affollamento, per esempio, è passato da un valore minimo a uno massimo e così via. Si rende, pertanto, necessario intervenire per correggere in un senso o nell’altro; tuttavia ciò non basta perché occorre verificare che l’azione sia stata esatta ecc. Si comprende, quindi, che per regolare un sistema occorre: – fissare un valore ben preciso della variabile che si vuole tenere sotto controllo (per esempio la temperatura ambiente); – misurare la variabile e confrontarne il valore con quello di riferimento; – utilizzare gli scostamenti fra l’uno e l’altro valore per intraprendere un’azione che determini il ripristino del valore della variabile al valore fissato. È evidente che questa azione di misura, comparazione, correzione, di nuova misura ecc. deve poter essere fatta automaticamente e con continuità; solo così si potrà raggiungere lo scopo di mantenere costante nel tempo, nell’esempio fatto, la temperatura ambiente al variare delle azioni perturbatrici esterne. Da quanto si è detto discende che il sistema richiede: – un elemento di misura che si chiama sonda o sensore o trasmettitore; – un elemento che effettui il confronto fra la grandezza misurata da regolare e il valore di riferimento e che invii un segnale all’organo finale di regolazione se vi è uno scostamento fra i due valori: il regolatore; – l’organo finale di regolazione, ossia l’elemento che consente l’azione di aggiustaggio, e che può essere, per esempio, il servomotore che fa aprire o chiudere una valvola consentendo il maggiore o minore flusso di acqua calda (mezzo regolante) a una batteria di riscaldamento. Il circuito costituito da questi elementi è chiamato circuito di regolazione o catena di regolazione (fig. 37.1). Riferendosi all’esempio di un locale riscaldato da un impianto ad aria, con riferimento alla fig. 37.2: – il sensore è la sonda di temperatura ambiente;

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SISTEMI DI REGOLAZIONE AUTOMATICA

Fig. 37.1

Fig. 37.2

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Catena di regolazione.

Circuito di regolazione chiuso.

– il regolatore, avvertito uno scostamento, invia il segnale all’organo di comando; – l’organo di comando è, in questo caso, il servomotore della valvola; – l’organo di regolazione è la valvola che, agendo sulla portata dell’acqua nella batteria, mantiene la temperatura al valore di riferimento. Questo circuito di regolazione è detto chiuso; nel caso, invece, in cui la variabile da regolare non venga misurata direttamente ma se ne controlli il valore in modo indiretto, il circuito è detto aperto: è il caso della regolazione della temperatura ambiente negli impianti di riscaldamento con radiatori, nei quali viene controllata la temperatura di mandata dell’acqua in funzione della temperatura esterna senza che vi sia una correzione determinata dall’effettivo valore della temperatura ambiente.

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CONDIZIONAMENTO

In una catena di regolazione è importante conoscere come le apparecchiature devono reagire alla variazione della grandezza regolata; per esempio rapidamente o lentamente, intensamente o debolmente. Ciò dipende dalle caratteristiche del sistema da regolare e per questa ragione occorre conoscere esattamente il comportamento statico e dinamico (funzione del tempo) di ogni elemento della catena. Se si riportano nel diagramma cartesiano (n. 1 fig. 37.3) sulle ascisse il tempo t e sulle ordinate la posizione y dell’organo finale di controllo (la valvola) e nel diagramma cartesiano n. 2 sulle ordinate il valore x della grandezza regolata (per esempio la temperatura), si vede che fino all’istante t0 il sistema è in perfetto equilibrio; la variabile ha il valore x0; y0 è la posizione dell’organo finale di regolazione. Se si provoca una modifica della posizione dell’organo finale di controllo, aprendo per esempio la valvola, per cui si passa da y0 a y1, la variabile controllata passa da x0 a x1 in un certo tempo. A una variazione Δy corrisponde, quindi, una variazione Δ x della variabile controllata. Il rapporto: Δx K  –––– Δy

(37.1)

viene chiamato coefficiente di amplificazione o guadagno statico. L’esame dei diagrammi consente anche di definire le seguenti grandezze. – Il tempo tm  t0, come tempo morto, in quanto non si rileva alcuna variazione di

Fig. 37.3

Diagrammi di variazione della variabile controllata in un sistema di primo ordine.

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x; può essere dovuto all’inerzia del circuito, alla insensibilità degli elementi di misura ecc. – Il tempo tc  tm, come la costante di tempo del sistema e, cioè, il tempo necessario perché la grandezza variabile x raggiunga il 63,5% del suo valore finale; esso è anche dato dalla derivata prima della curva all’istante tm. Se la costante di tempo è piccola le reazioni del sistema sono veloci o viceversa. Il comportamento dinamico di sistemi più complessi è rappresentato da un diagramma di x in funzione di t, che presenta un punto di flesso. Nel settore degli impianti termotecnici le grandezze più comunemente controllate sono: – temperatura; – umidità relativa; – velocità dell’aria; – pressioni o differenze di pressione; – portate di acqua; – livello di liquidi; – purezza dell’aria. Dal punto di vista dell’energia impiegata i sistemi di regolazione automatica possono essere: – sistemi elettrici; – sistemi pneumatici; – sistemi elettronici; – sistemi elettropneumatici. In questa sede, però, non ci si occuperà in dettaglio dei diversi sistemi ma dei circuiti di regolazione e delle loro caratteristiche prescindendo dal tipo di energia impiegata. 37.2

SISTEMI DI REGOLAZIONE AUTOMATICA

A seconda del comportamento nel tempo del processo di regolazione, si distinguono: – sistema di regolazione “tutto o niente”, a due posizioni; – sistema di regolazione flottante; – sistema di regolazione proporzionale (P); – sistema di regolazione proporzionale-integrale (P  I); – sistema di regolazione proporzionale-integrale e derivativo (P  I  D). Sistema a due posizioni: consente un controllo della variabile fra due posizioni minima e massima; è tipico il termostato on-off che attacca e stacca una caldaietta o un ventilconvettore. Con questo sistema la variabile controllata oscilla, come si può osservare nella fig. 37.4, continuamente. I valori della variabile, per cui si ha l’inserimento dell’impianto o il suo distacco, sono tra loro diversi e sono caratteriz-

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Fig. 37.4

Controllo a due posizioni.

zati dal differenziale che, quindi, è lo scostamento della variabile controllata necessario per portare il regolatore dalla posizione di riposo (off) a quella di azione (on) e viceversa. È evidente, però, che il differenziale del regolatore è inferiore a quello della variabile controllata, perché si avrà sempre un ritardo fra l’intervento del termostato e la risposta del sistema; questo differenziale viene chiamato differenziale operativo. In alcuni termostati, per ridurre questo differenziale, viene impiegata una resistenza di riscaldamento che anticipa l’intervento del termostato (in fase on) così da limitare l’incremento della temperatura rispetto al valore limite superiore. Un caso particolare di regolazione on-off è quello a gradini, utilizzata, per esempio, per l’inserimento graduale di resistenze elettriche di riscaldamento. In tutti i sistemi i regolatori possono essere ad azione “diretta” o ad azione “inversa”; nel primo caso a un aumento del valore della grandezza regolata corrisponde un aumento della correzione; viceversa nel caso di azione inversa. Le due differenti azioni devono essere correlate al tipo di organo finale di regolazione nel senso che ne esistono di tipo normalmente aperto (NA) e di tipo normalmente chiuso (NC), in assenza di segnale. Una volta, quindi, scelto il tipo si determina il tipo di azione che consenta la regolazione più appropriata. Sistema flottante: in questo sistema il regolatore può effettuare solo due operazioni, modificando l’organo finale di regolazione dalla posizione di tutto aperto a quella di tutto chiuso; esiste, però, una zona neutra fra le posizioni estreme, nella quale l’organo finale si può fermare e la variabile controllata rimane compresa nel campo di variazione del differenziale; se la variabile esce dal campo, il regolatore agisce muovendo l’organo finale in un senso o nell’altro. Il sistema è valido se il tempo di reazione dell’elemento sensibile è piccolo rispetto al tempo necessario per effettuare una completa escursione; è il caso del pressostato che, avvertendo istantaneamente la variazione di pressione, può intervenire sul regolatore di pressione fermando l’otturatore in una posizione intermedia, che consenta il mantenimento del valore di taratura.

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Sistema proporzionale (P): i sistemi di regolazione precedentemente esaminati non consentono di seguire con precisione le variazioni dei carichi né di mantenere controllati, entro stretti limiti, i parametri più importanti degli impianti di climatizzazione, quali temperatura, umidità, velocità dell’aria. Ciò comporta, fra l’altro, anche un dispendio energetico. Si passa, perciò, a sistemi di regolazione progressiva o modulante che meglio rispondono alle esigenze. Nella regolazione proporzionale, a una variazione della grandezza regolata corrisponde una variazione proporzionale della grandezza regolante. La differenza con il sistema a due posizioni è che, con questa regolazione, non appena si verifica una modifica della variabile controllata immediatamente il regolatore interviene e l’entità dell’intervento corrisponde all’ampiezza dello scostamento. Poiché il sistema è proporzionale, a ogni valore della variabile corrisponde una posizione dell’otturatore e, quindi, esiste una sola condizione per la quale il valore x della variabile corrisponde al valore di taratura, per tutti gli altri valori vi sarà sempre uno scostamento fra il valore di taratura e quello effettivo. Mentre nel sistema a due posizioni si è parlato di differenziale, nel sistema proporzionale si parla di banda proporzionale, che rappresenta di quanto debba variare la variabile controllata perché l’organo finale di regolazione passi da una posizione (tutto chiuso) a quella opposta (tutto aperto). La banda proporzionale può essere modificata ma il suo valore deve essere fissato considerando che: – una banda proporzionale molto ampia determina uno scostamento sensibile fra il valore della variabile controllata e il valore di taratura; – una banda proporzionale molto ristretta rischia di far diventare il sistema a due posizioni e determina oscillazioni continue. Sistema proporzionale-integrale (P  I): si è visto che con il sistema proporzionale sussiste sempre uno scostamento fra il valore della grandezza regolata e il valore di taratura; con il sistema P  I è possibile annullarlo perché interviene la regolazione integrale che forza l’apertura o la chiusura dell’otturatore per annullare lo scostamento. Sistema proporzionale-integrale e derivativo (P  I  D): la regolazione derivativa dipende dalla velocità di variazione dello scostamento e, quindi, dalla derivata, rispetto al tempo, dello scostamento. L’azione derivativa, che da sola non viene utilizzata, accoppiata a quella proporzionale-integrale evita oscillazioni (o pendolazioni) della grandezza controllata e consente di raggiungere più rapidamente le condizioni di stabilità. Nella fig. 37.5 sono posti a confronto i diversi sistemi e balzano evidenti le caratteristiche di ognuno.

37.3

COMPONENTI DEL SISTEMA

Si è visto che in una catena di regolazione sono presenti i sensori, i regolatori e gli organi finali di regolazione. Per quanto riguarda i regolatori si è passati da quelli a valvole termoioniche a

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Fig. 37.5

Sistemi P, P-I, P-I-D a confronto.

quelli a transistor, da questi a quelli con circuiti integrati e poi a quelli con microprocessore e, infine, ai moderni sistemi con programmi inseriti in computer che consentono grandi vantaggi: – semplificazione del sistema; – semplificazione del cablaggio e della taratura; – possibilità di controlli, prima impossibili; – possibilità di effettuare le tarature e i controlli in postazioni distanti dall’effettiva posizione degli impianti. Riguardo ai sensori (di temperatura, umidità, pressione, portata ecc.) si è già parlato nel capitolo 3. L’installazione degli elementi sensibili (termostati, sonde di temperatura, umidostati ecc.) deve essere curata affinché i valori letti corrispondano a quelli medi effettivi e non siano influenzati da fattori disturbanti. Gli elementi sensibili da installare in ambiente devono essere posti a un’altezza di 1,5  1,6 m dal pavimento, su pareti interne, non esposte a irraggiamento diretto o a correnti d’aria, lontano da fonti di calore. Devono essere, inoltre, posti in zone in cui l’aria non sia stagnante. Negli impianti con ventilconvettori, nel caso di regolazione sull’acqua (con ventilatore, quindi, sempre funzionante), la sonda può essere posta vicino al filtro, nella parte bassa del mobiletto, in modo da essere sempre lambita dalla corrente d’aria aspirata. È bene, comunque, proteggerla dall’irraggiamento diretto della batteria. Nel caso, invece, di ventilconvettori comandati da termostati on-off che avviano o fermano il ventilatore la posizione di installazione è a parete. Per il rilievo di grandezze relative ai circuiti idraulici e aeraulici, occorre inserire gli elementi sensibili in posizioni che non risentano di eventuali turbolenze e, quindi, a buona distanza da curve, gomiti ecc. Gli organi finali di regolazione regolano la portata di un fluido, che può essere acqua, vapore, aria.

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Per il vapore e l’acqua si impiegano le valvole e per l’aria le serrande: le valvole sono descritte nel capitolo 18 e le serrande nel capitolo 11. Entrambi questi organi sono collegati a un operatore o attuatore che può essere: – per le valvole: una solenoide, un motore elettrico, un servocomando pneumatico, un attuatore elettroidraulico; – per le serrande: un motore elettrico, un servocomando pneumatico. La valvola solenoide consiste in una bobina, avvolta intorno a un nucleo magnetico, che, se attraversata da corrente continua, fa muovere lo stelo dell’otturatore il quale ritorna alla sua precedente posizione, al cessare della corrente. Ora è anche possibile un funzionamento progressivo. Il motore elettrico è un motore sincrono con due avvolgimenti che consentono, quindi, la rotazione in un senso o in senso inverso a seconda del circuito alimentato. Un riduttore di giri e un opportuno meccanismo trasformano la rotazione in un movimento assiale. Il tempo occorrente perché il servomotore compia una corsa completa è detto tempo di escursione e può essere basso o alto (30 s fino ad alcuni minuti), deve essere correlato alle caratteristiche del circuito regolato e del circuito regolante. Per impianti di grande inerzia, per esempio quelli a pannelli radianti annegati, il tempo di escursione deve essere elevato. I servocomandi elettrici, al mancare della tensione di alimentazione, rimangono fermi nella posizione raggiunta; è possibile, però, portare il servomotore nella posizione voluta come nel caso di valvola normalmente chiusa che, cioè, in mancanza di alimentazione, deve rimanere chiusa. Ciò può essere ottenuto con una molla di richiamo. Il servocomando pneumatico è realizzato mediante un soffietto o una membrana sulla quale si esercita la pressione dell’aria proveniente dal regolatore e che è contrastata dall’azione di una molla la quale, generalmente, tiene chiuso l’otturatore (o chiusa la via diritta nelle valvole a tre vie). Comunque è possibile anche avere valvole aperte in mancanza di segnale. I servocomandi pneumatici sono caratterizzati da grande prontezza di risposta e per essi non si può definire un tempo di escursione come per i servomotori elettrici. Il tempo per la completa corsa dello stelo è solo funzione del tempo impiegato dalla variabile controllata per passare da un estremo all’altro della banda proporzionale. Così, una rapida variazione della grandezza controllata determinerà una rapida apertura (o chiusura) della valvola e viceversa. I dispositivi di comando delle serrande, elettrici o pneumatici, sono simili a quelli descritti per le valvole. I sistemi fin qui esaminati sono di tipo analogico, vale a dire sistemi che ricevono, elaborano e generano segnali con continuità nel tempo; i segnali sono proporzionali all’informazione ricevuta. La struttura del sistema si basa su componenti hardware che presiedono a funzioni ben precise e predeterminate, e quindi, con nessuna adattabilità. Ormai da parecchi anni è stato introdotto, anche nel campo civile, la tecnica di controllo digitale a microprocessore DDC (direct digital control).

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Questa tecnica si applica ai regolatori che, quindi, assumono rilevanti capacità di ricezione (input), di calcolo e di output. La periferia del processo (sonde, organi finali ecc.) rimane di tipo analogico e, pertanto, occorrono appositi convertitori per mettere in comunicazione il microprocessore con il mondo esterno: convertitore analogico/digitale in ingresso e convertitore digitale/analogico in uscita. Nella fig. 37.6 è rappresentato schematicamente il circuito di regolazione.

Fig. 37.6

Circuito di regolazione digitale.

Con questo nuovo approccio si esce dal tradizionale sistema di regolazione e si approda a una nuova frontiera che permette di gestire in modo assolutamente innovativo l’impianto e le sue pertinenze. I vantaggi che ne conseguono possono essere così sintetizzati: – riduzione della componentistica hardware; – riduzione di ingombro e di costo dei quadri elettrici; – semplificazione dell’impianto elettrico in quanto tutti i segnali digitali possono essere trasmessi mediante un unico bus di comunicazione costituito da un semplice cavetto di tipo telefonico che collega fra loro i diversi elementi; – semplicità e immediatezza nell’eventuale modifica della logica del sistema, in quanto non occorre più modificare apparecchiature e collegamenti ma semplicemente riscrivere il programma applicativo; – maggiore precisione; – maggiore affidabilità: i regolatori DDC non si starano, non hanno bisogno di calibrazione ecc.; – non solo regolazione, ma anche ottimizzazione. Alcuni tra gli schemi, presentati nel paragrafo successivo, sono relativi a sistemi DDC: si nota come sia semplificata anche la rappresentazione in quanto sia i segnali in ingresso sia quelli in uscita fanno capo al regolatore digitale programmabile.

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SCHEMI DI REGOLAZIONE

Nel prosieguo sono riportati molti schemi tipici di regolazione di sistemi semplici e complessi che possono servire da guida al progettista, con l’avvertenza che sarà il tipo di impianto particolare, le esigenze dell’utenza e della gestione a determinare, fra i possibili sistemi, quello più adatto a risolvere compiutamente il problema. Alcuni di questi schemi sono stati già presentati e illustrati nei capitoli precedenti, ma qui si ripropongono per completezza di esposizione. Negli schemi si fa riferimento alla seguente simbologia: AE  aria esterna, PD  pressostato differenziale, AR  aria di ricircolo, R  regolatore, AM  aria di mandata, RC  recuperatore di calore AV  aria espulsa, SM  serranda motorizzata, C  compensatore, T  sonda di temperatura, CM  cassetta miscelatrice, TE  sonda di temperatura esterna, H  sonda di umidità, TG  termostato antigelo M  motore di ventilatore, T/H  sonda combinata di NA  valvola o serranda normaltemperatura e umidità, mente aperta V  valvola modulante, NC  valvola o serranda normalVM  ventilatore di mandata, mente chiusa VR  ventilatore di ripresa, 37.4.1 Schemi di base. In questa sezione vengono commentati i principali sistemi di regolazione per la misura e il controllo: – dell’aria esterna, – delle batterie di riscaldamento, – delle batterie di raffreddamento, – dell’umidità, – dei ventilatori, – della temperatura ambiente, – delle pressioni. Aria esterna. Aria esterna minima, costante (fig. 37.7a): la serranda relativa è motorizzata e non appena viene dato il comando al ventilatore di partire essa deve aprirsi abbastanza velocemente per evitare un’eccessiva depressione nel sistema aeraulico a monte del ventilatore. La serranda rimane aperta durante il funzionamento. La serranda sull’aria di ricircolo può essere manuale con il solo compito di taratura (fig. 37.7b). Aria esterna variabile (fig. 37.8a): è necessario in questo caso un ventilatore di ripresa il quale provveda al ricircolo e all’espulsione. Le serrande SM1, SM2 e SM3 sono coniugate e possono essere comandate da una sonda di temperatura che misura la temperatura dell’aria miscelata e tende a mantenere costante la temperatura dell’aria in mandata. Questo ciclo, detto economizzatore, rende possibile lo sfruttamento della capacità dell’aria esterna di poter raffreddare in alcuni periodi dell’anno. La sonda, tarata per esempio a 13 °C, modula la portata di aria esterna fino al valore massimo;

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Fig. 37.7

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Sistema di controllo con aria esterna fissa: a) senza ventilatore di ricircolo: AE  AM  AR; b) con ventilatore di ricircolo.

quando la temperatura dell’aria esterna o, meglio, la sua entalpia è superiore a quella dell’aria di ricircolo, non sarà più conveniente utilizzarla e il sistema la riporta al valore minimo necessario, chiudendo parzialmente la relativa serranda. Il confronto fra le entalpie dell’aria esterna e di quella di ricircolo è realizzato con sonde di entalpia o con sonde combinate di temperatura e umidità relativa (fig. 37.8b). Il regolatore può anche ricevere un segnale dal regolatore della saturazione (a valle della batteria di raffreddamento) o anche dalla temperatura ambiente così da modificare il rapporto AE/AR nei casi di free-cooling.

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Fig. 37.8a

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Ciclo economizzatore. Controllo della temperatura di miscela.

In tutti i sistemi prima descritti può essere introdotto un regolatore che controlla la qualità dell’aria interna e che, quindi, può inviare un segnale per correggere la quantità di aria esterna immessa. Batterie di riscaldamento. Le batterie di riscaldamento vengono utilizzate sia per il preriscaldamento dell’aria esterna sia per il postriscaldamento. Per il preriscaldamento occorre adottare alcune precauzioni quando si è in climi molto rigidi. In questi casi gli schemi possibili sono due. – Avendo vapore o acqua calda o surriscaldata (fig. 37.9) la batteria viene alimentata attraverso una valvola a due vie, tipo on-off, comandata da una sonda che misura la temperatura dell’aria esterna; il controllo della temperatura dell’aria si effettua, in tal caso, con serranda frontale e di by-pass; un termostato limite antigelo provvede, in caso di emergenza, a chiudere la serranda e a fermare il ventilatore, lasciando, però, aperta la valvola.

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Fig. 37.8b

Ciclo economizzatore. Controllo entalpico.

– Un altro possibile sistema con le batterie ad acqua calda è quello raffigurato nella fig. 37.10; poiché è necessario far sì che la velocità dell’acqua nei tubi non scenda sotto il valore di 0,9  1 m/s, la regolazione della temperatura dell’aria viene ottenuta inserendo, nel circuito della batteria, una pompa. In tal modo la portata non si modifica e la temperatura dell’aria viene controllata attraverso la modulazione della temperatura dell’acqua. In ogni caso occorre prevedere sonde e termostati con capillari molto lunghi che possono essere disposti nella corrente d’aria così da sentire la temperatura lungo tutta la sezione frontale della batteria. Le batterie di riscaldamento e postriscaldamento sono controllate con valvole a due vie o a tre vie (fig. 37.11) comandate o da sonde a canale o da sonde poste in ambiente. Le valvole delle batterie di riscaldamento, in alcuni casi, sono utilizzate normalmente aperte, per esempio in funzione antigelo. Batterie di raffreddamento. Le batterie di raffreddamento utilizzate nei gruppi di trattamento dell’aria sono alimentate con acqua refrigerata o sono del tipo a espansione diretta di fluido frigorigeno. Le batterie ad acqua refrigerata vengono controllate con valvole a due vie o a tre vie, come si è visto per quelle di riscaldamento, con la differenza che queste sono, praticamente sempre, del tipo normalmente chiuso. Il

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Fig. 37.9

Fig. 37.10

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Preriscaldamento a vapore o acqua calda.

Preriscaldamento con circuito acqua a portata costante e temperatura variabile.

segnale proviene da sonde di temperatura a canale (per esempio sonda di saturazione posta a valle della batteria per mantenere la temperatura dell’aria al valore più adatto per la deumidificazione) o in ambiente. Alcuni schemi prevedono un controllo molto preciso della temperatura e dell’umidità, per cui si devono installare sonde di temperatura e umidità in ambiente in

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Fig. 37.11

Regolazione delle batterie di riscaldamento.

grado di poter agire sia sulla batteria di raffreddamento sia su quella di postriscaldamento (fig. 37.12). Con questo schema se la temperatura è soddisfatta ma l’umidità è alta passa, attraverso un relè di massima, il segnale della sonda di umidità che apre la valvola della batteria di raffreddamento e deumidificazione; a questo punto la temperatura ambiente si abbassa per cui la sonda relativa invia un segnale alla valvola della batteria di postriscaldamento per ripristinare il valore di temperatura desiderato. Umidificazione. Il controllo dell’umidità relativa nel periodo invernale è affidato, come si è visto al capitolo 30, a diversi sistemi di umidificazione.

Fig. 37.12

Controllo della temperatura e dell’umidità relativa.

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Il sensore di umidità o umidostato viene installato in un ambiente pilota o nell’aria di ricircolo. Con gli umidificatori a vapore il controllo dell’umidità è diretto, nel senso che il regolatore agisce sul dispositivo di umidificazione modificando la portata di vapore iniettato nella corrente d’aria (fig. 37.13a). Con i sistemi a evaporazione di acqua (con acqua spruzzata o a pacco evaporante) la sonda di umidità è utilizzata per un controllo del limite superiore. In effetti la regolazione dell’umidità è ottenuta controllando la temperatura di saturazione TS dell’aria all’uscita dalla sezione di umidificazione, agendo sul sistema di regolazione della batteria di preriscaldamento (fig. 37.13b). La cosa è comprensibile esaminando la trasformazione sul diagramma psicrometrico. La sonda di umidità (in ambiente o nel ricircolo) ferma la pompa quando l’umidità ha raggiunto un valore limite prefissato. Ventilatori. Il controllo dei ventilatori può essere richiesto per: – mantenere costante la portata al variare della perdita di carico del circuito; – mantenere costante la pressione statica in un circuito a portata variabile; – mantenere costante un determinato valore di sovrappressione di un locale rispetto all’esterno. Nel primo caso occorre una stazione di rilievo di portata che possa, al variare (per esempio per effetto di intasamento dei filtri) della perdita di carico con conseguente riduzione di portata, agire su una serranda (aprendola) o sul numero di giri del ventilatore. Nel secondo caso, per assicurare a tutti i terminali dell’impianto un valore costante della pressione statica, sono installati diversi sensori di pressione, a distanza pari al 75% o più della massima distanza fra il primo e il più lontano terminale (fig. 37.14). I segnali vengono convogliati a un relè che fa passare il segnale più basso per andare ad agire sul sistema di regolazione del ventilatore: serranda di regolazione sull’aspirazione (VIV, Dapò) per i ventilatori centrifughi, inclinazione delle pale nel caso di ventilatori assiali o ventilatori dotati di variatori di frequenza (inverter), che agiscono sul numero dei giri del motore modificandone, quindi, la portata. Lo stesso segnale agisce anche sul sistema di regolazione del ventilatore di ricircolo; un sistema migliore sarebbe quello di controllare la portata d’aria immessa, correlandola a quella aspirata, utilizzando un sensore di portata nel canale di ripresa e un altro in quello di mandata, garantendo un Q costante. Temperatura ambiente. Viene direttamente controllata da un termostato ambiente che agisce, a secondo del tipo di impianto, su: – batterie di riscaldamento o di raffreddamento, negli impianti a zona singola; – serrande coniugate, negli impianti multizone; – terminali (cassette a portata costante, a portata variabile, per doppio canale, per doppio condotto ecc.) per impianti a tutta aria a portata costante o a portata variabile; – mobiletti ventilconvettori o induttori negli impianti misti aria-acqua. Spesso la temperatura ambiente viene fatta variare, automaticamente, in funzione della temperatura dell’aria esterna, così da adeguare gradualmente le condizioni di comfort ambientale al clima e all’abbigliamento che viene utilizzato. Ciò è ottenuto

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Fig. 37.13

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Controllo dei sistemi di umidificazione: a) umidificazione a vapore; b) umidificazione con acqua.

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Fig. 37.14

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Controllo di pressione statica in un circuito VAV.

mediante una sonda di temperatura esterna che, attraverso un compensatore, modifica il set-point del regolatore della temperatura ambiente (fig. 37.15); ciò viene fatto sia negli impianti a tutta aria sia in quelli misti aria-acqua. Pressione. Il controllo della pressione di un ambiente rispetto a un altro o rispetto all’esterno può essere fatto con un pressostato differenziale che sente e confronta i valori delle pressioni esistenti nei due ambienti per cui, tramite il segnale che ne deriva, si modula una serranda sull’aspirazione dell’aria dal locale (fig. 37.16) o si agisce sul ventilatore di aspirazione, modificandone la velocità. Applicazioni tipiche si hanno nelle camere bianche, nelle sale operatorie, nei laboratori ecc. Misure di pressioni differenziali si fanno anche sui filtri per segnalare tempestivamente l’intasamento e la necessità di interventi manutentivi. 37.4.2 Sistemi di regolazione per impianti di riscaldamento Impianti di riscaldamento con corpi scaldanti statici. La regolazione della temperatura ambiente viene ottenuta, indirettamente, modificando la temperatura di mandata dell’acqua (tm) in funzione della temperatura esterna (te); ciò si consegue mediante una sonda esterna, applicata a una parete rivolta a nord o, comunque, in ombra, un regolatore a due ingressi (temperatura esterna, temperatura dell’acqua) e una valvola miscelatrice a tre vie (fig. 37.17). Questo sistema, chiamato anche “regolazione climatica”, si impiega perché è molto difficile, negli impianti di riscalda-

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Fig. 37.15

Diagramma di compensazione della temperatura ambiente ta in funzione della temperatura esterna te.

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Fig. 37.17

Controllo della pressione differenziale tra due ambienti.

Schema funzionale per impianto di riscaldamento statico.

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mento centralizzati, trovare una corretta ubicazione alla sonda di temperatura ambiente. Il funzionamento è basato sul presupposto che il carico ambiente sia costituito soltanto dalle dispersioni di calore, le quali, come noto, sono proporzionali alla differenza fra temperatura interna e esterna. In realtà ciò non è mai vero, sia per la presenza di carichi interni (affollamento, illuminazione, dissipazioni dovute a macchine diverse ecc.) sia per l’eventuale irraggiamento solare. Si tratta, quindi, di un sistema di regolazione che solo approssimativamente può controllare la temperatura interna: è un sistema aperto; ha il pregio di limitare sprechi energetici. La legge di variazione della temperatura dell’acqua deve essere diversa a seconda della caratteristica di emissione termica dei corpi scaldanti e, perciò, è necessario realizzare circuiti distinti per ogni diversa tipologia. Nella fig. 37.17 è anche riportato un diagramma che ha sulle ascisse la temperatura esterna (te) e in ordinata la temperatura di mandata dell’acqua (tm). I regolatori climatici consentono di realizzare leggi di variazioni diverse, legate al tipo di corpo scaldante, alle caratteristiche del sistema edificio-impianto, alle modalità di gestione ecc. Gli impianti di riscaldamento a zone sono interessanti perché consentono la possibilità di utilizzo frazionato e individuale nonché quella della contabilizzazione per ogni singolo utente. Il sistema in tal caso prevede che ogni zona sia dotata di una valvola a 2 o 3 vie, comandata dal rispettivo termostato ambiente, che, quindi, in funzione delle esigenze, fa passare o intercetta il flusso di acqua calda nei corpi riscaldanti. Un affinamento della regolazione si può attuare installando sui corpi scaldanti valvole termostatiche modulanti che riescono davvero a controllare la temperatura ambiente evitando sprechi. Trattandosi di valvole a 2 vie occorre preoccuparsi di installare by-pass e di impiegare pompe con caratteristica piatta, vale a dire con scarsa variazione di prevalenza al variare della portata. Un tipo di impianto di riscaldamento particolare è quello con pannelli radianti per i quali è necessario che la temperatura massima dell’acqua non possa andare oltre i 40  45 °C per evitare danni alle strutture nelle quali sono annegati i tubi. Per essere sicuri di ciò è opportuno prevedere un barilotto di premiscelazione (fig. 37.18) oppure installare una valvola a 3 vie sul ritorno; come è stato già detto questo accorgimento limita allo stretto indispensabile l’acqua calda primaria a 80  85 °C, consentendo un’ottima regolazione, la valvola è piccola e adatta solo alla portata di acqua calda entrante e non a quella totale circolante nel circuito. Un altro impianto di riscaldamento comune è quello autonomo con caldaietta murale, in tal caso la regolazione della temperatura è affidata a un termostato, installato in locale pilota, che ferma o avvia la pompa di circolazione; conseguentemente, se non è richiesta anche l’acqua calda di consumo, il termostato può anche provvedere a spegnere la fiamma. Allo stato attuale della tecnica esistono termostati elettronici con orologio programmatore che consentono di impostare diversi tipi di programmi di funzionamento, cosicché è possibile determinare e fissare il programma di funzionamento più adatto alle esigenze e alle usanze dell’utente. Oggi, sempre più, è utilizzato l’impianto di riscaldamento centralizzato (alcune volte in teleriscaldamento) e, ad ogni utente, tramite termostato e valvola di zona, viene data la possibilità del controllo locale secondo le proprie esigenze. Un conta-

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Fig. 37.18

Sistema di regolazione per impianto a pannelli radianti.

bilizzatore di energia termica consente il frazionamento degli addebiti. Il vantaggio sull’impianto con caldaiette murali è sia di tipo economico che ecologico. Impianti di riscaldamento ad aria calda. Un impianto abbastanza frequente è quello di ventilazione estiva con tutta aria esterna e di termoventilazione invernale: è il caso, per esempio, degli spogliatoi, degli archivi ecc. Nello schema della fig. 37.19 si vede come la sonda di temperatura T sulla ripresa (o in ambiente) attraverso il regolatore R moduli la valvola V della batteria di riscaldamento; un termostato limite impedisce che la temperatura di mandata possa scendere sotto un valore prefissato allo scopo di evitare l’introduzione di aria a bassa temperatura che potrebbe creare fastidio agli occupanti. Un termostato antigelo TG interviene in caso di pericolo (temperatura dell’aria dopo la batteria inferiore a 5 °C) per fermare i ventilatori, chiudere le rispettive serrande e per segnalare l’evento; la valvola sulla batteria si porta con la via diritta in apertura così da far circolare l’acqua calda. Un altro tipo di impianto di riscaldamento è quello con aerotermi installati in modo diffuso negli ambienti (palestre, edifici industriali ecc.). Il circuito di alimentazione, distinto da quello di altri corpi scaldanti, viene dotato di una regolazione climatica e l’inserimento degli aerotermi è comandato da termostati ambiente on-off, che avviano o arrestano il ventilatore. Un termostato che sente la temperatura dell’acqua può impedire che l’aerotermo venga attivato se la temperatura dell’acqua è bassa.

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Fig. 37.19

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Sistema di regolazione per un impianto di ventilazione estiva e di termoventilazione invernale con tutta aria esterna.

37.4.3 Sistemi di regolazione per impianti di climatizzazione. Sono forniti gli schemi di regolazione per i più diffusi tipi di impianti, seguendo la classificazione data nel capitolo 34. Sistemi a tutta aria Impianti monocondotto, a portata costante per zona singola: dallo schema della fig. 37.20 si rileva che la temperatura e l’umidità relativa sono controllate da sonde (T1 e H1) poste in ambiente o nel condotto di ripresa. La sonda di temperatura agisce sulla batteria di raffreddamento o di riscaldamento, mentre quella di umidità può agire sulla batteria di raffreddamento o sulla pompa del sistema di umidificazione. Ne consegue che la valvola della batteria di raffreddamento (V2) riceverà il più alto dei due segnali attraverso il selettore S; se, quindi, a seguito di umidità alta la valvola della batteria fredda è aperta e la temperatura ambiente si abbassa, la sonda di temperatura apre la valvola (V3) della batteria di riscaldamento. La temperatura ambiente può essere compensata in funzione della temperatura esterna con il compensatore C1 che ritara il regolatore R3. L’umidità relativa invernale viene regolata, come già si è detto nel precedente paragrafo, controllando la temperatura dell’aria a valle del sistema di umidificazione adiabatica con la sonda T2 che, tramite il regolatore R1, modula la valvola V1 della batteria di preriscaldamento. La temperatura di saturazione può essere ritarata, o in funzione della temperatura esterna, per contenere le spese (mantenendo bassa l’umidità

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Fig. 37.20

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Schema funzionale di impianto di condizionamento monocondotto, portata costante, zona singola.

relativa ambiente in corrispondenza di basse temperature esterne) oppure in funzione dell’umidità ambiente. L’altro schema possibile è quello riportato nella fig. 34.9. Per un impianto a tutta aria esterna (per esempio per laboratori ecc.) si può adottare lo schema della fig. 37.21. All’avviamento del ventilatore di mandata, il servocomando SM con ritorno a molla porta in completa apertura la serranda dell’aria esterna. Un termostato antigelo TG, posto a valle della batteria di riscaldamento, arresta il ventilatore, in caso di pericolo, e agisce sul servocomando SM per portare in chiusura la serranda dell’aria esterna. L’umidostato da canale H rileva il valore di umidità relativa dell’aria di espulsione; qualora l’umidità fosse inferiore al valore prefissato attiva il sistema di umidificazione a vapore. La regolazione della temperatura di saturazione avviene con il regolatore R1, il quale riceve il segnale dalla sonda TS, posta a valle della sezione di trattamento aria e agisce sulla valvola a tre vie V1 della batteria di preriscaldamento e, in sequenza, sulla valvola V2 della batteria di raffreddamento. La regolazione della temperatura ambiente avviene per mezzo di regolatori di temperatura ambiente con sonda incorporata, agenti sulle valvole a tre vie a corredo delle batterie di postriscaldamento previste per ogni singolo locale.

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Schema di regolazione per impianto monocondotto, portata costante, diverse zone, a tutta aria esterna.

Un altro schema interessante è quello riportato nella fig. 37.22; si tratta del sistema di regolazione adottato per climatizzare ambienti (padiglioni espositivi) con forti carichi interni dovuti all’affollamento e all’illuminazione. I condizionatori sono dotati anche di batteria di postriscaldamento necessaria nella fase di messa a regime nel periodo invernale; le batterie sono poi escluse man mano che il carico ambiente aumenta. È evidente che in casi come questo il sistema deve prevedere le possibilità del free-cooling. Una sonda combinata di temperatura e umidità installata sul lato nord dell’edificio invia i valori letti al modulo a microprocessore, che calcola così il contenuto entalpico dell’aria; lo stesso dicasi per le sonde T1/H1, installate sul canale di ripresa, che consentono di rilevare il contenuto di entalpia dell’aria dell’ambiente. Un opportuno algoritmo software consente di confrontare tali valori, di rapportarli alle effettive esigenze termoigrometriche dell’ambiente e di conseguenza di pilotare i servocomandi delle serrande modulanti SM1, SM2 e SM3 per realizzare un vantaggioso risparmio energetico. È, comunque, sempre garantita una percentuale minima di aria esterna, così come previsto dalle normative vigenti. Il termostato antigelo (TG) provvede a portare in chiusura il servocomando modulante della serranda installata sul canale dell’aria esterna e all’apertura al 100% delle valvole installate sulle batterie calde, nel caso in cui rilevi una temperatura al di sotto del valore impostato.

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Fig. 37.22 Sistema di regolazione per un impianto monocondotto a portata costante a servizio di ambienti con elevato carico termico interno.

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Durante la stagione invernale è prevista una fase di messa a regime della centrale di trattamento aria; dopo un qualsiasi periodo di inattività della centrale (compreso il fermo macchina notturno durante i periodi espositivi), se la temperatura rilevata dalla sonda installata sulla camera di miscela (T2) è al di sotto di un valore prefissato (circa 10 °C) la centrale funzionerà con programma di messa a regime: – serrande aria esterna ed espulsione completamente chiuse; – serranda aria di ricircolo totalmente aperta; – valvola batteria di riscaldamento aperta. Se, dopo tale fase, la temperatura rilevata dalla sonda T2 fosse ancora al di sotto del valore critico la centrale sarà arrestata definitivamente e verrà generato un allarme di bassa temperatura. Al di fuori della fase di messa a regime impianto, la sonda T2 ha la funzione di limite di minima temperatura durante la fase invernale e di massima temperatura durante la fase estiva. Il valore di temperatura della zona servita è controllato dalla sonda di temperatura T1 installata sul canale di ricircolo. Questa sonda invia il segnale di temperatura rilevato al modulo a microprocessore, che, in caso di richiesta di freddo, modula la valvola V1 sulla batteria fredda, mentre in caso di richiesta di riscaldamento agirà modulando la valvola V2 installata sulla batteria di postriscaldamento. La sonda T3 ha semplicemente funzione di lettura della temperatura di saturazione, mentre la sonda T4 controlla il limite di minima dell’aria di immissione. Il valore di umidità rilevato dalla sonda di umidità relativa H1 viene controllato dal modulo a microprocessore agendo in sequenza sulle valvole V1 (deumidificazione) e V3 (umidificazione). La commutazione, tra fase estiva e invernale, viene determinata in base al valore della temperatura esterna. Il rilevatore di fumo RF provvede, in caso di incendio, ad arrestare i ventilatori e a portare in chiusura i servocomandi delle serrande tagliafuoco poste sui canali in partenza dai gruppi. L’allarme per mancanza flusso viene determinato dal sistema nel caso di incongruenza tra lo stato di marcia del ventilatore e la segnalazione di flusso del relativo pressostato differenziale. In caso di allarme il modulo a microprocessore arresta i ventilatori. Impianti monocondotto a portata costante per più zone: l’impianto è stato già descritto al paragrafo 34.3.1 e utilizza, per il controllo della temperatura nelle diverse zone, batterie di postriscaldamento; il termostato di saturazione TS mantiene costante, in estate e in inverno, la temperatura a valle della batteria di raffreddamento e a valle dell’umidificazione (fig. 37.23). Il set-point può essere modificato dall’estate all’inverno così da controllare con maggiore precisione l’umidità relativa ambiente. La temperatura ambiente (anch’essa variabile con la temperatura esterna) è controllata dalle sonde che, tramite i rispettivi regolatori, agiscono sulle batterie di postriscaldamento. Un altro sistema è quello multizone nel quale si ha la miscela dell’aria, proveniente dal plenum freddo, con quella del plenum caldo (fig. 37.24). Per ogni zona esistono due serrande coniugate, che provvedono a miscelare le due masse d’aria, a temperature differenti, così da avere una massa d’aria costante, a temperatura idonea

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Fig. 37.23 Sistema di regolazione di un impianto monocondotto, portata costante, con diverse zone e batterie di postriscaldamento.

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Fig. 37.24 Sistema di regolazione per un impianto multizone.

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per la zona servita. Nel plenum caldo è posta la batteria di riscaldamento che provvede a mantenere l’aria a una temperatura correlata alla temperatura esterna; nel plenum freddo la batteria di raffreddamento e deumidificazione controlla la saturazione estiva. A monte del ventilatore può essere installata una sezione di umidificazione con batteria di preriscaldamento (se la quantità di aria esterna è notevole) e sistema di immissione di vapore o acqua. Il sistema descritto non consente un controllo molto preciso dell’umidità relativa nel periodo estivo, ma a ciò si pone rimedio facendo intervenire un post-riscaldamento indiretto, attivando cioè, su richiesta della sonda di umidità relativa, la batteria del condotto caldo, così da costringere l’aria ad attraversare la batteria di raffreddamento e deumidificazione (si veda il paragrafo 27.3.1). Impianti monocondotto, a portata variabile (VAV): un’applicazione di questo tipo di impianto è riportato nella fig. 37.25. All’avviamento dell’impianto viene dato il consenso al servocomando SM1 per l’apertura della serranda aria esterna e al servocomando SM3 per l’espulsione; tramite un contatto di fine corsa, al raggiungimento della completa apertura della serranda aria esterna, sono avviati i motori dei ventilatori di mandata e di ripresa. La portata di aria è controllata mediante un trasmettitore di pressione differenziale PD4, posto sulla mandata, che invia un segnale modulante, in funzione del carico ambiente, agli inverter dei motori dei ventilatori di mandata ed espulsione. Un pressostato differenziale (PD2 e PD3), uno per ogni ventilatore, fornisce la segnalazione di mancanza flusso, nel caso di guasto meccanico, mentre dal teleruttore del motore viene rilevato lo stato e l’intervento della protezione termica. Un pressostato differenziale (PD1) controlla l’efficienza del filtro dell’aria inviando una segnalazione d’allarme di filtro intasato. Un termostato antigelo (TG), posto a valle della batteria di preriscaldamento, provvede ad arrestare i ventilatori e a richiudere la serranda aria esterna nel caso in cui la temperatura dell’aria dovesse scendere a un valore limite prefissato, evitando così il rischio di gelo della batteria stessa. Una sonda di temperatura (T1) controlla la temperatura di saturazione modulando la valvola (V1) della batteria di preriscaldamento durante l’inverno e quella di raffreddamento (V2) durante l’estate. Una sonda di umidità (H), posta nella ripresa dell’aria ambiente, controlla il funzionamento della pompa di umidificazione per mantenere il valore desiderato di u.r. Una sonda di temperatura T2 sulla mandata funziona da limite di minima in inverno e di massima in estate. Per la pompa di umidificazione è prevista la predisposizione all’avviamento, la segnalazione di stato e di intervento protezione termica. Tramite i controllori e le sonde di temperatura ambiente viene effettuata la regolazione delle cassette a portata variabile. Una sonda di temperatura T3, compensata dalla sonda esterna T5, controlla la temperatura dell’acqua alle batterie di postriscaldamento delle cassette VAV. Per ognuna delle pompe di circolazione dell’acqua è previsto il comando centralizzato e la segnalazione di stato e di intervento protezione termica. Nella fig. 37.26 è riportato lo schema di regolazione della temperatura ambiente. La sonda T1 rileva la temperatura e manda il segnale al regolatore R1 che controlla la portata d’aria e poi la temperatura, agendo sulla valvola della batteria di postriscaldamento; la portata immessa è controllata dal regolatore R2 che riceve in

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Fig. 37.25 Schema di regolazione DDC per un impianto monocondotto a portata variabile.

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Fig. 37.26

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Sistema di regolazione della temperatura ambiente in un sistema VAV con postriscaldamento di zona.

ingresso il segnale della sonda di portata e comanda la serranda motorizzata SM. Per un risparmio energetico il sistema è dotato del controllo entalpico. Il sistema può essere integrato da un sensore di occupazione e da un contatto di finestra che, quindi, permettono di commutare il valore di temperatura fissato a valore più basso (o più alto) se la stanza non è occupata o se la finestra è aperta. Impianti a doppio canale a portata costante: non sono molto impiegati perché a elevato costo energetico. Nelle figg. 37.27 e 37.28 si riportano, comunque, due possibili schemi: il secondo (con batteria di deumidificazione sulla portata totale) si adotta quando il carico interno di affollamento è elevato, per cui occorre deumidificare tutta l’aria trattata per un migliore controllo dell’umidità relativa. Per entrambi gli schemi vale la descrizione che segue. La sonda combinata di temperatura e umidità installata sul lato nord dell’edificio invia i valori al modulo a microprocessore che calcola il contenuto entalpico dell’aria, lo stesso dicasi per la sonda combinata T1  H1 installata sul canale di ripresa per rilevare il contenuto di entalpia dell’aria dell’ambiente; un opportuno algoritmo software consente di confrontare tali valori, di rapportarli alle effettive esigenze termoigrometriche dell’ambiente e di conseguenza di pilotare i servocomandi delle serrande modulanti SM1, SM2 e SM3 per realizzare un vantaggioso risparmio energetico. È, comunque, sempre garantita una percentuale minima di aria esterna. Il termostato antigelo (TG) provvede a portare in chiusura il servocomando modulante della

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Fig. 37.27 Sistema a doppio canale.

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Fig. 37.28 Sistema a doppio canale con deumidificazione dell’aria totale.

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serranda installata sul canale dell’aria esterna e all’apertura al 100% delle valvole installate sulle batterie calde, nel caso in cui rilevi una temperatura al di sotto del valore impostato. Come già detto precedentemente il sistema prevede la fase di messa a regime utilizzando soltanto aria di ricircolo. La sonda di saturazione T2 agisce, tramite il modulo a microprocessore, sulla valvola V1 della batteria di preriscaldamento per mantenere il valore di saturazione impostato. Con riferimento allo schema della fig. 37.27, durante la fase estiva il valore della temperatura di saturazione nel canale freddo è compensato in funzione dell’umidità relativa rilevata dalla sonda H1, installata sul canale di ripresa; quindi all’aumentare dell’umidità relativa tale temperatura diminuisce. L’umidità relativa è, pertanto, controllata globalmente e non individualmente zona per zona come, invece, accade per la temperatura. In inverno la temperatura dell’aria del canale caldo viene controllata in modo compensato rispetto alla temperatura dell’aria esterna (valvola V2 e sonda T3). La regolazione dell’aria nel canale freddo è realizzata con la sonda T4 che, attraverso il modulo a microprocessore, agisce sulla valvola V3. Ogni zona condizionata dispone di una cassetta miscelatrice in cui avviene la miscelazione delle portate d’aria calda e fredda per soddisfare il carico termico ambiente; ciascuna cassetta miscelatrice è controllata da un regolatore che ha il compito di mantenere la temperatura ambiente desiderata. La temperatura ambiente Ta viene, nel periodo invernale, regolata a punto fisso; nel periodo estivo, invece, essa varia in base alla temperatura esterna, al fine di ridurre il salto termico tra interno ed esterno. I rivelatori di fumo RF1 e RF2 provvedono, in caso di incendio, ad arrestare i ventilatori e portare in chiusura i servocomandi delle serrande tagliafuoco SM4, SM5 e SM6. L’allarme per mancanza flusso viene determinato dal sistema nel caso di incongruenza tra lo stato di marcia del ventilatore e la segnalazione di flusso del relativo pressostato differenziale. In caso di allarme il modulo a microprocessore arresta i ventilatori. Nella tipologia di fig. 37.28 la batteria di raffreddamento tratta tutta l’aria; è, quindi, necessario controllare a punto fisso il valore di uscita dell’aria dalla batteria; ciò viene realizzato dal modulo a microprocessore che rileva tale parametro con la sonda T4 e lo mantiene al valore stabilito modulando la valvola V3. Durante la stagione invernale il controllo dell’umidità è realizzato in modo indiretto dalla temperatura di saturazione; per migliorarne il grado di efficienza, la sonda di umidità H1, installata sulla ripresa, provvederà, mediante l’unità a microprocessore, a compensare il valore impostato della temperatura di saturazione, al fine di dare, in caso di necessità, un maggior contenuto di umidità all’aria. La sonda H1 ha anche la funzione di limite di massima umidità, staccando eventualmente la pompa P1. Nella stagione estiva la sonda di umidità H1 agisce tramite il modulo a microprocessore sulla valvola V3 della batteria fredda per la deumidificazione. Per la regolazione della temperatura dell’aria del canale caldo si prevedono due diversi funzionamenti, uno invernale e uno estivo. In inverno la temperatura, rilevata dalla sonda T3, viene controllata in modo compensato rispetto alla temperatura dell’aria esterna. Nella stagione estiva la regolazione è a punto fisso. Tutto il resto è simile a quanto descritto a proposito dello schema della fig. 37.27.

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Impianti misti aria-acqua Il sistema classico prevede un gruppo di trattamento dell’aria primaria e il circuito di alimentazione dei ventilconvettori. Il condizionatore dell’aria primaria deve trattare l’aria esterna in modo da conferirle caratteristiche tali da poter controllare l’umidità relativa ambiente: deumidificazione in estate e umidificazione in inverno. Lo schema classico, riportato nella fig. 37.29, è relativo a un impianto con sistema a due tubi. All’avviamento dell’impianto viene dato il consenso al servocomando SM1 per l’apertura della serranda aria esterna; tramite un contatto di fine corsa, al raggiungimento della completa apertura della serranda, sono avviati i motori dei ventilatori di mandata e di ripresa. I pressostati differenziali (PD2 e PD3), uno per ogni ventilatore, forniscono la segnalazione di mancanza flusso, nel caso di guasto meccanico, mentre dal teleruttore del motore viene rilevato lo stato e l’intervento della protezione termica. Un pressostato differenziale (PD1) controlla l’efficienza del filtro dell’aria inviando una segnalazione d’allarme di filtro intasato. Un termostato antigelo (TG), posto a valle della batteria di preriscaldamento, provvede ad arrestare i ventilatori e a richiudere la serranda aria esterna nel caso in cui la temperatura dell’aria dovesse scendere a un valore limite prefissato, evitando così il rischio di gelo della batteria stessa. Una sonda di temperatura (Ts) controlla la temperatura di saturazione modulando la valvola (V1) della batteria di preriscaldamento durante l’inverno e quella di raffreddamento (V2) durante l’estate. Una sonda di umidità (H), posta nella ripresa dell’aria ambiente, controlla il funzionamento del sistema di umidificazione per mantenere il valore desiderato di u.r.%.

Fig. 37.29

Schema ritaratura dei fluidi e commutazione stagionale.

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L’impianto descritto serve un edificio con zone aventi orientamenti ben distinti e si è voluto, quindi, dividere il circuito in due parti onde poter meglio controllare le condizioni ambientali nelle mezze stagioni. Le sonde di temperatura (T) poste a valle delle batterie di postriscaldamento per le due esposizioni nord e sud controllano le temperature di mandata, modulando le rispettive valvole; due sonde esterne (T1 e T2) una esposta a nord e l’altra a sud, provvedono alla compensazione della temperatura dell’aria di mandata alle corrispondenti zone. La temperatura di mandata dell’acqua ai radiatori e ai mobiletti F/C è controllata tramite le sonde (TR e TM) che provvedono a modulare le valvole (V3 e V4); nel periodo invernale la temperatura dell’acqua viene compensata con la temperatura esterna. Durante il periodo estivo, nel circuito idraulico per i mobiletti F/C, circola acqua refrigerata. Per ognuna delle pompe di circolazione dell’acqua è previsto il comando centralizzato e la segnalazione di stato e di intervento protezione termica. Per un risparmio energetico il condizionatore è corredato di un recuperatore di calore dall’aria di ripresa. Si è accennato al problema della commutazione estate-inverno degli impianti misti a 2 tubi. Si esamina ora il problema della separazione dei due sistemi di regolazione: quello della temperatura ambiente e quello della temperatura dei fluidi in centrale (aria primaria, aria secondaria). In realtà, la temperatura dei fluidi vettori, specie l’acqua secondaria, è regolata da valori calcolati in fase di progetto, ma non legati al reale carico del momento. Può quindi accadere che si facciano circolare per lungo tempo (giorni, settimane) portate che il carico non richiede, con notevole spreco energetico per il pompaggio. A questo si aggiunga l’abitudine di realizzare gli impianti a portata costante, cioè con valvole a tre vie, che nascondono il problema al conduttore. Solo con regolazioni ambiente del tipo a microprocessore e con centralizzazione dei dati è possibile avere informazioni sul reale carico termico e influire di conseguenza sulla taratura della regolazione in centrale. Tale sistema di regolazione è anche di grande utilità per il conduttore nella commutazione estate/inverno, che, pur rimanendo un problema, può, con le informazioni rese disponibili dal sistema, essere gestito con maggiore razionalità. Si esamini il sistema della fig. 37.29. La centralina a cui sono collegati, mediante il bus, tutti i regolatori delle unità terminali può rendere disponibile in uscita dei segnali analogici che rappresentano il valore attuale di una grandezza prescelta (es. la temperatura media ambiente, oppure il valore più alto, o più basso, della medesima; il grado di apertura della valvola più aperta, o di quella più chiusa ecc.): nel caso della fig. 37.29 il segnale 1) rappresenta il grado di apertura della valvola più aperta, mentre il segnale 2) la temperatura ambiente media. Il segnale 1) è usato per ritarare i regolatori della temperatura dell’acqua secondaria, con un programma che alzerà la temperatura di mandata nel funzionamento invernale all’aumentare dell’apertura della valvola, e la abbasserà nel funzionamento estivo, sempre all’aumentare dell’apertura della valvola. Ciò equivale a ottimizzare la temperatura dell’acqua secondaria, riducendo al minimo le perdite di distribuzione, in quanto la sua temperatura sarà, nel funzionamento invernale, la più bassa possibile ma sempre sufficiente per le esigenze del terminale con il carico maggiore e, nel funzionamento estivo, la più alta possibile ma sempre suffi-

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cientemente bassa per il terminale con il maggior carico di raffreddamento. Il segnale 2) rappresenta la temperatura media ambiente. Ponendo una soglia sul segnale analogico che la rappresenta, a esempio corrispondente a 23 °C, il conduttore sarà avvisato quando la temperatura media raggiunge questo valore limite. Il conduttore potrà anche verificare qual è il grado di apertura della valvola più aperta (segnale 1), e concludere che si deve passare dal funzionamento invernale al funzionamento estivo, cioè effettuare la famosa commutazione. Ma dovrà anche considerare il valore della temperatura di ritorno dell’acqua secondaria, nonchè l’ora del giorno, prima di iniziare effettivamente le operazioni di commutazione. Se, infatti, la temperatura del ritorno è alta, occorre prima dissipare il calore e farla scendere a valori accettabili per la centrale frigorifera. Ciò potrebbe richiedere alcune ore, e probabilmente si arriverebbe pronti alla commutazione verso l’orario di spegnimento degli impianti. È questo il motivo per cui è consigliabile che la commutazione non sia mai automatica, ma fatta dal conduttore sulla base di molte considerazioni e sulla scorta di utili informazioni fornite dal sistema di regolazione. Regolazione della temperatura ambiente negli impianti con ventilconvettori: le possibilità offerte dal sistema sono: a) regolazione on-off con inserimento o distacco del ventilatore; b) regolazione sulla velocità di rotazione del ventilatore; c) regolazione con variazione della portata d’acqua nella (o nelle) batteria. Nel caso a) la regolazione è semplice, con tutti gli inconvenienti di una regolazione a tutto o niente; la variazione del livello sonoro dalla condizione di fermo a quella di moto può provocare fastidio agli occupanti; la filtrazione dell’aria ambiente è discontinua. Con il sistema b), di variazione della velocità del ventilatore, si ha il vantaggio di avere sempre il movimento dell’aria e la regolazione della temperatura (se la temperatura dell’acqua è opportunamente controllata, nel periodo invernale, in funzione di quella esterna) è abbastanza buono. Il sistema migliore è quello che prevede la regolazione della portata d’acqua alla batteria (fig. 34.29). L’inconveniente è dato dal fatto che, nel periodo medio stagionale, quando cioè la temperatura dell’acqua è bassa e la richiesta termica dell’ambiente ridotta, lo strozzamento della portata d’acqua fa sì che l’aria uscente dal mobiletto abbia una temperatura poco più alta di quella ambiente, per cui l’effetto sgradevole della corrente d’aria sulle persone soggiornanti vicino al condizionatore può essere notevole. All’inconveniente si può porre rimedio con un sistema che provveda, quando la temperatura dell’acqua è scesa a livelli bassi, a fermare il ventilatore. Regolazione della temperatura dell’acqua nel circuito dei ventilconvettori: come si è più volte detto questa regolazione si ottiene con valvola a tre vie posta sul ritorno (fig. 37.30). La sonda di temperatura a immersione TM, posta sulla mandata, ne mantiene costante il valore (variabile con la temperatura dell’aria esterna nel periodo invernale) agendo sulla valvola V4. Possono essere impostati i valori limiti

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Fig. 37.30 Schema di regolazione per impianto misto a due tubi.

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minimi e massimi. In estate la temperatura è generalmente fissata a un valore di circa 11 °C. Sequenza di caldaie. La regolazione della sequenza (o “cascata”) delle caldaie nelle centrali termiche degli impianti è una prassi consolidata da molti anni. La Legge n. 373 raccomandava di suddividere la potenza totale della centrale termica su due o più generatori; la Legge n. 10 lo impone per potenze termiche superiori a 350 kW e impone anche che la sequenza di intervento sia automatica in funzione del carico termico della centrale (art. 7, comma 9, DPR n. 412 del 26.8.93). Scopo di queste note non è quello di illustrare i vantaggi della suddivisione della potenza termica totale su più generatori, bensì discutere i criteri di progettazione del sistema di regolazione destinato a comandarli automaticamente. Per semplicità, si considereranno centrali con due generatori con bruciatori a uno stadio, ma le conclusioni sono valide anche per più generatori e per bruciatori a due stadi o modulanti. Requisiti per una buona regolazione di sequenza. a) Sicurezza di funzionamento: tutti gli organi di sicurezza di cui i generatori sono dotati devono rimanere in perfetta efficienza, nel senso che il sistema di regolazione non potrà mai interdire il loro funzionamento, nemmeno in caso di guasto. b) Stabilità di funzionamento: il sistema di regolazione non deve creare pendolazioni, intese come eccessiva frequenza di inserzione/disinserzione dei generatori e dei relativi bruciatori. c) Congruità di funzionamento: il sistema di regolazione deve inserire i generatori sufficienti a soddisfare il reale carico termico della centrale, senza che intervengano i termostati limite dei generatori. Quest’ultima condizione, insieme alla stabilità di funzionamento, assicura la massima economicità di funzionamento, cioè il massimo rendimento medio stagionale. Vengono ora esaminate due possibili soluzioni. a) Regolazione della sequenza in base alla temperatura di mandata (fig. 37.31). Il selettore viene predisposto sulla caldaia che si vuole sia di base. La valvola di questa caldaia si apre immediatamente e il suo contatto ausiliario dà il consenso al funzionamento del bruciatore. Se la temperatura di mandata, rilevata dalla sonda Tm, è inferiore al valore sul regolatore RS (primo gradino), il bruciatore si avvia. Se la temperature è inferiore anche al valore di taratura del secondo gradino, si apre la valvola della caldaia di soccorso e si avvia il relativo bruciatore. Al raggiungimento della temperatura prescritta ambedue i generatori si arrestano. I temporizzatori cominciano a contare il tempo di ritardo (generalmente da 1 a 3 minuti). Se, trascorso il tempo di ritardo, la temperatura non è diminuita al di sotto del secondo gradino, la valvola della caldaia di soccorso viene chiusa. La temperatura di mandata viene mantenuta dalla caldaia di base, mediante inserzione e disinserzione del suo bruciatore con il differenziale della temperatura stabilito per il primo gradino.

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Fig. 37.31

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Schema centrale termica per inserimento caldaie in cascata.

Se la temperatura diminuisce sotto il limite del secondo gradino, si apre la valvola della caldaia di soccorso e si avvia il suo bruciatore. Al raggiungimento del valore prescritto, ambedue i bruciatori si arrestano, e i temporizzatori iniziano il conteggio del tempo di ritardo, ripetendo il ciclo già descritto. Il bruciatore della caldaia di base non è interessato dal tempo di ritardo, quindi se durante tale periodo la temperatura diminuisse al di sotto del suo differenziale, esso si avvierebbe. Il sistema prevede dei blocchi di sicurezza che consentono il funzionamento dei bruciatori a condizione che sia in funzione la pompa e che le valvole di intercettazione delle caldaie siano aperte. b) Regolazione della sequenza in base alla temperatura di ritorno Per la congruità di funzionamento può essere intuitivo inserire e disinserire i generatori in base alla temperatura di ritorno, anziché in base a quella di mandata, in quanto la temperatura di ritorno, stabilito un salto termico di progetto e un valore costante della temperatura di mandata, può rappresentare un buon indice del carico termico del momento. Questo è vero solo quando la portata è costante, ma nella maggioranza degli impianti di riscaldamento, dove vi è una pluralità di circuiti ciascuno munito di propria regolazione automatica, in genere non è così! L’esclusione di un generatore, con relativa intercettazione, provoca certamente una variazione di portata e, quindi, della temperatura di ritorno. Occorrerebbe rinunciare all’intercettazione del generatore escluso (e quindi ai vantaggi energetici conseguenti), per mantenere costante la portata. Così facendo, però, si avreb-

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be in mandata la miscela di acqua riscaldata (dal generatore in funzione) e di acqua di ritorno (che attraversa il generatore escluso) e, quindi, una temperatura di mandata più bassa. Per quanto sopra analizzato, si può concludere che la regolazione in sequenza dei generatori di una centrale termica al servizio di impianti di riscaldamento è opportuno che venga realizzata in base alla temperatura di mandata, piuttosto che in base alla temperatura del ritorno. In effetti, tale prassi è universalmente usata da molti anni in tutta Europa con ottimi risultati. La regolazione in base alla temperatura del ritorno può essere applicata solo quando i circuiti alimentati sono privi di regolazione sull’acqua (es. aerotermi) e in pochi altri casi. Al regolatore DDC sono riportate tutte le temperature (T1, T2, T3) dell’acqua, gli allarmi di blocco delle caldaie, la presenza di fughe di gas (se è gas il combustibile utilizzato). Per le pompe è previsto il comando a distanza, lo stand-by automatico, la regolazione di stato e l’intervento della protezione termica. Centrale frigorifera. Per la centrale frigorifera si è già visto come sia preferibile lasciare operanti le regolazioni predisposte dal costruttore dei gruppi frigoriferi e collegarli in parallelo con controllo della temperatura di ritorno, in modo che il loro inserimento avvenga in sequenza (fig. 37.32). Il sistema consente l’avviamento automatico delle pompe e il loro disinserimento; sono rilevate le condizioni di stato e di allarme. Ogni refrigeratore deve essere dotato di flussostati sia sull’evaporatore sia sul condensatore. Torri di raffreddamento. La regolazione della temperatura dell’acqua di torre è effettuata da una sonda T, posta sull’uscita dalle torri che, tramite il regolatore R, interviene sui ventilatori della torre, inserendoli e disinserendoli progressivamente a seconda delle esigenze (fig. 37.33). Ciò induce un risparmio di energia elettrica. Qualora, a ventilatori fermi, la temperatura dell’acqua continui a scendere sotto il valore di taratura, il regolatore R modula la valvola di by-pass V. È necessario conoscere con precisione quale debba essere la temperatura dell’acqua in ingresso al condensatore per garantire un regolare funzionamento del frigorifero. 37.5

SISTEMI INTEGRATI DI SUPERVISIONE E CONTROLLO

Negli anni ’80 nasce il concetto di edificio intelligente, che può essere definito come un edificio che contiene una determinante quantità di informatica distribuita per coordinare le sue funzioni e i processi in esso ospitati. Per informatica distribuita si intendono sia unità di elaborazione che di processo, che sovrintendono al funzionamento delle seguenti componenti tecnologiche: – impianti meccanici; – impianti di produzione e distribuzione dei fluidi per la climatizzazione; – distribuzione dell'energia elettrica, sia in media tensione, sia in bassa tensione;

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Fig. 37.32 Schema di regolazione per centrale frigorifera.

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Fig. 37.33

Schema di regolazione per torre di raffreddamento.

– impianti di corrente d'emergenza e sostitutivi di rete, gruppi di continuità; – impianti secondari in bassa tensione (luce e FM); – impianti di sicurezza (rilevazione incendio, antintrusione, controllo accessi, TVCC); – impianti di telecomunicazione. Ognuna di queste componenti veniva automatizzata con un proprio sistema di controllo autosufficiente solamente nell'assicurare le funzionalità specifiche dell'impianto che controllava, essendo costituito da un insieme di unità periferiche e unità centrali a microprocessore ma con architetture e funzionalità dedicate e non standardizzate, quindi con una propria vita funzionale e con proprie soluzioni ‘informatiche’. I sistemi di supervisione erano visti e utilizzati solo sotto l’aspetto del monitoraggio e controllo, mentre la qualità e il risparmio energetico erano considerati non necessariamente indispensabili per l’utente. In conclusione si dotava l’impianto, semplice o complesso, di una serie di sistemi di supervisione, privilegiando solo la conduzione e non la gestione: sì, perché tra conduzione e gestione c’è notevole differenza in termini qualitativi e funzionali. Il sistema di supervisione, con funzioni unicamente di conduzione, apparteneva a una sua nicchia funzionale, sconosciuta alla maggior parte degli attori che partecipano alla vita di un edificio, utilizzato unicamente dal personale di manutenzione senza collegamenti ed interconnessioni con tutto l’apparato ‘gestionale’ che serve per la ‘vita’ dell’edificio.

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Questo era dovuto al fatto che, sino agli inizi degli anni 50, la capacità di interconnettere sistemi informatici era molto ridotta rispetto alle capacità attuali, le conoscenze tecniche in materia erano proprietà di ‘pochi’ e ogni attività funzionale dell’edificio era indipendente: i sistemi informatici, i sistemi di supervisione e controllo, le periferiche a microprocessore delle unità refrigeranti ecc. Mancava o non veniva valorizzato l’aspetto qualitativo che un sistema di supervisione può e deve fornire. Il continuo e rapido succedersi di innovazioni nel campo dell'elettronica dei componenti, delle telecomunicazioni e dell'informatica hanno determinato un mutamento radicale. Nell'Intelligent Building, oggi emerge l’idea di integrazione, intesa come la possibilità di collegare configurazioni hardware e software di base diverse, senza determinare vincoli reciproci tra i diversi componenti e soprattutto senza richiedere modifiche agli stessi. Il livello di interazione è relativo al collegamento dei diversi componenti del sistema attraverso strumenti informatici generalizzati, quali reti locali o protocolli di comunicazione, sotto il profilo delle informazioni scambiate e delle funzionalità mutuamente richieste tra i singoli moduli. La definizione di edificio intelligente si completa con la condizione che i diversi sistemi di automazione in esso presenti, comunichino e interagiscano tra loro, armonizzandosi in un’unica piattaforma software gestionale. L'integrazione non si limita ad uno scambio di dati, ma ad una reale condivisione dell'intelligenza di ogni sistema. La convergenza tra la Building Automation, il controllo digitale del processo, l’information technologies e le reti di comunicazione Internet/Intranet ha finalmente eliminato le barriere tra i differenti livelli di sistema, consentendo di realizzare delle architetture integrate, che utilizzano protocolli standard di comunicazione, come indicato nella fig. 37.34. 37.5.1 Architettura di sistema La struttura tipica di un sistema: l’architettura di principio di un sistema integrato di supervisione e controllo è ormai tipicamente sviluppata su tre livelli (fig. 37.35) 1) Livello di campo: questo livello include i dispositivi in campo a contatto con gli impianti fisici: i sensori e gli attuatori ecc. Questi dispositivi sono specializzati per funzioni. – Per gli impianti tecnologici si tratta, per esempio di: - sonde di temperatura, di umidità relativa, di pressione ecc.; - servomotori per valvole di regolazione, per serrande ecc. – Per la rivelazione incendio si tratta di: - sensori ottici o termici di fumo ecc.; - pulsanti manuali di allarme; - dispositivi di segnalazione quali sirene, campane, lampade ecc. – Per il sistema antintrusione si tratta di: - rivelatori a infrarossi, a microonde ecc.; - dispositivi di protezione perimetrale; - dispositivi di segnalazione quali sirene ecc. – Per il sistema di controllo accessi si tratta di: - lettori di badge nelle varie tecnologie disponibili ecc.

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Fig. 37.34 Architettura sistema integrato.

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Architettura di sistema.

– Per il sistema TVCC si tratta di: - telecamere per interno ed esterno nelle varie tipologie. 2) Livello di automazione: a questo livello viene presa la maggioranza delle decisioni operative; le funzioni di controllo e di ottimizzazione sono tipiche di questo livello. I controllori periferici ricevono le informazioni dai dispositivi in campo, le elaborano in base alle finalità del sistema e inviano opportuni comandi agli organi di attuazione. I controllori periferici (utilizzanti microprocessori) hanno la possibilità di svolgere e gestire localmente quasi tutte le funzioni, così da rendersi indipendenti dal sistema centrale. La condivisione di protocolli aperti di comunicazione, di servizi di accesso alle variabili, di definizioni delle variabili applicative e del loro significato e funzione, permettono l’interoperabilità tra controllori periferici, favorendo così la realizzazione di applicazioni integrate (ad es. luci, climatizzazione e servizi in una camera) e autonome rispetto al sistema centrale. Inoltre controllori periferici Web-based consentono un facile accesso utente ai dati di sistema attraverso interfaccia Web da qualunque PC di rete abilitato, mentre la disponibilità di Web Services sui controllori periferici permette la comunicazione diretta verso sistemi gestionali/amministrativi/IT per implementare applicazioni a livello gestionale. Un esempio di interoperabilità tra controllori per applicazioni a distanza è visibile nella figura 37.36. 3) Livello di gestione: a questo livello è presente l’unità centrale di supervisione, costituita da un PC o da un minielaboratore le cui funzioni principali sono la concentrazione e l’elaborazione di tutte le informazioni provenienti dai controllori periferici, la loro archiviazione a fini storici, statistici e manutentivi e la presentazione

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Fig. 37.36

Interoperabilità tra controllori.

verso l’utente delle informazioni attraverso un’interfaccia di comodo uso, normalmente di tipo grafico. 37.5.2 Livello di automazione. I controllori periferici realizzano le funzioni di regolazione, controllo ecc. in modo completamente autonomo; per raggiungere lo scopo in ciascun controllore risiedono diversi programmi, fra i quali può essere interessante accennare a quelli dedicati agli impianti tecnologici. Stand-by per 2 o più controllori: questo programma realizza lo stand-by automatico di una o più utenze (2 su 3, 3 su 4 ecc.), come pompe o altro, accoppiate in parallelo in caso di allarme termico o di altra natura; provvede, inoltre, alla rotazione della sequenza di funzionamento al raggiungimento delle ore di funzionamento previste. Verifica del mancato comando: questa istruzione consente la verifica del comando inviato e non eseguito, con la possibilità di generare un allarme. Sequenza di avviamento: è la sequenza tipica che effettua l’avviamento di un sistema (coppia di pompe, condizionatore ecc.) con la verifica di tutte le condizioni di normalità e di tutti i ritardi previsti. Sarà possibile, da selettore software, scegliere il modo di funzionamento desiderato tra: – automatico; – manuale on; – manuale off.

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Commutazione estate/inverno: la commutazione inverno/estate e quella estate/inverno può essere ottenuta automaticamente sulla media dei valori delle ultime 72 h della temperatura dell’aria esterna. Il valore dello scambio stagionale o del limite di riscaldamento viene impostato tramite un set-point e sarà altresì possibile effettuare la commutazione manuale. Risparmio energetico tramite azionamento serrande con servocomando: le serrande dell’aria esterna, dell’aria di ricircolo e dell’aria di espulsione possono essere controllate attraverso un regolatore di recupero di calore. Il regolatore confronta i valori di entalpia dell’aria esterna e dell’aria di ricircolo e, in base alla richiesta proveniente dall’impianto, provvede a modulare le serrande per scegliere la miscela d’aria più conveniente da trattare. Un set-point di minima apertura eviterà la completa chiusura dell’aria esterna, in modo da garantire il ricambio dell’aria. Controllo temperatura e umidità ambiente in unità di trattamento aria: la temperatura del ricircolo viene in genere controllata a punto fisso, tramite regolazione P  I, che provvede a modulare in sequenza la valvola calda e la valvola fredda, rispettando il valore di zona morta tra queste inserita. Anche l’umidità della ripresa viene controllata a punto fisso con regolazione on-off in fase di umidificazione e con regolazione P  I in fase di deumidificazione. In questa fase, infatti, la valvola fredda riceve un segnale maggiore fra quello della regolazione di temperatura e quello della regolazione di deumidificazione. In inverno la pompa di umidificazione è interbloccata con lo stato del ventilatore di mandata ed è ritardata all’inserzione. I segnali dei regolatori di temperatura e umidità sono inviati anche al regolatore entalpico il quale provvede alla scelta dell’aria (tra esterna e di ricircolo) economicamente più conveniente da trattare. Può essere prevista anche un’operazione che comprende la compensazione con la temperatura dell’aria esterna. Allarmi per superamenti soglie limiti: questo programma attiva gli allarmi non appena vengono raggiunti e superati i valori limiti (di soglia) fissati per diverse variabili controllate: temperatura, umidità, pressione ecc. I limiti possono essere fissati dall’operatore e anche, quindi, modificati in funzione delle esigenze di gestione, oppure possono essere correlati con i valori di set-point dalla variabile. Manutenzione per raggiunto run-time (ore di funzionamento): questa sequenza effettua il conteggio delle ore di funzionamento delle utenze definite (visualizzabili sia graficamente sia in report su una delle workstation) con la generazione automatica dell’allarme di manutenzione e con azzeramento automatico, al riconoscimento, del conteggio delle ore di funzionamento. Se nel sistema è attivato il programma di gestione della manutenzione preventiva, l’allarme viene inserito in questo programma, con l’automatica generazione dei previsti ordini di manutenzione, la pubblicazione su stampante delle procedure di manutenzione e gli eventuali riordini automatici degli stock dei ricambi. Sequenze gruppi frigo e caldaie: questo programma consente la gestione di una centrale frigorifera o termica con le seguenti funzionalità: – rotazione periodica della sequenza di inserimento dei gruppi frigo, dei relativi compressori, delle caldaie;

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– mantenimento del set-point impostato per la temperatura acqua di ritorno (calda e refrigerata), con verifica del limite di minima e di massima della temperatura di mandata; – calcolo del tempo di attesa a ogni inserimento, variabile in funzione della differenza di temperatura e dei limiti previsti nonché della richiesta dell’impianto; – mantenimento in funzione del numero di gruppi frigo, compressori e/o caldaie richiesto dai calcoli del programma, indipendentemente dagli eventuali blocchi di alcuni dei componenti: se viene rilevato un blocco, è automaticamente inserita l’utenza successiva, con ricomposizione delle sequenze al ritorno alla normalità dei blocchi rilevati; – avviamento accelerato dell’impianto e spegnimento anticipato dello stesso in funzione delle condizioni di temperatura. Alcuni programmi possono e devono essere sviluppati non soltanto per singoli controllori ma anche per un’elaborazione dall’unità centrale, allo scopo di scegliere le strategie globali migliori. Fra questi programmi si ricordano i seguenti. Programmi a tempo: gli istanti di avviamento e di arresto devono poter essere programmabili in modo indipendente. Il programma deve essere applicabile a ciascun sistema nell’impianto. È possibile applicare differenti programmi di avviamento e di arresto, tra loro indipendenti, per ogni giorno a qualsiasi utenza collegata al singolo controllore periferico. L’operatore può cambiare la tabella dei tempi di avviamento-arresto con l’anticipo desiderato. Egli, inoltre, può assegnare programmi di avviamento e arresto provvisori per tutti i giorni per i quali lo desideri: tali programmi sono automaticamente cancellati una volta eseguiti. La programmazione dei giorni è tipicamente del tipo “per eccezione” in modo, cioè, da inserire in memoria rapidamente e semplicemente, le date relative a ferie e festività o ad altri giorni per i quali non varranno i normali programmi a tempo. La tabella “eccezioni” è residente nei controllori periferici e può essere programmata dall’operatore con un anno di anticipo. La programmazione dei giorni “eccezione” deve naturalmente valere sia per i normali programmi a tempo di avviamento e arresto sia per tutti gli altri programmi di risparmio energetico basati sul tempo, quale, per esempio, il programma di avviamento-arresto ottimizzato. Programma di avviamento-arresto ottimizzato: mediante questo programma l’impianto viene avviato con il minor tempo possibile di anticipo rispetto al previsto orario di inizio occupazione, pur garantendo il raggiungimento, per tale istante, delle condizioni di comfort desiderate. Ciò viene ottenuto basandosi sulla temperatura esterna, sulla temperatura ambiente e sulla inerzia tipica degli impianti e degli ambienti dell’edificio. Utilizzando l’inerzia termica dell’edificio si può, inoltre, anticipare lo spegnimento dell’impianto rispetto all’orario di fine occupazione sfruttando l’energia immagazzinata dalle strutture. Il programma è applicabile sia agli impianti di produzione primaria sia a quelli secondari di riscaldamento o raffreddamento. L’arresto anticipato dell’impianto non deve causare scompenso dei parametri di comfort

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ambientale e deve, quindi, essere previsto un parametro correttivo in grado di rilevare scostamenti. Il programma è attivato sia nel ciclo estivo sia in quello invernale e provvede, automaticamente, ad anticipare la fase di messa a regime dopo periodi di arresto prolungato dell’impianto, quali i fine settimana, le festività ecc. La temperatura ambiente di riferimento può essere scelta tra la più rappresentativa, o quella media fra le temperature di varie zone oppure la più alta delle varie zone ecc. Ventilazione notturna: questo programma è applicabile soltanto al ciclo di raffreddamento (estivo). Il programma, misurando sia la temperatura ambiente sia quella esterna, decide sulla convenienza o meno di avviare la ventilazione nel periodo notturno e introduce il 100% di aria esterna, più fresca di quella interna, per ridurre la temperatura negli ambienti fino al valore desiderato. La ventilazione notturna viene attivata quando si verificano contemporaneamente le seguenti condizioni: – temperatura esterna superiore a 10 °C; – temperatura ambiente superiore a 24 °C; – temperatura esterna inferiore di almeno 3 °C rispetto alla temperatura ambiente; – umidità relativa dell’aria esterna inferiore all’80%. La temperatura ambiente scelta dal programma può essere quella più rappresentativa oppure quella media o quella più alta fra quelle rilevate nelle diverse zone. Laddove vengano utilizzati più sensori, l’eventuale guasto di uno di essi deve causare automaticamente la sua esclusione dal procedimento di calcolo. Ciclo notturno: questo programma può essere utilizzato sia nei cicli di riscaldamento sia in quelli di raffreddamento. Nel ciclo di riscaldamento deve essere prefissato un limite minimo (10  13 °C) sotto il quale non deve scendere la temperatura ambiente durante la notte, periodo nel quale anche le serrande sull’aria esterna devono essere chiuse. Il comando di avviamento del ventilatore o, comunque, del sistema di riscaldamento deve essere dato in base alla temperatura ambiente che può essere quella più rappresentativa oppure quella media o quella più bassa fra quelle rilevate nelle diverse zone. Nel ciclo di raffreddamento deve essere fissato un limite massimo (per esempio 27 °C o 55% u.r.) per la temperatura o l’umidità relativa ambiente durante la notte. Il comando di avviamento del ventilatore o, comunque, del sistema di raffreddamento, deve essere dato in base alla temperatura (o all’umidità relativa ambiente) che può essere quella più rappresentativa oppure quella media o quella più alta fra quelle rilevate nelle diverse zone. Limitazione delle punte di potenza elettrica assorbita: questo programma consente il controllo dei carichi elettrici con un’automatica limitazione delle punte di potenza elettrica assorbita in modo tale che non avvengano penalizzazioni economiche da parte dell’azienda fornitrice dell’energia. I vari carichi (o utenze) sono generalmente collegati a differenti controllori periferici, in quanto distribuiti sulla intera area impiantistica: possono, quindi, essere comandati da uno stesso programma sia local-

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mente dai singoli controllori periferici sia, soprattutto se giustificato dalle dimensioni di impianto, centralmente da parte del sistema centrale che dispone di una visione più globale della situazione impiantistica nella sua totalità. Sulla base dei segnali provenienti dai trasduttori di misura della potenza elettrica assorbita viene analizzata tale misura, viene eseguita una previsione sulla tendenza dell’assorbimento di potenza nell’intervallo di analisi, confrontata tale previsione con i limiti prefissati; conseguentemente se del caso, sono inseriti o disinseriti i carichi elettrici che sia stato possibile definire come non prioritari. Il disinserimento viene eseguito su base sequenziale prioritaria e i carichi meno importanti vengono scollegati per primi e reinseriti per ultimi. È evidentemente possibile assegnare differenti livelli di priorità ai carichi che devono essere disinseriti dal programma. 37.5.3

Livello di gestione

Sistemi operativi. Microsoft ha sviluppato un ambiente completo di strumenti per l’elaborazione aziendale, nel quale rientra ovviamente anche il sistema di supervisione, ricco di funzionalità e di metodi per scambiare informazioni, per accedere agli oggetti del sistema, di database con motore SQL ed anche un sistema di migrazione delle applicazioni che può essere riutilizzato su altre piattaforme hardware. Ciò equivale ad assicurare agli utenti dei sistemi di supervisione che basano la propria architettura su questa piattaforma, una continuità nell’evoluzione del software, una buona indipendenza dai fornitori e la possibilità di acquisire il meglio sul mercato prescindendo dal fornitore (unica clausola è che il fornitore faccia uso di questo nuovo ambiente). La rapida evoluzione nel mondo dell’lnformation Technology e l’adozione degli standard IT nel mondo della Building Automation hanno permesso un importante sviluppo e un interessante aggiornamento tecnologico dei sistemi di automazione degli edifici. Elevate potenze di calcolo e costi hardware sempre più contenuti, ampia connettività garantita da Internet e reti geografiche ad alta banda, wireless, nuovi dispositivi Hi-Tech quali telefoni cellulari e palmari, tecnologie di mercati ormai standard de facto quali sistemi operativi Microsoft, database relazionali SQL, e-mail, Web Services, Java, XML, SOAP e SNMP hanno portato i sistemi di Building Automation a una maggior facilità d’uso da parte degli utenti, a una compatibilità con sistemi operativi e applicazioni software e infine a una condivisione e scambio dati con altri sistemi aziendali. L’utilizzo di standard IT e di protocolli aperti non proprietari permette ora l’accesso distribuito alle informazioni di sistema di automazione degli edifici, la possibilità di interfacciamento con sistemi aziendali quali amministrativi, gestione Network, gestione personale, logistica, controllo dì processo ecc. e di elaborazione di report di dati e allarmi raccolti dai sistemi di automazione ed esportabili in formato standard quale MS Excel. Architettura del software. Nella fig. 37.37 è raffigurato il software del sistema. Come si può notare l’architettura del software è modulare, composta di diversi appli-

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Fig. 37.37

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Architettura del software applicativo di sistema.

cativi che intercomunicano e hanno accesso agli oggetti controllati (i punti del sistema ) tramite Server denominato Common Object Server. Applicativi del livello gestionale di una postazione di controllo. Gli applicativi messi a disposizione dal livello gestionale di un sistema di Building Automation permettono di ricoprire tutte le necessità operative e funzionali per una corretta gestione, manutenzione e ottimizzazione degli impianti realizzati all’interno dell’edificio o insieme di edifici. Ogni stazione operativa ha una struttura modulare basata su una grafica a oggetti orientati, dove il primo e ultimo contatto tra l’utente e il sistema avviene attraverso una task bar (barra degli strumenti). Quest’ultima permette, oltre a una navigazione veloce all’interno del sistema, di visualizzare immediatamente le informazioni più importanti sul sistema stesso e di passare da un applicativo a un altro con un sistema operativo multitasking. Inoltre, nei sistemi che gestiscono impianti remoti, la barra degli strumenti permette di passare rapidamente da un impianto all’altro. I principali programmi applicativi del livello gestionale implementati in una postazione di controllo sono: – il Plant Viewer (per la visualizzazione grafica); – l’Alarm Viewer (per la gestione degli allarmi); – l’Alarm Router (per l’instradamento degli allarmi); – il Time Scheduler (per la programmazione oraria); – il Trend Viewer (per la visualizzazione degli storici); – il Long Viewer (per la visualizzazione dell’archivio dell’utente);

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– l’integrazione del software di terzi; – l’Object Viewer (per la gestione degli oggetti); – Tools per l’analisi dei dati a lungo termine e il controllo dei consumi. 37.5.4 L’interfaccia utente grafica. Come sempre tutto quanto realizzato, in qualsiasi campo, deve essere finalizzato e reso disponibile all’utilizzatore per un suo uso completo. Ciò che quest’ultimo vede ed utilizza è destinato a diventare l’elemento di giudizio del prodotto nella sua globalità. Evidentemente anche i sistemi di supervisione non sfuggono a questa regola, infatti l’applicativo che definisce l’interfaccia grafica è l’elemento prioritario per la conduzione dell’impianto e quindi tutto ciò che costituisce il sistema, dai sensori alle periferiche, viene in qualche modo ‘oscurato’ da questo applicativo, o meglio ‘ambiente applicativo’, che costituisce l’interfaccia utente. Si è più volte discusso e documentato, nei diversi convegni e nelle bibliografie specializzate, che in futuro l’importanza ed i costi del software nei sistemi di supervisione è destinato ad aumentare passando dall’attuale 30% a valori più che raddoppiati; ciò a causa delle continue evoluzioni informatiche che comportano continui aggiornamenti del software delle piattaforme di sviluppo, che aumentano le funzionalità operative e gestionali dei sistemi stessi. Nel processo di evoluzione che i sistemi di supervisione e controllo degli edifici hanno subito negli ultimi anni, l’interfaccia grafica è uno degli applicativi che hanno maggiormente subito influenze. Infatti, mentre anni or sono e, in alcuni casi, ancora oggi, l’interfaccia grafica svolgeva funzioni di interazione con gli impianti solo per visualizzare e comandare le periferiche, implementata in ambienti proprietari, oggi si hanno altre funzioni complementari che permettono una totale gestione del sistema dall’interfaccia grafica, grazie alle interazioni tra quest’ultima e tutti gli altri applicativi che costituiscono il sistema. Inoltre le funzionalità e le metodologie di interazione con l’utente sono state notevolmente migliorate sia sotto l’aspetto puramente grafico che sull’interazione, cioè la HMI (Human Machine Interface). Evidentemente, l’evoluzione dei modelli di programmazione e delle architetture di sviluppo su cui si basano, comportano la necessità di sviluppare nuovi ambienti applicativi cercando di essere il più possibile fedeli all’evoluzione per evitare ulteriori costi di riadattamento del software. Non a caso, il software è passato in breve tempo dall’uso di linguaggi sequenziali strutturati a linguaggi object-oriented, quindi all’uso di classi che una volta implementate possono dare origine ad oggetti che ne ereditano le funzioni. Quindi un oggetto non è altro che un elemento che congloba e quindi mette a disposizione dell’utente metodi (in altro modo, funzioni) e proprietà (in altro modo valori) in modo strutturato e sicuro, nascondendo all’utilizzatore la sua implementazione. 37.5.5 Scopi del sistema. Gli obiettivi di un sistema di supervisione sono essenzialmente: – il controllo continuo e automatico degli impianti;

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– la riduzione dei rischi per mezzo della gestione degli eventi; – riduzione dei costi totali di gestione dovuti all’energia elettrica, all’energia termica, alla mano d’opera, necessari per il funzionamento di un edificio, pur rispettando le esigenze operative e di comfort richieste; – riduzione drastica delle interruzioni di funzionamento con l’ausilio di programmi di manutenzione per rendere tempestivi e mirati gli interventi; – massima flessibilità con possibilità di accesso multiplo all’unità centrale, semplicità di utilizzo e di programmazione; – comando su azione dell’operatore o automaticamente, tramite programmi a tempo o programmi di reazione ad eventi; – raccolta di dati storici, come la totalizzazione dei consumi di energia termica e di energia elettrica, delle ore di funzionamento, degli allarmi ecc.; – previsione sull’andamento delle variabili sulla base delle informazioni memorizzate; – massima sicurezza con protezione sofisticata all’accesso del sistema; – capacità di monitoraggio e controllo a distanza con rilievo costante di tutti i parametri (stati, allarme, misure ecc.) tipici del sistema in esame; – facile comunicazione fra operatore e sistema. 37.5.6 Bus di comunicazione. Il flusso dell’informazione tra i vari livelli del sistema può essere rappresentato come mostrato nella figura 37.38.

Fig. 37.38

Flusso dell’informazione all’interno del sistema.

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In questa sede non verranno analizzati nel dettaglio tali protocolli e ci si limita a riportare la standardizzazione definita a livello europeo (tab. 37.1). Tab. 37.1 Livello Gestionale Automazione

Campo

CEN DIN EIB EHS

Protocolli standard europei per la Building Automation Protocollo

Stato

BACnet FND (DIN V 32735)

ENV 1805-1, Feb. 1997 ENV 1805-2, Feb. 1997

BACnet PROFIBUS (EN 50170) WorldFIP (EN 50170)

ENV 13321, approvato dal TC 247, CEN formalmente votato 8.02.98

BATIBUS (NF C 46-620-623) EHS EIB (DIN V VDE 0829) LonTalk

ENV 13154-2, adottato nell’aprile 1998, applicato per tutti e quattro i protocolli

= Comitato Europeo per la Standardizzazione = Standard tedesco = European Installation Bus = European Home System

EN = European standard ENV = European pre-standard FND = Firm Neutral Data Comunication NF = Standard francese

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GRUPPI FRIGORIFERI

Per la produzione del “freddo”, necessario per gli impianti di climatizzazione, si deve ricorrere a particolari macchine, i gruppi frigoriferi, che permettono, mediante la spesa di un lavoro, di attingere calore da una sorgente a bassa temperatura (l’ambiente da climatizzare) e di riversarlo a una sorgente a più alta temperatura: l’aria o l’acqua (utilizzate per la condensazione). Le macchine frigorifere possono essere divise in: – macchine a compressione di vapori; – macchine a termocompressione; – macchine ad aria; – macchine ad assorbimento; – macchine a effetto termoelettrico. Nel settore della climatizzazione le macchine più diffuse sono quelle a compressione di vapori e quelle ad assorbimento. 38.1

MACCHINE FRIGORIFERE A COMPRESSIONE DI VAPORI

Per lo studio dei processi che si hanno nelle macchine frigorifere a compressione di vapore si utilizzano i diagrammi termodinamici di cui si è già fatto cenno nel paragrafo 2.3.1. Un diagramma molto importante e usato è quello che ha in ascissa l’entalpia specifica (h) e in ordinata la pressione (p); in questo diagramma (fig. 38.1) si nota come la porzione di piano compresa nella curva di saturazione corrisponda al campo di esistenza di miscele bifasi: liquido e vapore; a sinistra della curva limite inferiore è il campo del liquido mentre a destra della curva limite superiore è il campo del vapore surriscaldato. I diagrammi (p-h) relativi ai diversi fluidi frigorigeni consentono di rilevarne le caratteristiche termodinamiche e di studiare le trasformazioni che avvengono in un ciclo frigorifero. Nel capitolo 2 si è anche accennato ai cicli termodinamici; questi sono chiamati diretti nel caso di trasformazione in lavoro di parte del calore ricevuto dal sistema. Nei diagrammi termodinamici (nel piano T-S o p-h) il ciclo è chiuso ed è percorso in senso orario. Nelle macchine frigorifere, invece, il ciclo è inverso in quanto, come si è detto, il lavoro è impiegato per asportare calore da una sorgente a bassa temperatura e renderlo a un’altra, a temperatura superiore. Il diagramma è, in questo caso, percorso in senso antiorario (fig. 38.2).

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Fig. 38.1

Fig. 38.2

Diagramma termodinamico: pressione-entalpia specifica.

Ciclo inverso di Carnot (frigorifero) a vapore saturo.

Il calore può essere dissipato: è il caso delle macchine frigorifere, oppure utilizzato, come nelle pompe di calore. La macchina frigorifera può essere anche impiegata per raffreddare e contemporaneamente per cedere il calore a più alta temperatura (pari a quello attinto a bassa temperatura aumentato dell’equivalente termico del lavoro impiegato); ciò si verifica con i gruppi frigoriferi con recupero di calore, utilizzati spesso per raffreddare, in inverno, le zone interne di un edificio (carico termico sempre positivo) e riversare il calore sottratto alle zone esterne disperdenti.

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GRUPPI FRIGORIFERI

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Come si è già avuto modo di vedere nel capitolo 24 (sulla pompa di calore) la macchina frigorifera è essenzialmente costituita (fig. 24.1) da quattro organi fra di loro collegati in circuito chiuso nel quale circola il fluido frigorigeno. Con riferimento al diagramma della fig. 38.3 si notano le seguenti trasformazioni.

Fig. 38.3

Ciclo frigorifero ideale a semplice compressione di vapore.

– Il fluido dalla pressione p1 si espande, isoentalpicamente, fino alla pressione p2, passando dalla condizione di liquido saturo a quella di una miscela liquido-vapore; ciò avviene nell’organo di laminazione. – La miscela, quindi, evapora completamente a pressione e temperatura costanti, passando dal punto 2 al punto 3; il calore assorbito (all’evaporatore) è dato da Qe  h3  h2

(38.1)

– Il vapore saturo secco viene poi compresso e portato dalla pressione p3 alla pressione p4; si tratta di una trasformazione adiabatica e, teoricamente, isoentropica. Il lavoro somministrato è: L  h4  h3

(38.2)

– Il vapore, che si è surriscaldato, passa al condensatore dove viene ceduto calore all’esterno; la temperatura si abbassa da T4 a T4 di saturazione alla pressione p4 e poi rimane costante una volta raggiunto lo stato di saturazione, alla pressione p4. Il calore ceduto è: Qc  h4  h1

(38.3)

Il rapporto fra il calore assorbito dall’unità di massa di fluido durante l’evaporazione e il lavoro speso per la compressione è detto coefficiente di effetto frigorifero ε o COP (coefficient of performance): h3  h2 ε  –––––––– h4  h3

(38.4)

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Si è visto anche, nel capitolo 2, che il COP di una macchina non può essere maggiore di quello di una macchina ideale reversibile operante secondo il ciclo di Carnot: Te εc  –––––––– Tc  Te

(38.5)

dove: Te  temperatura assoluta di evaporazione (K) Tc  temperatura assoluta di condensazione (K) In realtà il coefficiente di effetto utile reale εr è molto inferiore a quello teorico. In pratica il COP viene espresso dal rapporto fra la potenza frigorifera resa (kWf) e la potenza elettrica assorbita (kWe). Dalla (38.5) si rileva che il coefficiente di effetto frigorifero è tanto più piccolo, a parità di altre condizioni, quanto minore è la temperatura di evaporazione (in pratica quanto più bassa è la temperatura dell’aria o dell’acqua refrigerata prodotta) e quanto più alta è la temperatura di condensazione cioè quella del fluido a disposizione per il raffreddamento (aria o acqua). A titolo indicativo, può essere utile sapere che, per lo meno ai livelli di temperatura propri del condizionamento: – la riduzione di 1 °C della temperatura di evaporazione produce una riduzione della resa frigorifera del 2  3% circa, con un aumento della potenza assorbita dell’1,5  2,0%; – l’aumento di 1 °C della temperatura di condensazione produce una riduzione della potenza frigorifera resa dello 0,75%, con un aumento della potenza assorbita dell’1,5% circa. Occorre ancora considerare che il ciclo non sarà quello teorico della fig. 38.3 ma sarà come quelli riportati nella fig. 38.4 per due motivi.

Fig. 38.4

Cicli frigoriferi: a) con surriscaldamento all’aspirazione, b) con sottoraffreddamento.

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– Si deve essere sicuri, infatti, che il fluido sia tutto evaporato prima di entrare nel compressore, per evitare danni gravi, visto che, essendo il liquido incomprimibile, si potrebbe anche arrivare allo scoppio del cilindro (nel caso di compressori alternativi). Il fluido, quindi, deve prima assorbire calore a temperatura e pressione costante e poi si deve surriscaldare, sempre a pressione costante. – Al fluido si fa cedere calore, nel condensatore, non solo fino alla completa condensazione, ma ancora oltre, sempre alla stessa pressione. Il liquido viene detto sottoraffreddato. Come si vede, nella successiva espansione, il fluido entra all’evaporatore nelle condizioni A, invece che A, col vantaggio, quindi, di allungare il tratto AB che diventa AB, con miglioramento dell’effetto utile. Bisogna, infine, considerare che in una macchina frigorifera reale le trasformazioni non possono essere ritenute reversibili in quanto le trasformazioni che si hanno nell’evaporatore e nel condensatore, a causa degli attriti interni e lungo le pareti dei circuiti, non avvengono a pressione costante e perché la compressione non è isoentropica, per cui i valori della temperatura e dell’entalpia del vapore compresso sono più elevati di quelli teorici. Il diagramma (p  h) diventa quello della fig. 38.5.

Fig. 38.5 Effetto dell’irreversibilità della compressione adiabatica sul ciclo frigorifero ideale di riferimento a semplice compressione di vapore. I valori del coefficiente di effetto utile εc teorico, per una macchina frigorifera ideale operante secondo il ciclo di Carnot, si possono ricavare dal diagramma della fig. 38.6. Il valore effettivo εr è inferiore e si può calcolare sapendo che il rapporto fra εr e εc, definito rendimento di qualità, è pari a 0,5  0,6. Può essere interessante esaminare la tab. 38.1 nella quale sono riportati i valori di εr per diversi tipi di macchine condensate ad aria e ad acqua. Essa si può ritenere valida per i fluidi frigorigeni, R-134a, R-407C, in quanto l’influenza dei fluidi è minima sull’efficienza che, invece, dipende molto dal dimensionamento degli scambiatori. Le macchine con compressori a vite aperti, condensate ad acqua, hanno elevati valori di εr a pieno carico, valore che, però, poi cade nella parzializzazione.

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Fig. 38.6

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Coefficiente di effetto utile per una macchina frigorifera a compressione operante secondo il ciclo ideale di Carnot.

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Tab. 38.1

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Coefficienti di effetto utile per diversi tipi di macchine a compressione Condensazione ad aria T aria (°C) 25 30 35

20

40

Condensazione ad acqua T acqua (°C) 35-30

Ermetici massimo sv cv minimo sv cv

4,47 4,13 3,97 3,60

3,85 3,58 3,54 3,16

3,40 3,18 3,18 2,98

3,01 2,82 2,81 2,59

2,66 2,50 2,51 2,32

4,16

Semiermetici massimo sv cv minimo sv cv

4,81 4,29 4,11 3,83

4,22 3,80 3,64 3,40

3,72 3,37 3,23 3,03

3,28 2,99 2,83 2,67

2,92 2,68 2,52 2,38

4,52

Vite semiermetici massimo sv cv minimo sv cv

4,81 4,29 4,11 3,83

4,14 3,72 3,57 3,33

3,57 3,23 3,10 2,91

3,08 2,81 2,66 2,51

2,69 2,46 2,32 2,19

4,47

Vite aperti sv

–

–

–

–

–

5,32

Scroll massimo sv cv minimo sv cv

4,95 4,31 4,16 3,85

4,30 3,79 3,60 3,35

3,79 3,37 3,17 2,96

3,34 2,99 2,79 2,62

2,98 2,68 2,47 2,32

4,62

3,75

3,88

3,84

3,88

sv  εr calcolato senza considerare l’assorbimento dei ventilatori del condensatore cv  εr calcolato considerando l’assorbimento dei ventilatori

38.2

FLUIDI FRIGORIGENI

Si definiscono fluidi frigorigeni quei fluidi che, evolvendo da uno stato fisico a un altro, sottraggono calore all’ambiente con il quale sono in contatto. Esempio tipico è il ghiaccio che fondendo sottrae calore, oppure l’acqua che evapora sottraendo il calore di vaporizzazione. È evidente che occorrono, però, fluidi frigorigeni che, una volta evaporati, possano essere recuperati mediante compressione. Un fluido frigorigeno deve, quindi, possedere molte caratteristiche; alcune sono le seguenti.

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Caratteristiche termodinamiche: – calore latente di vaporizzazione alto perché ciò si traduce in un elevato effetto frigorifero per unità di massa; – temperatura critica elevata, molto maggiore di quella di condensazione, così da non penalizzare l’effetto utile; – temperatura di solidificazione bassa, per evitare solidificazioni nelle normali condizioni di impiego; – pressione di saturazione superiore a quella atmosferica così da evitare ingressi di aria nel circuito; non troppo elevata, comunque, per evidenti ragioni meccaniche; – volume specifico, che è inversamente proporzionale alla potenzialità frigorifera, per cui più esso è piccolo più la potenzialità ricavabile è grande. Nella tab. 38.2 sono riportati i valori del calore latente di vaporizzazione e del volume specifico; si nota come l’ammoniaca abbia un elevato valore di calore latente. Tab. 38.2

Sostanza

NH3 R-502 R-134a R-407C R-410A R-507 (1) (2)

Caratteristiche termodinamiche di alcuni fluidi frigorigeni Temperatura Calore latente di ebollizione di vaporizzazione(1) alla pressione di 1,013 bar (°C) (kJ/kg) 33,33 45,42 26,07 43,77 51,56 47,10

1370 168 217 246 275 199

Massa volumica del vapore saturo(2) (kg/m3) – 6,2 5,26 4,62 – –

Il calore latente è riferito alla temperatura di ebollizione. La massa volumica del vapore saturo è anch’essa riferita alla temperatura di ebollizione.

Caratteristiche chimico-fisiche: – stabilità termica, perché non si abbiano alterazioni con l’aumentare delle temperature; – stabilità chimica, è importante per evitare fenomeni di reattività con i diversi componenti presenti in un circuito frigorifero; – solubilità con l’olio, è un aspetto che deve essere preso in attento esame per i problemi che ne possono derivare; – solubilità con acqua, la presenza di acqua nel circuito frigorifero determina fenomeno di brinamento e di corrosione. Per quanto riguarda le caratteristiche di sicurezza d’impiego dei fluidi frigorigeni, la norma ANSI/ASHRAE 34-1997 (Number Designation and Safety Classification of Refrigerants) considera gli aspetti relativi all’infiammabilità e alla tossicità, collocando i diversi prodotti in sei differenti classi contraddistinte da due caratteri alfanumerici: il primo carattere è la lettera A oppure B e contraddistingue la tossicità;

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il secondo carattere è una cifra 1, 2 oppure 3, ed è relativo all’infiammabilità del prodotto. Il significato dei caratteri che identificano le classi di tossicità e infiammabilità è il seguente. Classe A: Classe B: Classe 1: Classe 2: Classe 3:

fluidi frigorigeni per i quali non sono stati individuati effetti tossici a concentrazione minore o uguale a 400 ppm; fluidi frigorigeni per i quali vi è evidenza di effetti tossici a concentrazione minore di 400 ppm; fluidi frigorigeni che non presentano propagazione di fiamma in aria a 18 °C e 101 kPa; fluidi frigorigeni moderatamente infiammabili in aria a 101 kPa e 21 °C (la norma naturalmente riporta l’esatta caratterizzazione di questo requisito) e calore di combustione  19000 kJ/kg; fluidi frigorigeni altamente infiammabili in aria a 101 kPa e 21 °C (la norma naturalmente riporta l’esatta caratterizzazione di questo requisito) con calore di combustione  19000 kJ/kg.

Le sei possibili classi di un fluido frigorigeno sono, pertanto: A1, A2, A3, B1, B2 e B3. Caratteristiche relative alla sicurezza: – non tossici, non devono, cioè, essere assolutamente pericolosi per l’uomo, perché vi sono sempre perdite dal circuito frigorifero; – non irritanti per la pelle, gli occhi e gli organi respiratori; – non infiammabili se miscelati con aria; – compatibili con l’ambiente: significa che i fluidi non devono determinare effetti negativi sull’ozono e sull’effetto serra. Su questo argomento ci si sofferma nel paragrafo 38.2.1. Caratteristiche commerciali: – basso costo; – facilità di approvvigionamento; – sufficiente grado di purezza. Quali sono, oggi, i fluidi frigorigeni in uso e quali i fluidi per il prossimo futuro? Dopo i primi tentativi di creare macchine frigorifere utilizzanti come fluido l’acqua, si giunge al 1834, quando, grazie al fisico Jacob Perkins, fu realizzata la prima macchina frigorifera a compressione di fluido, la quale impiegava come fluido l’etere etilico. Da questa data in poi il progresso degli studi della termodinamica e la conoscenza delle proprietà chimiche e fisiche di alcuni composti hanno determinato uno sviluppo sempre più grande della tecnica del freddo. Si passa dall’etere metilico, all’anidride carbonica (CO2), all’ammoniaca (NH3: Linde, 1873), all’anidride solforosa (SO2) ecc. fino ad arrivare al diclorodifluorometano: il refrigerante R-12 (1930). Da questa data vengono messi a punto diversi fluidi frigorigeni, ininfiammabili e non tossici: – 1932: R-11, CCl3F tricloromonofluorometano; – 1933: R-114, C2 Cl2F4 diclorotetrafluoroetano;

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– 1934: R-113, C2Cl3F3 triclorotrifluoroetano; – 1936: R-22, CHClF2 monoclorodifluorometano; – 1961: R-502, miscela azeotropica di R-22 (48,8% in peso) e R-115 (51,2% in peso). Si tratta dei clorofluoro carburi, gli ormai famosi CFC, che per la loro elevata stabilità sono una delle principali cause dell’impoverimento della fascia di ozono nella stratosfera. Si tratta di sostanze derivate dalla serie paraffinica satura (metano CH4 ed etano C2H6) per sostituzione parziale o totale degli atomi di idrogeno con quelli degli alogeni cloro e fluoro. Questi fluidi sono generalmente denominati Freon, anche se questa è in realtà la denominazione commerciale adottata dall’industria Du Pont. Più correttamente devono essere contraddistinti dalla lettera R (Refrigerant) seguita da tre numeri: – il primo X è uguale al numero di atomi di carbonio meno uno: X  nC  1 viene omesso se eguale a zero; – il secondo Y è eguale al numero di atomi di idrogeno più uno: Y  nH  1 – il terzo Z è eguale al numero di atomi di fluoro: Z  nF Il numero di atomi di cloro, per i derivati dal metano (CH4 : X  0), si ricava dall’espressione: nCl  4  nH  nF e, per i derivati dell’etano (C2H6 : X  1), con l’espressione: nCl  6  nH  nF 38.2.1 Il buco nell’ozono e l’effetto serra. È da oltre vent’anni che è stata avanzata l’ipotesi che il degrado dello strato di ozono stratosferico sia da attribuire ai composti a base di clorofluorometano e, in particolare, al CFC-11 (CCl3F: tricloromonofluorometano) e al CFC-12 (CCl2F2: diclorodifluorometano); ciò è stato confermato una decina di anni fa, per cui, a seguito di protocolli internazionali, la produzione dei CFC è stata vietata. La riduzione della fascia di ozono, che costituisce una barriera protettiva alle radiazioni ultraviolette, può provocare gravi lesioni cancerose della pelle e alterazioni del clima. L’entità della distruzione dell’ozono stratosferico da parte di una sostanza dipende dalle sue caratteristiche intrinseche, dalle interazioni con l’atmosfera e dalle caratteristiche locali e globali dell’atmosfera. In particolare questo effetto è proporzione alla vita atmosferica della sostanza. Oltre ai CFC occorre considerare anche gli HCFC e, pertanto è necessario fare una distinzione:

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– i clorofluorocarburi (CFC) hanno, come si è già detto, una vita molto lunga e la loro molecola è dissociata dalla radiazione ultravioletta, con liberazione di cloro atomico che reagisce con l’ozono (O3) riducendolo a ossigeno (O2); – gli idroclorofluorocarburi (HCFC) hanno una vita atmosferica più breve, in quanto sono decomposti nella stratosfera per reazione con il radicale ossidrile OH. L’effetto globale dei refrigeranti clorurati sull’ozono stratosferico viene quantificato con l’indice ODP (ozon depletion potential), potenziale di distruzione dell’ozono, che è adatto a valutare soltanto gli effetti cumulativi a lungo termine e la riduzione media dello strato di ozono. Nelle tabelle e nei dati forniti dai diversi produttori, l’ODP è dato in relazione a quello dell’R-11, posto eguale a uno. Gli accordi a livello internazionale per giungere a una limitazione o al bando dei CFC e HCFC si sono susseguiti negli anni. – Prima convenzione di Vienna (22 marzo 1985), nella quale si posero le basi per tutte le future azioni. – Protocollo di Montreal (16 settembre 1987), con il quale si concretizzavano le premesse poste a Vienna. – Conferenza di Londra (29 giugno 1989), nel corso della quale venivano anticipate le scadenze per la riduzione del consumo e per la produzione dei CFCs, portando all’anno 2000 la scadenza finale. – Conferenza di Copenaghen (25 novembre 1992); è molto importante perché anticipa al 31 dicembre 1995 la messa al bando dei CFCs, del tetracloruro di carbonio e del metilcloroformio e, per la prima volta, impone una progressiva riduzione nella produzione degli HCFC (R-22, per esempio), nonché la loro messa al bando totale per il 2030. Nel dicembre 1995, in occasione del decimo anniversario della Prima convenzione di Vienna, è stato apportato un aggiornamento al Protocollo di Montreal, per cui il programma di limitazione e il bando dell’uso (fissato a Copenaghen nel 1992) è stato leggermente mutato in senso restrittivo. Il Regolamento Europeo 3093/1994 sulle sostanze che danneggiano la fascia di ozono è stato abrogato dal 1° ottobre 2000. Il Parlamento Europeo e il Consiglio dell’Unione Europea hanno emesso il nuovo Regolamento n. 2037/2000 del 29.6.2000, diventato ufficiale e cogente per tutti i Paesi membri con la sua pubblicazione nella Gazzetta dell’Unione del 29.9.2000. Gli scopi della nuova direttiva sono gli stessi e, cioè, impedire la produzione, l’immissione sul mercato e l’uso delle sostanze pericolose: CFC e HCFC. L’articolazione operativa degli interventi è, però, modificata, anticipando ed estendendo le limitazioni previste dal Protocollo di Montreal e creando profonde differenze fra quanto avviene in Europa e quanto avviene, sia nei Paesi industrializzati (Stati Uniti e Giappone), che nei Paesi in via di sviluppo. Il capitolo II espone il “Programma di eliminazione graduale” e, all’art. 3, dispone che (fatti salvi alcuni casi particolari) è vietata la produzione di: a) clorofluorocarburi; b) altri clorofluorocarburi completamente alogenati; c) Halon;

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d) tetracloruro di carbonio; e) 1,1,1-tricloroetano; f) idrobromofluorocarburi. Con l’art. 4 si fa divieto di immettere sul mercato le sostanze su elencate. Dal 1° gennaio 2010 l’uso di HCFC vergini è vietato nella manutenzione e assistenza delle apparecchiature di refrigerazione e condizionamento d’aria esistenti a tale data. A decorrerre dal 1° gennaio 2015 tutti gli HCFC sono vietati. È pur vero che esistono dei fluidi alternativi ai refrigeranti clorurati, i cosiddetti fluidi naturali, ma il loro utilizzo va sottoposto al rispetto di una precisa normativa di sicurezza esistente o in via di studio e di approvazione; infatti: – l’ammoniaca, da tempo conosciuta e utilizzata nella refrigerazione industriale, a causa del suo grado di tossicità è praticamente riservata ai grandi impianti confinati in apposite centrali ventilate e protette, quindi assolutamente sconsigliabile in apparecchiature localizzate negli stessi ambienti destinati al pubblico, quali i punti di vendita o gli ambienti residenziali climatizzati; – gli idrocarburi semplici, particolarmente il propano e l’isobutano, sono fluidi altamente infiammabili che generano notevoli problematiche di sicurezza; essi sono attualmente impiegati nei frigoriferi domestici ma con cariche modeste, generalmente non sufficienti per l’utilizzo nei condizionatori con cariche superiori e non vi sono norme di sicurezza che dettino adeguate regole di progettazione atte a garantire la sicurezza di utilizzatori, installatori e personale di manutenzione; le norme attualmente allo studio limiteranno significativamente la massima carica ammessa in apparecchi da usare in presenza del pubblico; – l’anidride carbonica (CO2), è in una fase prettamente sperimentale e non si può al momento prevedere se e quando utilizzabile in apparecchiature di climatizzazione residenziale. Il suo impiego causerebbe, in tutti i casi, un notevole peggioramento dell’efficienza energetica delle macchine e, quindi, un incremento dei consumi di energia elettrica. Si finirebbe, quindi, per consumare maggiore energia elettrica con un aggravio dell’effetto serra. Occorre invece realizzare macchine ermetiche, affinare i processi produttivi e gli interventi di manutenzione, così da evitare ogni rilascio di refrigerante nell’atmosfera. L’altro aspetto molto importante che sta preoccupando gli scienziati e i tecnici è l’effetto serra di origine antropica. I CFC e gli HCFC, in quanto gas serra, contribuiscono al riscaldamento della Terra. Negli ultimi anni il contributo dei clorofluorocarburi all’effetto serra è stato secondo soltanto a quello dell’anidride carbonica, immessa nell’atmosfera dalla combustione dei combustibili fossili (carboni, gas, petrolio) negli impianti di produzione di energia elettrica, negli impianti di riscaldamento e in autotrazione. Il problema, quindi, dei fluidi frigorigeni, quali causa dell’effetto serra, può considerarsi veramente secondario. Il contributo, comunque, di un refrigerante a

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questo effetto è funzione della quantità immessa nell’atmosfera, della sua vita atmosferica e della sua capacità di assorbire la radiazione infrarossa. Fino ad alcuni anni fa, per giudicare l’influenza di una sostanza sull’effetto serra, ci si riferiva al potenziale di riscaldamento della Terra (in inglese: global warming potential o GWP), concetto che indica la capacità relativa di innalzamento della temperatura della Terra da parte di una molecola di una sostanza, rispetto a una molecola di anidride carbonica. Questo indice deve essere legato alla quantità di sostanza emessa, essendo evidente che una sostanza con GWP piccolo, emessa in grandi quantità, è molto più dannosa di un’altra con elevato GWP emessa in piccole quantità. Per la soluzione del problema occorre, però, intervenire per un uso razionale dell’energia, che provocherà anche una riduzione dell’anidride carbonica emessa dalle centrali termoelettriche. Questo approccio ha condotto alla definizione dell’indice TEWI (total equivalent warming impact) che consente di valutare il contributo globale all’effetto serra di un processo di refrigerazione, in quanto oltre all’effetto diretto del fluido riversato nell’atmosfera nel corso e fino alla conclusione della vita utile dell’impianto, va esaminato anche l’effetto indiretto e, cioè, il consumo di energia, valutato anch’esso nell’intero corso della vita utile dell’impianto stesso. Il TEWI, quindi, non è una caratteristica del solo fluido ma dipende in grandissima misura dall’apparecchiatura, dalla località di impiego ecc. Da ciò si desume che occorre non soltanto conoscere le caratteristiche teoriche dei fluidi ma progettare e realizzare impianti con elevata efficienza energetica, i quali possano così contribuire a una riduzione dei consumi e, quindi, della CO2 immessa nell’atmosfera. 38.2.2 I fluidi frigorigeni sostitutivi. Per le restrizioni in merito ai CFC e prossimamente agli HCFC, l’industria si è mobilitata per la ricerca e la messa a punto di fluidi sostitutivi e che abbiano un impatto nullo sull’ozono atmosferico. I problemi sono molti e anche piuttosto complessi. Già si è visto quale debbano essere le caratteristiche termodinamiche, fisiche, chimiche di un fluido frigorigeno e queste devono essere verificate e garantite anche per i fluidi sostitutivi, ma con particolare riguardo alle effettive possibilità di sostituire i vecchi fluidi in circuiti frigoriferi esistenti. Occorre distinguere fra i refrigeranti puri e le miscele. È necessario anche capire quali di questi siano adatti al “retrofit” (operazione di riutilizzo dei vecchi impianti) e quali no. I primi sono detti drop in perché, dopo una bonifica più o meno spinta del circuito, possono sostituire i precedenti, avendo proprietà termodinamiche simili e non presentando problemi per i lubrificanti. I fluidi non drop in possono essere utilizzati soltanto in apparecchiature nuove appositamente realizzate. A proposito delle miscele è opportuno ricordare quanto segue. – Una miscela azeotropica si comporta come un fluido puro in quanto i passaggi di fase da liquido a vapore e viceversa avvengono a temperatura costante. Una miscela azeotropica era l’R-500, miscela di R-12 (73,8% in peso) e di R-152a (26,2%), noto come Carrene (brevetto Carrier); aveva proprietà termodinamiche simili all’R-12 ma la pressione e l’effetto frigorifero erano di circa il 18% superiori. Un’altra miscela azeotropica era l’R-502, miscela di R-22 (al 48,8% in peso)

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e di R-115 (al 51,2% in peso); essa trovava impiego nella refrigerazione a bassa temperatura. – Una miscela quasi azeotropica è quella caratterizzata da uno “scivolamento” (detto anche glide) della temperatura di passaggio di fase liquido-vapore la quale, misurata alla pressione atmosferica di 1,0 bar, non supera i 2 °C. – In una miscela zeotropica, invece, lo scivolamento (sempre a pressione atmosferica) supera i 2 °C. Ai fini della sicurezza occorre tener conto del possibile fenomeno, tipico delle miscele zeotropiche, del frazionamento, vale a dire della possibile diversità di composizione fra la fase liquida e la fase vapore. Ciò può comportare problemi, nel caso di fughe del fluido del circuito, per cui in ambiente si ha un tipo di miscela e nel circuito un altro tipo. Poiché le miscele possono avere comportamenti diversi, ai fini dell’infiammabilità e della tossicità, in funzione della composizione, l’ASHRAE 34-1997 richiede per le miscele zeotropiche una doppia valutazione della classe di sicurezza. Fra i prodotti sostitutivi, presenti oggi sul mercato, che possono considerarsi una possibile alternativa ai vecchi fluidi, si citano (non contenenti cloro): R-125: HFC 125 alternativo a R-12, R-502 R-134a: HFC 134A alternativo a R-11, R-12 R-404A: R-125/143a/134a (44%, 52%, 4%) alternativo a R-22, R-502 R-407C: R-32/125/134a (23%, 25%, 52%) alternativo a R-22 R-410A: R-32/125 (50%, 50%) alternativo a R-22 R-507: R-125/143a (50%, 50%) alternativo a R-12, R-22, R-502 R-508B: R-23/R116 (46%, 54%) alternativo a R-503 Tutti questi refrigeranti sono caratterizzati dall’avere indice di distruzione dell’ozono stratosferico, ODP, uguale a zero. L’impiego più comune dei fluidi refrigeranti oggi disponibili è: R-125: industria della refrigerazione alimentare a bassa temperatura; R-134a: condizionamento dell’aria negli autoveicoli, nei frigoriferi domestici, nei congelatori, nella refrigerazione alimentare a media temperatura, nei compressori centrifughi di grande potenzialità; R-407C, R-410A, R-507: quali sostituti dell’R-22 nell’industria della refrigerazione alimentare, commerciale, nei compressori del settore del condizionamento. 38.2.3 I sostituti dell’R-22. Allo stato delle attuali conoscenze quattro sono i fluidi che sembra possono essere presi in considerazione. Le caratteristiche salienti sono poste a confronto nella tab. 38.3. R-407C: è una miscela zeotropica di tre componenti (23% di R-32, 25% di R-125 e 52% di R-134a), con uno scivolamento della temperatura al cambiamento isobaro di fase di circa 6 °C. Questo fluido si può considerare “gemello” dell’R-22, in quanto, se utilizzato con lo stesso compressore volumetrico, fornisce quasi la stessa potenza

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Tab. 38.3

Proprietà termodinamiche dei principali fluidi frigorigeni attualmente in uso Sostanza

Proprietà Formula chimica Temperatura di ebollizione (°C) Scivolamento della temperatura (°C) Temperatura critica (°C) Pressione critica (kPa) Densità del liquido (kg/m3) a 25 °C Tensione di vapore a 20 °C (bar) Calore latente di vaporizzazione (kJ/kg) ODP (1) GWP100 (2) Caratteristiche di infiammabilità secondo UL (Underwriters Laboratories) Gruppo di sicurezza (ASHRAE 34/1997

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R-32/125/134a

R-32/125

R-134a

R-125/143a

407C

410A

HFC 134A

507

(1) 43,70

(2) 51,57

CH2FCF3 26,16

(3) 47,01

艐6 86,1 4635

 0,2 70,2 4790

0 101,1 4067

0 70,74 3709

1,14 10,35

1,07 14,45

1,21 5,72

1,06 11,14

246

275

217

199

0 1526

0 1725

0 1300

0 3300

praticamente non infiammabile

praticamente non infiammabile

praticamente non infiammabile

praticamente non infiammabile

A1/A1

A1/A1

A1

A1/A1

 in riferimento a quello dell’R-11 posto eguale a 1  in riferimento a quello della CO2 posto eguale a 1, in un tempo di integrazione di 100 anni (1) CH2F2/CHF2CF3/CH2FCF3 (2) CH2F2/CHF2CF3 (3) CHF2CF3/CH3CF3 (1) (2)

frigorifera, richiedendo grosso modo un’eguale potenza di compressione. Esso richiede, quindi, solo una limitata riprogettazione del circuito dovuta più che altro alla compatibilità con i materiali con i quali viene a contatto (vernici, olio lubrificante ecc.). Il campo di applicazione tipico è nel condizionamento dell’aria, con impiego nei compressori a pistoni e scroll: – si presta a effettuare il retrofit su vecchie apparecchiature precedentemente funzionanti con R-22; – la gamma dei compressori oggi disponibili rende questo refrigerante il miglior compromesso tra costi e prestazioni. R-410A: è una miscela quasi azeotropica con uno scivolamento della temperatura di cambiamento isobaro di fase di appena 0,2 °C. I suoi componenti sono R-32 e R-125 in eguali proporzioni in peso. È caratterizzato da elevati coefficienti di scambio ter-

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mico a basse temperature e minori perdite di carico (se confrontato con l’R-22) e questo comporta una resa frigorifera maggiore e consente di realizzare macchine frigorifere con evaporatori di dimensioni minori, quindi con costi di produzione e ingombri complessivamente inferiori. Sperimentalmente si è dimostrato che un sistema completamente ottimizzato per l’impiego di R-410A fornisce una migliore efficienza energetica di un equivalente sistema con R-22. Questo risultato dipende essenzialmente da due fattori: – i più favorevoli livelli di pressione, che meglio si prestano a ottimizzare il rendimento dei compressori e a ridurre le perdite negli altri componenti d’impianto; – i valori più elevati dei coefficienti di scambio termico realizzabili negli scambiatori. L’alta pressione di saturazione dell’R-410A (circa il 50% in più rispetto a quella dell’R-22) è un fattore discriminante nell’impiego dell’R-410A per molti compressori frigoriferi attualmente presenti sul mercato. I gruppi frigoriferi di piccola potenza e le unità di condizionamento che possono utilizzare i compressori scroll di nuova generazione sono oggi idonei all’impiego del refrigerante R-410A. Allo stato attuale, per gruppi frigoriferi di media e alta potenza, uno dei compressori che meglio si adatta all’utilizzo dell’R-410A è quello a singola vite, in quanto ha la peculiarità di essere sottoposto a carichi bilanciati. Attualmente le soluzioni tecnologiche messe a disposizione dai costruttori consentono di disporre di gruppi frigoriferi condensati ad acqua con compressori semiermetici monovite con R-410A, i quali coprono una gamma di potenze frigorifere da 300 a 900 kW circa. Questi gruppi frigoriferi, realizzati con evaporatore di tipo allagato e due compressori funzionanti in parallelo, forniscono una soluzione altamente affidabile e anche un’efficienza nominale di tutto rispetto, pari a un COP 5 W/W, con funzionamento nominale a pieno carico e COP 7,5 W/W, durante il funzionamento a carico ridotto con un solo compressore. Il refrigerante R-410A, che per sua natura impone ai costruttori di macchine frigorifere di impiegare elevate pressioni di progetto al fine di ottenere temperature di condensazione tali da garantire l’efficienza degli impianti, richiede attenzioni particolari alle normative italiane sui recipienti in pressione. Attualmente sono state introdotte sul mercato macchine frigorifere di grande capacità con refrigerante R-410A condensate ad aria: si arriva fino a 500 kW. R-134a (1,1,1,2-tetrafluoroetano): è un fluido puro e si è imposto come “gemello” dell’R-12. Per i gruppi frigoriferi funzionanti a pressione superiore a quella atmosferica (pressione positiva), che utilizzavano il refrigerante CFC-12, il passaggio a un refrigerante ecologico (HFC) è stato quasi naturale. Questi gruppi centrifughi hanno potuto fruire immediatamente dell’alternativa con HFC-134a, refrigerante che non ha procurato particolari problemi, né di tipo progettuale, né funzionale e nemmeno manutentivo. Per molte macchine di vecchia generazione si è potuto fare il “retrofit” da CFC12 con HFC-134a, con una sensibile perdita di resa frigorifera, ma senza dover apportare ai compressori o al resto della macchina alcuna sostanziale modifica

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costruttiva. In altri casi, semplicemente modificando gli organi di trasmissione della turbina (aumentando cioè la velocità di rotazione della turbina stessa) si è potuto utilizzare il nuovo refrigerante senza la minima perdita di efficienza. Non altrettanto è stato possibile fare per i gruppi frigoriferi centrifughi funzionanti con CFC-11, con pressione inferiore a quella atmosferica (pressione negativa). Per essi, infatti, il miglior sostituto del CFC-11 è stato l’HFC-123, un refrigerante transitorio, perché di tipo clorato e, inoltre, classificato come tossico. I gruppi frigoriferi di questo tipo sono tuttora costruiti in America, ma non possono essere importati e installati nei Paesi membri dell’Unione Europea. Per questo, oggi, la maggior parte dei costruttori di gruppi frigoriferi con compressori centrifughi, siano questi semiermetici o aperti, monostadio o pluristadio, condensati ad acqua o ad aria, utilizza con successo il refrigerante HFC-134a. La gamma di queste macchine, da installarsi negli impianti di condizionamento, è estremamente ampia e copre potenze frigorifere che vanno da 300 kW fino a 10 MW. I gruppi frigoriferi centrifughi a pressione positiva funzionanti con HFC-134a (rispetto a quelli a pressione negativa con HFC-123), offrono numerosi vantaggi, tra i quali quelli che seguono. – Eliminazione totale dei dispositivi di spurgo degli incondensabili che, altrimenti, invaderebbero i circuiti delle macchine frigorifere in depressione. – Per quanto sopra, riduzione delle operazioni manutentive e maggiore durata delle parti metalliche che, a contatto con gli incondensabili, si ossidano. – Minori emissioni di refrigerante, spesso inevitabili quando si effettuano le operazioni di spurgo degli incondensabili. – Ridotte dimensioni di ingombro. Per quanto riguarda i compressori alternativi occorre dire che questi sono stati penalizzati con l’impiego del refrigerante R-134a. Per ottenere, infatti, una resa frigorifera, equivalente all’R-22, da una macchina funzionante con R-134a con compressori a pistoni, è necessario impiegare compressori più grossi, cioè con un maggiore numero di pistoni, oppure con una maggiore corsa dei pistoni stessi o, dove possibile, con un aumento del diametro della camera di compressione. Qualsiasi sia il metodo impiegato, i compressori devono avere un incremento di portata volumetrica pari al rapporto tra i volumi richiesti dai due refrigeranti. Tale incremento richiede un aumento sensibile dei costi delle macchine frigorifere. Seppur soggetti alla stessa sorte, i gruppi frigoriferi con compressori a vite hanno avuto un diverso approccio al cambio di refrigerante. Infatti, l’incremento di portata volumetrica avviene in ragione del rapporto cubico di incremento del diametro della vite. In tal modo, il maggior costo sostenuto per l’applicazione di compressori adeguati al refrigerante R-134a si è poco sentito, e le macchine frigorifere hanno mantenuto la loro originaria competitività. Per questa ragione molti costruttori si sono orientati verso la produzione di gruppi frigoriferi condensati ad aria o ad acqua con compressori a vite con il refrigerante R-134a. Il refrigerante R-134a si presta alla realizzazione di macchine frigorifere condensate ad acqua con evaporatori di tipo allagato e, quindi, con più elevati rendimenti energeti-

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ci. La gamma di potenze di queste macchine è molto ampia e consente di ottenere capacità frigorifere fino a 1800 kW. Inoltre, le caratteristiche di gas monocomponente permettono l’applicazione in impianti complessi, con condensatori o evaporatori remoti. R-507: è una miscela azeotropica costituita dal 50% in peso di HFC-125 e dal 50% in peso di HFC-143a. Questo fluido è stato principalmente commercializzato per sostituire l’R-502 nella refrigerazione commerciale e in quella industriale. Da quanto precedentemente esposto si constata che il refrigerante R-410A ha ottime qualità di stabilità, consente l’applicazione in evaporatori allagati, è idoneo a essere applicato in macchine frigorifere di media e alta capacità frigorifera con condensazione ad acqua. Le macchine dove è utilizzato, a causa della maggiore pressione operativa, richiedono tuttavia la certificazione di primo impianto e le revisioni periodiche a cura dell’ente di verifica. La sperimentazione di laboratorio e i risultati di industrializzazione delle macchine frigorifere hanno invece premiato il refrigerante R-134a sui gruppi frigoriferi con compressori a vite di media e larga capacità e sui gruppi frigoriferi con compressori centrifughi di grande capacità. Il refrigerante R-134a monocomponente, ha buone caratteristiche di rendimento e si presta all’applicazione su macchine con evaporatori allagati esaltandone maggiormente il COP complessivo. Per quanto riguarda i compressori scroll di alta capacità, i compressori a vite a doppio rotore, i compressori a pistoni, le possibili alternative si sono rivolte ai refrigeranti R-404A, R-407C e R-134a, il primo con alte pressioni operative, il secondo medio-basse e il terzo basse. 38.2.4 L’ammoniaca quale fluido frigorigeno. Quale fluido frigorigeno l’ammoniaca (NH3: R-717) è nota fin dal secolo scorso per gli studi e le applicazioni di Carré (1859) e di Linde (1876). Il suo impiego non è mai venuto meno, nonostante la diffusione dei fluidi di sintesi (CFC), tant’è che nella refrigerazione alimentare è stata ed è attualmente molto impiegata. Le sue buone caratteristiche termodinamiche, unite al suo basso costo, ne hanno fatto un fluido frigorigeno di estremo interesse nelle applicazioni industriali nelle quali sono meno sentite le sue caratteristiche negative. È noto, infatti, che gli svantaggi principali dell’ammoniaca sono: – la tossicità; – la sua azione corrosiva sul rame e sue leghe. Per quanto riguarda la tossicità nella tab. 38.4 sono riportati i valori di concentrazione (ppm) e i corrispondenti effetti sull’organismo umano. L’odore acre che si avverte anche per piccole concentrazioni facilita l’immediata rivelazione delle fughe e consente l’adozione di opportune misure, prima che vi possano essere effetti pericolosi o letali. Per quanto riguarda l’infiammabilità l’ammoniaca è definita dallo Standard ASHRAE 34/1997 come sostanza moderatamente infiammabile. L’ammoniaca si può infiammare quando la sua concentrazione nell’aria ha raggiunto valori molto elevati il che non accade nelle centrali frigorifere aerate; da questo punto di vista, quindi, il pericolo è veramente ridotto. Nella tab. 38.5 si riportano le proprietà più importanti dell’ammoniaca.

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Tab. 38.4 Concentrazione ppm (in volume)

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Effetti fisiologici dell’ammoniaca sugli esseri umani Effetti su un essere umano non protetto

Reazione sul soggetto

Tempo

5

a bassa temperatura sotto 0 °C le persone possono avvertire l’odore pungente

20

l’odore è avvertito dalla maggioranza delle persone

50

l’odore è avvertito distintamente; le persone non abituate reagiscono e vogliono allontanarsi dal luogo

allarme – innocuo

100

nessun effetto dannoso su persone sane; sgradevole, può causare ansia in persone non abituate

innocuo

300

persone abituate si allontanano; persone non abituate vengono prese da panico

400700

irritazione immediata a occhi, naso e organi respiratori; persone abituate all’ammoniaca non resistono

in circostanze normali nessun serio danno durante 1 h

1700

tosse, crampi e serie irritazioni a naso, occhi e organi respiratori

1/2 h di esposizione può arrecare gravi danni

20005000

tosse, crampi e serie irritazioni a naso, occhi e organi respiratori

1/2 h o meno può portare a morte

7000

paralisi – soffocamento

letale entro pochi minuti

caratteristico odore pungente allarme – innocuo

illimitato

massimo 8 h di esposizione per giorno lavorativo

non restare oltre il necessario

innocuo non tollerato da persone abituate

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Tab. 38.5

Proprietà dell’ammoniaca: R-717 Proprietà

Temperatura di ebollizione normale (1,013 bar) Massa volumica: – liquido a 33,33 °C (1,013 bar) – vapore a 33,33 °C (1,013 bar) – gas a 0 °C e 1,013 bar Massa molecolare Temperatura critica Pressione critica Calore latente di vaporizzazione a 33,33 °C Densità relativa all’aria secca Solubilità in olio minerale Classe ASHRAE 34/1997 Limiti di infiammabilità in aria (% in volume) Temperatura di accensione (DIN 51794) ODP (ozone depletion potential) GWP (global warming potential) (CO2  1)

– – – –

33,33 °C 0,682 kg/L 0,889 kg/m3 0,771 kg/m3 17,032 (kg/kmol) 133 °C 11,42 MPa 1370 kJ/kg 0,6 nessuna B2 1528 651 °C 0 trascurabile

Dalla tabella si possono rilevare: l’elevato valore del calore di vaporizzazione; l’elevato valore della temperatura critica; il basso valore della massa molecolare, 17,032 kg/kmol; ciò determina una più ridotta dissipazione di energia nei componenti e nelle tubazioni del circuito frigorifero; l’innocuità nei confronti dello strato di ozono e sull’effetto serra.

D’altra parte queste favorevoli caratteristiche sono proprie dei fluidi naturali da sempre presenti sul nostro pianeta. Per quanto riguarda la sicurezza, la norma europea attualmente in vigore è la EN 378 “Refrigerating Systems and heat pumps – Safety and environmetal requirements – parts 1-4”. Tale norma non esaurisce le prescrizioni di sicurezza da applicare nei circuiti frigoriferi che, nel caso dell’ammoniaca, in Italia sono contenute in numerose circolari e decreti legge, ma fissa alcuni punti fondamentali che riguardano i campi di applicazione, le tipologie impiantistiche possibili e, soprattutto, i limiti di carica. A questo proposito, si deve rilevare che per l’ammoniaca la norma EN 378 non prevede attualmente alcun limite di carica nel caso di sistemi di refrigerazione indiretta con circuito frigorifero collocato all’aria aperta, o in una sala macchine speciale (cioè, in pratica, dotata di adeguata ventilazione per diluire eventuali fughe di fluido), mentre nel caso dei fluidi infiammabili (categoria ASHRAE A3), nelle stesse condizioni si applica un limite di 5 kg per impianto sopra il livello del suolo e di 1 kg per impianto sotto il livello del suolo.

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È anche vero che la predetta norma, pur essendo entrata in vigore da un paio d’anni, è già sotto revisione e, in particolare, il gruppo di lavoro 5 si sta occupando di rivedere le norme che riguardano l’utilizzo dei fluidi infiammabili. In ogni caso, il raggiungimento di un’accettabile sicurezza nell’esercizio di refrigeratori d’acqua ad ammoniaca, passa fondamentalmente attraverso la minimizzazione della carica e la collocazione della macchina in spazi adeguatamente ventilati, preferibilmente all’aperto o, meglio ancora, entro contenitori dotati di un sistema di abbattimento delle fughe mediante irrorazione d’acqua. 38.3

COMPRESSORI

Il compressore è uno dei quattro componenti essenziali di un sistema di refrigerazione; gli altri sono: il condensatore, l’evaporatore e l’organo di laminazione. Esattamente come tutte le altre macchine a fluido sia motrici (pompe e ventilatori) sia operatrici (turbine e motori), i compressori si dividono in due fondamentali categorie, a seconda del loro principio di funzionamento: macchine volumetriche e turbomacchine. Le prime operano in base al principio di Pascal della fluidostatica, mentre le seconde operano secondo il principio della conservazione dell’energia, attuando una variazione della quantità di moto del fluido. Nella terminologia anglosassone i compressori volumetrici sono denominati Positive Displacement Compressors e i turbocompressori Dynamic Compressors. I compressori volumetrici possono essere suddivisi in volumetrici alternativi (a pistone) e volumetrici rotativi (rotativi a lama fissa, a lama rotante, scroll, vite). Dei turbocompressori fanno parte i compressori centrifughi. Nei compressori volumetrici l’aumento di pressione viene prodotto da una variazione di volume: il fluido frigorigeno viene aspirato in una camera il cui volume progressivamente si riduce durante la fase di compressione. Il sistema di riduzione differenzia tra loro le diverse tipologie di compressore volumetrico. Una caratteristica dei compressori volumetrici, che li distingue nettamente dai turbocompressori, è quella di fornire sempre un salto di pressione assolutamente indipendente dal numero di giri dell’albero: infatti la diminuzione del volume dipende solamente dalla geometria della macchina e la variazione di rotazione del motore agisce solamente sul volume del fluido spostato. Ciò significa che la differenza fra la pressione di ingresso e la pressione di uscita non si modifica anche se si fa variare il numero dei giri. 38.3.1 Compressori alternativi. Sono stati i compressori più impiegati nel settore della climatizzazione mentre ora stanno lasciando il passo ai compressori rotativi. Il ciclo di compressione-espansione può essere raffigurato su un piano cartesiano: pressione-volume specifico (p - v), come raffigurato nella fig. 38.7. – Compressione (tratto 1-2): il pistone, muovendosi dal punto morto inferiore, comprime il gas dalla pressione p1 alla pressione p2; le valvole sia di aspirazione sia di mandata sono chiuse. – Mandata (tratto 2-3): raggiunta la pressione p2 si apre la valvola di mandata e il

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Fig. 38.7 Ciclo di compressione-aspirazione ideale per un compressore alternativo. pistone, continuando la sua corsa, spinge il gas al condensatore, mentre la pressione si mantiene costante; il pistone raggiunge il punto morto superiore (3) e nel volume residuo fra pistone e testata del cilindro rimane una parte del fluido compresso che non può uscire. – Riespansione (tratto 3-4): dal punto 3 il pistone comincia la sua corsa all’indietro. La valvola di mandata si chiude e il gas viene sottoposto a una riespansione per cui il gas cede al pistone l’energia prima accumulata; la pressione passa da p2 a p1 (punto 4); si apre la valvola di aspirazione e il gas può, quindi, cominciare ad arrivare dall’evaporatore. – Aspirazione (tratto 4-1): in questa fase il pistone continua la sua corsa verso il punto morto inferiore; la pressione si può ritenere teoricamente costante. Al punto 5 la valvola di aspirazione si chiude. Per la presenza dello spazio morto (V0) il volume di gas aspirato Va è inferiore a quello generato dal pistone nella sua corsa Vc; il rapporto Va/Vc è detto rendimento volumetrico. Esso dipende dall’esistenza dello spazio morto superiore e decresce al crescere del rapporto fra le due pressioni p2/p1 (fig. 38.8). In realtà il ciclo reale è modificato per effetto delle perdite di carico delle valvole che devono essere compensate con una riduzione della pressione di aspirazione e un aumento di quella di mandata. Nei compressori moderni lo spazio morto è circa il 4% della cilindrata.

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Fig. 38.8

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Rendimento volumetrico λ di compressori alternativi.

I seguenti tipi di compressori sono comunemente utilizzati nei gruppi refrigeratori d’acqua: – compressori ermetici, fino a 90 kW di potenzialità; – compressori semiermetici, fino a 700 kW di potenzialità; – compressori aperti, fino a 1600 kW di potenzialità. Vengono realizzati compressori a singolo stadio, utilizzati principalmente per medie temperature (20  0 °C) e in applicazioni nel settore del condizionamento. I compressori alternativi si distinguono secondo le seguenti configurazioni. – Ermetici: motore e compressore sono direttamente accoppiati e sono contenuti nella stessa cassa sigillata; il motore è raffreddato dal gas aspirato. Il compressore è in genere pluricilindrico e adatto a funzionare con tutti i refrigeranti alogenati. I motori elettrici utilizzati sono asincroni (monofase per piccole potenze) a 2 poli e di tipo speciale in quanto devono essere adatti al raffreddamento con il gas aspi-

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rato. Per la protezione dai surriscaldamenti i motori sono dotati di dispositivi posti a contatto degli avvolgimenti (clixon), che agiscono con rapidità all’insorgere di sovratemperature interrompendo l’alimentazione elettrica. Questa versione è, ora, quasi abbandonata nella climatizzazione, visto il successo dei compressori scroll; sopravvivono per potenze fra i 40 e i 90 kW, non ancora ottenibili con gli scroll. – Semiermetici: motore e compressore sono direttamente accoppiati e sistemati in una cassa in ghisa, apribile per manutenzioni e riparazioni; anche in questi compressori il motore è raffreddato dal gas aspirato. I motori impiegati sono asincroni trifasi, a 4 poli, o anche a doppia polarità, per poter modificare la velocità e, quindi, la resa. L’avviamento dei motori può essere fatto in due modi: - avviamento diretto per piccole potenze; - avviamento “part winding”, con avvolgimenti statorici frazionati. Anche per questi compressori i sistemi di controllo della capacità sono realizzati in maniera da non consentire il compimento di un lavoro utile da parte dei cilindri controllati. – Aperti: il compressore è alloggiato in una cassa generalmente in ghisa, dalla quale fuoriesce l’albero, in acciaio forgiato, per il collegamento al motore esterno (fig. 38.9). A differenza, quindi, dei compressori semiermetici il compressore aperto può sviluppare una potenza frigorifera superiore dal 2 al 5% a parità di cilindrata, perché il calore del motore non è ceduto al fluido frigorigeno. Sono attualmente utilizzati per campo industriale, navale e per la climatizzazione di autoveicoli. Il controllo della capacità viene ottenuto attraverso la disattivazione di uno o più cilindri a mezzo di un sistema che mantiene aperte le valvole di aspirazione così da rendere inattivi i rispettivi cilindri. I compressori aperti sono utilizzati sia per fluidi alogenati che per ammoniaca. Uno dei punti deboli del compressore alternativo è rappresentato dalle valvole, che possono rompersi in caso di ritorni di liquido dall’evaporatore, sempre possibili, soprattutto con pompe di calore aria-acqua. Tuttavia i modelli più recenti usano valvole molto resistenti, grazie al disegno dei passaggi e all’uso di materiali non metallici che, oltre a essere estremamente resistenti, hanno anche il grande vantaggio di non provocare alcun danno in caso di rottura, perché molto meno duri dell’acciaio. La rottura di una valvola, infatti, non è di per sé un evento traumatico: speciali sensori posti sul cielo del cilindro avvertono l’accaduto e fermano il compressore. La sostituzione è operazione rapida, che si può compiere il loco in circa un’ora. Con le valvole metalliche il problema è un altro: i frammenti possono incastrarsi tra il pistone e la camicia del cilindro o sulle bronzine dell’albero a gomiti e possono provocare danni notevoli. Con le valvole in materiale composito ciò non avviene, perché i frammenti vengono frantumati senza problema e non provocano alcun danno (M. Vio). Per l’efficienza del compressore sono molto importanti i disegni dei pistoni, per

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Fig. 38.9 Spaccato di un compressore alternativo a 6 cilindri (RC condizionatori).

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diminuire i volumi nocivi, le superfici di passaggio delle valvole e il volume della camera di mandata. Caratteristica negativa dei compressori alternativi è che la portata generata non è costante. La portata istantanea dipende infatti dalla configurazione geometrica che, istante per istante, viene assunta dai condotti interni. Il volume generato segue la legge di variazione dello spostamento del singolo pistone e pertanto la portata volu-

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metrica ha un andamento periodico, tanto più marcato quanto minore è il numero dei cilindri. Per il tipo di moto e per le masse in gioco, la velocità di rotazione dei compressori alternativi è limitata: tutti i modelli di grossa taglia sono progettati per 1750 giri al minuto, corrispondenti ai motori a 4 poli a 60 Hz. I compressori alternativi sono, quindi, limitati nel loro utilizzo con R-134a che, rispetto all’R-407C, richiede un volume spostato maggiore per produrre pari potenza: non potendo agire sul numero dei giri, si deve necessariamente optare per compressori di cilindrata maggiore, con ovvio aggravio di costo. Nella tab. 38.6 si riportano i valori indicativi del COP per diverse potenzialità di compressori alternativi. Tab. 38.6

Valori di COP per compressori alternativi kWf COP  ––––– kWe

Potenza assorbita (kW)

Tipo

oltre 20

aperto semiermetico

4,95 4,16

da 5 a 20

aperto semiermetico

4,71 4,10

meno di 5

ermetico

4,04

Le condizioni di funzionamento prese in considerazione sono: – temperatura di evaporazione: 4,4 °C; – sottoraffreddamento: 0 °C; – temperatura di condensazione: 40,5 °C; – refrigerante di riferimento: R-500, R-502.

38.3.2 Compressori a pistone rotante. I compressori a pistone rotante possono essere a lama fissa o a lama rotante. Il primo tipo è impiegato per piccole potenze fino a 2 kW. Il compressore è costituito da una carcassa cilindrica entro la quale gira il rotore, in modo eccentrico, rimanendo, però, sempre tangente alla parete del cilindro. Nel suo movimento, quindi, il rotore aspira il gas e poi lo comprime (fig. 38.10). La lama fissa, spinta da una molla contro il rotore, divide la parte di alta pressione da quella dell’aspirazione. Si tratta di compressori con ottimo rendimento volumetrico, dato il piccolissimo spazio nocivo. Il funzionamento è privo di pulsazioni; la lubrificazione è molto semplificata visto il minor numero di parti in movimento e per la minore complessità. Il motore è, come per gli ermetici, direttamente calettato sull’albero del rotore, i dispositivi di protezione sono simili a quelli descritti prima. Nei compressori a lame rotanti, queste sono inserite nel rotore e si muovono radialmente (fig. 38.11); l’aspirazione e la compressione del gas avvengono nello spazio compreso fra le lame e la parete cilindrica nella quale si muove il rotore.

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Fig. 38.10

Fig. 38.11

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Sezione di compressore rotativo a lama fissa.

Sezione di compressore rotativo a lame rotanti.

Nei modelli a semplice stadio le temperature di aspirazione vanno da 7 °C a 40 °C, con temperatura di condensazione fino a 60 °C; l’aggiunta di un secondo stadio li rende utilizzabili per applicazioni a bassa temperatura fino a 50 °C. I refrigeranti usati sono R-404A; R-717. Le potenze frigorifere vanno da 2 a 40 kW.

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38.3.3 Compressori a vite. Detti anche rotativi elicoidali, sono in uso da tempo nell’industria e nella refrigerazione di processo. Sono ora entrati prepotentemente anche nel campo del condizionamento e se ne prevede uno sviluppo crescente a scapito dei compressori alternativi. I primi compressori apparsi sul mercato sono stati i bivite, costituiti da due viti, un rotore maschio a lobi e uno femmina che ingranavano fra loro (fig. 38.12); di recente (negli anni ’60), grazie al brevetto di un ingegnere francese, Bernard Zimmern, sono realizzati anche compressori monovite, che utilizzano due pignoni sistemati sui lati opposti di un’unica vite. I compressori a vite in produzione per la refrigerazione e l’applicazione nel condizionamento comprendono due distinti tipi: monovite e a doppia vite. Le potenzialità raggiungibili vanno da 15 a 4600 kW. – Compressori monovite: il rotore, direttamente accoppiato a motore elettrico, dispone di sei scanalature entro le quali ingranano i due pignoni. Questi hanno, ognuno, undici denti con un profilo sui lati tali da consentirne l’inserimento nella scanalatura del rotore. Il funzionamento può essere distinto in tre fasi successive: aspirazione, compressione e scarico. Riferendosi alla fig. 38.13 si può comprendere che, tramite la rotazione del rotore centrale, il gas penetra nelle scanalature;

Fig. 38.12

Rotori di un compressore bivite.

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Fig. 38.13

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Processo di compressione in un monovite.

i denti dei pignoni, trascinati in rotazione dal rotore, agiscono come pistoni in fase di aspirazione (1); continuando la rotazione del rotore il gas viene compresso dai denti dei pignoni (2) e spinto verso la luce di uscita (3). Il tutto, come si può comprendere, è racchiuso a tenuta entro il corpo del compressore. Questi compressori hanno potenzialità da 15 a 1100 kW. – Compressori a doppia vite: come si è visto questi compressori hanno due rotori che ingranano l’uno nell’altro. Le versioni costruttive più comuni sono, considerando il rotore maschio e quello femmina, 4  6, 5  6 e 5  7. Il movimento dei rotori è ottenuto con motore che è generalmente collegato al rotore maschio che così trascina quello femmina. Nel corpo del compressore, che contiene con strette tolleranze i due rotori, sono ricavate le aperture di aspirazione e compressione: su due lati opposti. Per effetto della depressione creata dal movimento dei due rotori il gas viene aspirato e gradualmente spinto in senso assiale e compresso nelle tasche che si trovano fra i due rotori, tasche che, nei rotori con profilo asimmetrico, si riducono. Alla fine dei rotori il gas ha raggiunto la sua massima pressione e passa, attraverso l’apertura di mandata, verso il condensatore. Questo processo è continuo e tutto il

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gas aspirato viene compresso ed espulso, per cui, a differenza dei compressori alternativi, il rendimento volumetrico è molto vicino al 100% Le potenzialità disponibili vanno da 1100 kW a 4600 kW; i fluidi refrigeranti possono essere R134a, R-717. Per tutti e due i tipi di vite il problema della lubrificazione è di grande importanza, in quanto gli oli lubrificanti devono assolvere a tre scopi principali: tenuta, lubrificazione e raffreddamento. Per quanto riguarda il controllo di capacità si riesce a regolare la capacità frigorifera dal 100% fino al 10%, ricorrendo a diversi sistemi che agiscono sulle portate del gas. I vantaggi dei compressori a vite sono molti e notevoli e vanno: dalla maggiore affidabilità (visto che sono ridotte le parti in movimento), alla maggiore durata, dalla regolazione continua della capacità frigorifera, al ridotto peso e ingombro, a parità di potenzialità, rispetto ai compressori alternativi, dal più basso livello sonoro, al maggiore rendimento volumetrico ecc. 38.3.4 Compressori orbitali. Questi compressori, noti anche come compressori scroll, sono costituiti da una spirale fissa e un’altra orbitante, entrambe dotate di pareti elicoidali identiche ricavate a sbalzo da piastre. Le spirali sono montate una nell’altra con uno sfasamento di 180°. Una spirale, quella orbitante, si muove rispetto a quella fissa. Fra le due spirali si crea una sacca di gas che, durante la rotazione, si sposta dalla periferia verso il centro, con riduzione progressiva del volume, così da ottenere la compressione del gas, che alla fine viene scaricato da una luce al centro dell’orbita. Nella fig. 38.14 è illustrato il principio della compressione. Durante il funzionamento si ha un flusso pressoché costante di gas. Queste macchine si stanno ora diffondendo molto nel settore del condizionamento civile, nella refrigerazione commerciale, nelle applicazioni come pompe di calore e nel condizionamento degli autoveicoli. Le potenze frigorifere disponibili vanno da 3 kW fino a oltre 500 kW. I compressori scroll presentano ottimi rendimenti volumetrici e termodinamici dovuti all’assenza di valvole, alle minori perdite di carico del gas nelle sezioni di ingresso e uscita e all’assenza di riespansione tipica dei compressori alternativi. Anche il rapporto di compressione è minore e ciò contribuisce a migliorare il rendimento. Il controllo di capacità si può ottenere con la variazione della velocità di rotazione a mezzo di inverter che consente di variare tensione e frequenza. In tal modo la capacità frigorifera è pressoché proporzionale alla velocità di rotazione. Per la sua natura il compressore scroll ha un numero molto ridotto di parti in movimento, non ha valvole, il flusso di gas è praticamente continuo senza pulsazioni e, pertanto, esso ha elevate caratteristiche di assenza di vibrazioni ed è molto silenzioso. I motori utilizzati in questi apparecchi (ermetici o semiermetici) hanno caratteristiche simili a quelle già descritte prima. Nella fig. 38.15 sono posti a confronto i normali campi di lavoro dei compressori alternativi, a vite e scroll, impiegati nella costruzione di gruppi refrigeratori d’acqua; i valori sono medi e possono anche differire da costruttore a costruttore.

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Fig. 38.14 Processo di compressione in un compressore a spirale orbitante (Trane).

38.3.5 I sistemi di parzializzazione. La parzializzazione di un circuito frigorifero avviene riducendo la portata volumetrica di refrigerante agli scambiatori di calore: evaporatore e condensatore. In generale, con qualunque tipo di compressore, la parzializzazione può avvenire: – effettuando un by-pass tra mandata e aspirazione del compressore, esternamente al compressore stesso. Il sistema, noto con il nome di “by-pass di gas caldo”, è stato a lungo utilizzato fino a un decennio fa, ma ora è stato quasi completamente abbandonato per motivi energetici. Il compressore, infatti, comprime l’intera totalità di fluido, indipendentemente dalla quantità che effettivamente arriva agli scambiatori. Il consumo elettrico è pertanto quasi costante, sempre prossimo a quello di massimo carico; – nel caso di montaggio in parallelo in un singolo circuito, disattivando uno dei compressori; – utilizzando dei sistemi di parzializzazione interni al compressore stesso; – riducendo il numero di giri del compressore tramite inverter (in passato anche tramite motori a doppia polarità). Tutti i compressori alternativi semiermetici e aperti vengono parzializzati mantenendo volutamente alzate le valvole di aspirazione di alcuni cilindri: in questo modo il pistone può comprimere i refrigeranti durante la propria corsa. La parzializzazione è proporzionale al rapporto tra cilindri attivi e cilindri totali: per fare un esempio, un compressore a 8 cilindri con solo quattro attivi lavora al 50%.

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Normali campi di lavoro dei compressori impiegati nella costruzione dei gruppi refrigeratori.

Tutti i compressori a vite, a doppio rotore, con satelliti, semiermetici o aperti, sono parzializzabili grazie a una valvola a cassetto che provvede a mettere in comunicazione le ultime camere di compressione con la mandata.

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Il compressore a vite può anche essere regolato con una variazione continua del numero di giri, con miglioramento delle prestazioni energetiche. Tuttavia, il limite rimane quello della tenuta, che viene effettuata dall’olio: se il numero di giri si riduce oltre un certo valore, potrebbero verificarsi problemi di tenuta a causa del ridursi della pressione dell’olio lungo i punti di contatto tra i rotori. Generalmente la regolazione del numero di giri viene, invece, effettuata per aumentare la potenza del compressore: alimentando il motore a 75 Hz anziché 50 Hz, la potenza frigorifera aumenta di oltre il 50%, a parità di grandezza delle parti meccaniche. 38.3.6 Compressori centrifughi. Nei compressori centrifughi, o turbocompressori, il fluido frigorigeno viene aspirato assialmente e viene scaricato radialmente ad alta velocità; la pressione dinamica è, quindi, convertita in pressione statica, attraverso un processo di diffusione. La quantità di energia fornita al fluido è proporzionale alla velocità periferica della girante che è, però, limitata dalle caratteristiche di resistenza dei materiali; i valori di velocità che si riscontrano in pratica vanno da 250 a 300 m/s. Queste macchine trovano largo impiego nel settore della climatizzazione e in quello industriale per la loro capacità di generare elevati rapporti di compressione. Le portate di fluido aspirato vanno da valori minimi fino a 15 m3/s; le velocità di rotazione sono comprese fra 1800 e 90.000 giri/min. La temperatura di aspirazione può andare da 10 °C a 100 °C, con una pressione di aspirazione fra 14 e 700 kPa e una pressione di scarico fino a 2 MPa. I compressori centrifughi possono avere una sola girante (si parla in tal caso di compressore monostadio) o più giranti (esecuzione pluristadio). Il gas aspirato passa attraverso palette (ad assetto variabile) e viene, quindi, scaricato all’uscita dalla girante in un diffusore. Nei compressori a più giranti il gas in uscita dalla prima viene convogliato a quella successiva e così di seguito fino al diffusore finale dopo di che passa al condensatore. Le potenze, nel settore della climatizzazione, vanno da 350 fino a 8500 kW; esistono comunque macchine che possono raggiungere una resa di 35 MW. Il fluido refrigerante impiegato è l’R-134a. I compressori utilizzati sono generalmente semiermetici che, però, rispetto alle altre macchine, presentano la caratteristica di non avere (se non in pochi casi) un collegamento diretto motore-compressore e così è pure differente il sistema di raffreddamento del motore. Come si è visto, infatti, la girante è fatta girare ad alta velocità e ciò viene ottenuto con un moltiplicatore del numero di giri; il raffreddamento del motore è sempre effettuato con il fluido frigorigeno ma non da quello aspirato dal compressore bensì con il fluido liquido aspirato dal condensatore e spruzzato sugli avvolgimenti. Il controllo di capacità può essere ottenuto con diversi sistemi: – variazione della velocità di rotazione, che può essere conseguita con un convertitore di frequenza o nel caso di macchine accoppiate a turbine a vapore; – prerotazione del fluido a mezzo di alette direttrici poste sull’aspirazione; – alette mobili poste nel diffusore;

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– by-pass dei gas caldi, che richiede una valvola di scarico fra aspirazione e premente. Con velocità costante il sistema più adatto è quello con il distributore palettato sull’aspirazione; le palette, mosse da apposito servomotore comandato dal sistema di regolazione automatica della potenza resa, sono in grado di imprimere una “prerotazione” al gas che entra nella girante, così da modificare la componente tangenziale della velocità del gas all’ingresso. Nella fig. 38.16 è riportata la curva caratteristica di un compressore centrifugo con indicate anche le curve corrispondenti a diversi angoli di inclinazione delle palette; si può notare come al ridursi di questo angolo si riduca la resa frigorifera. Il rendimento del centrifugo ai carichi parziali segue quello della capacità frigorifera e, quindi, si tratta di una macchina che deve funzionare in condizioni di lavoro costanti. Aspetti molto importanti da valutare nella scelta di un centrifugo e nel suo utilizzo sono i seguenti. – Il fenomeno del pompaggio che può insorgere ai carichi parziali e consiste nell’incapacità di mantenere costante la pressione di condensazione, per cui si manifesta un’improvvisa inversione di flusso, caratterizzata da un forte rumore. È una situazione da evitare per non danneggiare il compressore. – Il rumore generato che può raggiungere intensità elevate; si tratta di rumori a frequenze abbastanza alte (1000 Hz e oltre) che possono generare forti disturbi alle persone operanti nelle centrali o che risiedono in locali adiacenti. – Le vibrazioni che, minime in macchine nuove e ben calibrate, possono insorgere durante la vita operativa e sono evidenti segnali di anomalie di funzionamento, squilibri delle parti in rotazione ecc.

Fig. 38.16 Curva tipica di funzionamento di un compressore centrifugo per differenti aperture del distributore palettato. 1 Palette a piena apertura, 2 punto di funzionamento a pieno carico. Le percentuali indicano il grado di apertura delle palette.

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MACCHINE FRIGORIFERE AD ASSORBIMENTO

In una macchina frigorifera ad assorbimento il fluido frigorigeno è una miscela di due fluidi, che devono formare una miscela omogenea in fase liquida; il componente con più bassa tensione di vapore è detto solvente, l’altro è detto soluto. Nelle macchine ad assorbimento impiegate nella climatizzazione vengono utilizzate queste coppie di fluidi: – acqua-ammoniaca, di questi l’ammoniaca è il componente a più bassa tensione di vapore e funziona, quindi, da fluido frigorigeno; – soluzione acquosa di bromuro di litio (LiBr)-acqua, in questa miscela è l’acqua ad assumere il ruolo di fluido frigorigeno. Lo schema di una macchina ad assorbimento, al quale ci si riferisce per descriverne il funzionamento, è riportato nella fig. 38.17. I componenti principali sono: – l’evaporatore; – l’assorbitore; – la pompa del liquido; – il generatore; – il condensatore; – gli organi di laminazione.

Fig. 38.17

Principio di funzionamento di una macchina ad assorbimento.

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Nell’evaporatore viene sottratto calore (QO) alla sorgente esterna a bassa temperatura (acqua refrigerata), per effetto dell’evaporazione del fluido frigorigeno; questo vapore passa, quindi, all’assorbitore dove viene in intimo contatto con una miscela liquida proveniente dal generatore. Questo assorbimento avviene con sviluppo di calore QA che deve essere asportato con il fluido disponibile (sorgente esterna a più alta temperatura TA). A questo punto la pompa del liquido eleva la pressione della soluzione e la invia al generatore. Grazie all’apporto di energia termica QH (per esempio da vapore o da gas caldi provenienti dalla combustione di un combustibile liquido o gassoso) nel generatore si ha la separazione del soluto dal solvente. Mentre la soluzione, povera in soluto, ritorna all’assorbitore, il vapore del fluido frigorigeno passa al condensatore dove viene ceduto il calore QC alla sorgente esterna a temperatura superiore TA. Il passaggio del soluto dal condensatore all’evaporatore avviene attraverso un organo di laminazione V1. Nello schema è rappresentato anche uno scambiatore di calore E che consente il recupero del calore dalla soluzione povera alla soluzione ricca che va al generatore. In questo tipo di macchina, quindi, il compressore è sostituito dall’insieme di assorbitore-scambiatore-generatore. L’unico organo in movimento è la pompa del liquido. Con riferimento alla fig. 38.18 dove: QH  potenza termica fornita al generatore (kW)

Fig. 38.18

Bilancio termico di una macchina frigorifera ad assorbimento.

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QO  potenza frigorifera erogata (kW) P  potenza assorbita dalla pompa (kW) QA  quantità di calore liberatasi nell’assorbitore (kW) QC  quantità di calore ceduta al condensatore (kW) QV  perdite termiche del circuito (kW) si può scrivere la relazione del bilancio termico: QH  QO P  QA  QC  QV

(38.6)

La potenza della pompa è molto piccola in confronto alle altre e si può, perciò, trascurare nelle considerazioni che seguono, anche se occorre considerarne il consumo energetico assieme a quello dovuto alle altre pompe dell’impianto. Anche le perdite QV, si possono trascurare, per cui la (38.6) si può riscrivere: QH  QO  QA  QC

(38.7)

Anche per la macchina ad assorbimento si definisce un coefficiente di prestazione quale rapporto fra la potenza termica resa e quella assorbita: – nel caso di macchina frigorifera: QO ζF  –––– QH

(38.8)

QC  QA ζP  –––––––––––  ζF  1 QH

(38.9)

– nel caso di pompa di calore:

Nel ciclo delle macchine ad assorbimento si ha la circolazione di due componenti: il solvente e il fluido frigorigeno; la concentrazione del fluido in soluzione nella miscela costituisce una caratteristica essenziale di ogni stato di funzionamento che può essere rappresentato sul piano log p-1/T, avente cioè in ascisse l’inverso della temperatura assoluta e in ordinata il logaritmo della pressione. In tale diagramma le linee a concentrazione ξ costante sono praticamente delle rette. Nella fig. 38.19 è rappresentato schematicamente il ciclo semplice di una macchina ad assorbimento. La soluzione ricca, di concentrazione ξR, entra nel generatore al punto 1; questa soluzione è riscaldata fino al punto 2 corrispondente alla temperatura TH; il fluido frigorigeno si allontana per cui la concentrazione della soluzione si abbassa fino a ξp e la soluzione passa all’assorbitore (3); il fluido raggiunge, invece, una concentrazione ξ eguale a uno all’atto in cui inizia la condensazione (punto 5) alla temperatura TC. Il punto di intersezione di TC con la curva corrispondente a ξ  1 individua il valore della pressione pc. A partire da questa pressione il fluido si espande nell’organo di laminazione fino alla pressione po di evaporazione determinato dall’intersezione della curva ξ  1 con la temperatura Te dell’evaporatore (punto 6). Nelle figg. 38.20 e 38.21 si riportano i diagrammi log p-1/T per la miscela ammoniaca-acqua e per quella acqua-soluzione di LiBr. Per quest’ultima si nota che la temperatura massima è sui 160 °C.

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Fig. 38.19 Ciclo frigorifero ad assorbimento monostadio nel diagramma log p - 1/T. Te  temperatura di evaporazione; Tc  temperatura di condensazione; TA  temperatura di assorbimento; TH  temperatura di degasaggio; ξ  concentrazione.

Fig. 38.20

Diagramma log p - 1/T per la miscela binaria acqua-ammoniaca.

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Fig. 38.21

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Diagramma log p - 1/T per la miscela binaria acqua-soluzione di bromuro di litio.

Una sezione schematica di una macchina ad assorbimento in due contenitori è riportata nella fig. 38.22. Queste macchine sono alimentate generalmente con vapore a bassa pressione o acqua moderatamente surriscaldata. Le principali caratteristiche funzionali sono: – pressione del vapore in ingresso: da 60 a 80 kPa – consumo di vapore (per 1 kW di refrigerazione): 1,48  1,51 kW – temperatura dell’acqua surriscaldata: 115  132 °C o anche 85  90 °C per piccole macchine – potenza entrante (per 1 kW di refrigerazione): 1,51  1,54 kW – temperatura dell’acqua di raffreddamento: 29,5 °C – portata di acqua di raffreddamento (per 1 kW di refrigerazione): 65 mL/s – temperatura dell’acqua refrigerata prodotta: 6,7  7 °C – portata di acqua refrigerata prodotta (per 1 kW di refrigerazione): 43 mL/s – potenza elettrica (per 1 kW di refrigerazione): 3  11 W Il COP tipico per macchine a semplice effetto, di media-grande potenzialità, (valutato secondo le norme ARI) si attesta su 0,7  0,8.

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Fig. 38.22

Sezione schematica di una macchina ad assorbimento.

Le capacità vanno da 100 fino a 5800 kW (esistono anche piccole macchine con potenzialità da 18 a 35 kW). Le macchine a doppio effetto sono simili a quelle a semplice effetto ma hanno due generatori attraversati in serie. I valori tipici del COP vanno da 1,1 a 1,2. Le caratteristiche salienti di queste macchine sono: – pressione del vapore in ingresso: 790 kPa – consumo di vapore (per 1 kW di refrigerazione): 0,78  0,81 kW – temperatura dell’acqua surriscaldata: 188 °C – potenza entrante (per 1 kW di refrigerazione): 0,83 kW – temperatura dell’acqua di raffreddamento: 29,5 °C – portata di acqua di raffreddamento (per 1 kW di refrigerazione): 65 mL/s fino a 80 mL/s – temperatura dell’acqua refrigerata prodotta: 6,7  7 °C – portata di acqua refrigerata prodotta (per 1 kW di refrigerazione): 43 mL/s – potenza elettrica (per 1 kW di refrigerazione): 3  11 W

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Le capacità frigorifere vanno da 350 fino a 6000 kW. Nelle macchine a fuoco diretto, a doppio effetto, i componenti sono simili a quelli già descritti con la sola sostituzione del generatore con un generatore al quale vengono addotti i prodotti della combustione di olio combustibile o metano. Il COP tipico di queste macchine va da 0,92 a 1. Le caratteristiche principali sono: – consumo di combustibile (per 1 kW di refrigerazione): 1  1,1 kW – temperatura dell’acqua di raffreddamento: 29,5 °C – portata di acqua di raffreddamento (per 1 kW di refrigerazione): 79  81 mL/s – temperatura dell’acqua refrigerata prodotta: 6,7  7 °C – portata di acqua refrigerata prodotta (per 1 kW di refrigerazione): 43 mL/s – potenza elettrica (per 1 kW di refrigerazione): 3  11 W Le capacità frigorifere vanno da 350 fino 5300 kW. Le macchine ad assorbimento con ammoniaca e acqua, alimentate a gas metano, sono un’ottima opportunità e le potenzialità vanno da 10 kW fino a 100 kW con più macchine in parallelo.

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EVAPORATORI

Anche gli evaporatori, come i condensatori, sono degli scambiatori di calore, con i quali si sottrae calore al fluido da raffreddare (aria o acqua), per poi trasferirlo al condensatore. All’evaporatore perviene il fluido refrigerante liquido, a pressione e temperatura ridotta da un organo di laminazione; per effetto della temperatura più alta del fluido da raffreddare, il refrigerante evapora, sottraendo calore. L’evaporazione si conclude prima che il fluido abbandoni lo scambiatore, allo scopo di garantire che esso possa arrivare al compressore totalmente gassoso, visto che se arrivasse liquido, anche in piccola parte, si avrebbero dei grossi problemi. Nel settore della climatizzazione gli evaporatori impiegati sono: – evaporatori per il raffreddamento di acqua; – evaporatori per il raffreddamento di aria.

39.1

EVAPORATORI PER ACQUA

Esistono diverse tipologie, ma quelle più comuni sono illustrati di seguito. 1) A fascio tubiero (shell and tube) raffigurato nella fig. 39.1; in questo scambiatore il fluido refrigerante attraversa i tubi, mentre l’acqua circola all’esterno. I tubi, che possono essere diritti o a “U”, sono prevalentemente in rame, lisci, alettati esternamente, mentre all’interno essi sono rigati elicoidalmente, così da aumentare la turbolenza e, quindi, migliorare lo scambio termico. All’acqua, che circola nel mantello, viene imposto, con opportuni setti perpendicolari ai tubi, un percorso obbligato così da mantenere una velocità di 1 ⫼ 2 m/s. Capacità di raffreddamento da 7 a 3500 kW, con fluidi refrigeranti quali R-134a, R-502 e R-717. 2) Evaporatore allagato (flooded shell and tube), in questo evaporatore, rappresentato nella fig. 39.2, il refrigerante vaporizza all’esterno dei tubi, che sono sommersi nel refrigerante liquido. Questi evaporatori trovano la loro applicazione nei gruppi refrigeratori a vite o centrifughi. Generalmente il refrigerante entra dal basso attraverso un distributore che lo ripartisce uniformemente sotto i tubi. Il fluido caldo, che circola nei tubi, si raffredda cedendo calore al refrigerante che circonda i tubi, così che questo bolle ed esce gassoso dalla sommità, aspirata del compressore.

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Fig. 39.1 Evaporatore a fascio tubiero (shell and tube).

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Fig. 39.2 Evaporatore allagato (flooded shell and tube).

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3) A piastre saldobrasate, che presentano il vantaggio di minimo ingombro, ma che devono, più degli altri evaporatori, essere sottoposti a controllo accurato sia della temperatura che del flusso d’acqua. Vista la ristrettezza dei passaggi dell’acqua è necessaria un’accurata filtrazione, con controllo della temperatura per evitare il gelo (vista la ridotta quantità d’acqua contenuta). È anche opportuno garantire il funzionamento delle pompe di circolazione anche dopo il fermo del compressore (occorre un temporizzatore) allo scopo di permettere al fluido refrigerante di evaporare completamente. La capacità di raffreddamento va da 2 a 7000 kW; i fluidi refrigeranti impiegabili sono: R-134a, R-502 e R-717. 4) Evaporatori a immersione, realizzati con una serpentina direttamente immersa in una vasca contenente il liquido da raffreddare. Potenzialità frigorifere da 7 a 35 kW; fluidi frigorigeni: R-134a e R-717. Le cautele da prendere per tutti gli evaporatori sono: – tarare la valvola di laminazione in maniera tale che il fluido refrigerante esca surriscaldato di 5,5 K, così da evitare trascinamento di olio al compressore; – garantirsi dal pericolo di gelo, sia regolando la pressione di aspirazione a un valore superiore a quello corrispondente al punto di congelamento del liquido che si raffredda e sia controllando la temperatura del liquido uscente dall’evaporatore in maniera che essa sia per lo meno di 5 K superiore a quella di congelamento; entrambe devono poter intervenire fermando il gruppo refrigeratore; – verificare che l’acqua da raffreddare non sia corrosiva o incrostante; in quest’ultimo caso occorre procedere a un lavaggio chimico o, se previsto, alla scovolatura dei tubi qualora siano attraversati dall’acqua; se, invece, l’acqua fosse aggressiva bisognerà ricorrere a un trattamento opportuno. Gli evaporatori per l’aria altro non sono che le batterie di scambio termico funzionanti a espansione diretta.

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CONDENSATORI

Il condensatore, nei sistemi di refrigerazione, è quello scambiatore di calore al quale viene riversato tutto il calore proveniente dal sistema e, cioè, il calore asportato dalla sorgente a più bassa temperatura, più l’equivalente termico del lavoro svolto dal compressore frigorifero. Ciò viene ottenuto avendo da un lato dello scambiatore il gas caldo spinto dal compressore e, dall’altro, il mezzo raffreddante che può essere aria o acqua. Nel condensatore si ottiene in genere il desurriscaldamento, poi la condensazione e, quindi, il sottoraffreddamento. Nella fig. 40.1 dove, nel piano pressione-entalpia è rappresentato schematicamente il ciclo frigorifero, si possono fare le seguenti osservazioni.

Fig. 40.1

Processo di condensazione.

– Il gas surriscaldato proveniente dal compressore viene raffreddato dal fluido di raffreddamento fino alla temperatura di saturazione: tratto D-E; in questa fase si ha scambio di calore sensibile, senza cambiamento di stato. – Continuando il raffreddamento si ha la condensazione, che avviene a pressione e temperatura costante, con passaggio del fluido frigorigeno dallo stato gassoso a quello liquido: tratto A-E.

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– Nella fase finale il liquido viene ulteriormente raffreddato (sottoraffreddamento): tratto A-A; si è già visto nel capitolo precedente come il sottoraffreddamento comporti un aumento della capacità della macchina frigorifera che è, in genere, dell’1% per ciascun grado di sottoraffreddamento. Nel settore della refrigerazione per la climatizzazione si raggiungono valori di sottoraffreddamento che vanno da 3 a 6 °C. In base al fluido raffreddante i condensatori vengono classificati come: – condensatori ad acqua, – condensatori ad aria, – condensatori evaporativi.

40.1

CONDENSATORI RAFFREDDATI AD ACQUA

Noto il calore totale da smaltire: qc  qr  qw

(kW)

(40.1)

dove: qr  calore rimosso dalla sorgente a bassa temperatura qw  equivalente termico del lavoro di compressione ricavabile dalla potenza assorbita dal motore si può calcolare la portata di acqua necessaria con l’espressione: qc Q  ––––––––––– ρ cp (t2  t1)

(40.2)

dove: Q  portata d’acqua (m3/s) cp  calore specifico dell’acqua [per una temperatura media di 33 °C, il valore di cp è 4,18 kJ/(kg K)] ρ  massa volumica dell’acqua (per una temperatura media di 33 °C, il valore di ρ è 995 kg/m3) t2, t1  temperature dell’acqua in uscita e in ingresso al condensatore; per esempio 35 e 30 °C Per cui si può anche scrivere: (esprimendo la portata Q in L/s): qc Q  0,24 –––––– t2  t1

(40.3)

qc Q  0,865 ––––––– t2  t1

(40.4)

oppure, esprimendo Q in m3/h:

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Per le macchine a compressione il coefficiente di resa termica, per acqua di torre, si può porre eguale a circa 1,25; per le macchine ad assorbimento il calore complessivo da dissipare (fra assorbitore e condensatore) è pari a circa 2,6 volte la potenzialità frigorifera utile. La portata di acqua di torre per il raffreddamento del condensatore diventa, quindi, per 1 kW di refrigerazione: – per le macchine a compressione: 1,25 0,3 Q  0,24 –––––––  ––––––– t2  t1 t2  t1

(L/s)

(40.5)

per t1  29,4 °C e t2  35 °C si ha: Q  54

mL/s

– per una macchina ad assorbimento a semplice effetto: 2,6 0,624 Q  0,24 –––––––  ––––––– t2  t1 t2  t1

(40.6)

La differenza di temperatura t2  t1 può in questi casi essere maggiore fino a 9  12 °C, per cui: Q  70  50

mL/s

con un incremento della portata, quindi, soltanto del 20% rispetto a quella occorrente per un gruppo a compressione. La quantità totale di calore scambiata al condensatore si può, al solito, calcolare con un’espressione del tipo: q  f K Se Δtm

(40.7)

dove: q  quantità totale di calore scambiato (W) K  coefficiente globale medio di trasmissione del calore [W/(m2 K)], riferito alla superficie esterna del fascio tubiero (Se) Se  superficie esterna del fascio tubiero del condensatore (m2) Δtm  differenza media logaritmica di temperatura fra l’acqua e il fluido frigorigeno f  coefficiente che tiene conto della geometria del condensatore Per condensatori aventi l’acqua all’interno dei tubi il coefficiente globale medio di trasmissione del calore si può desumere dalla relazione:

冢

冣

1 Se 1 Se s 1 –––  rf  –––– –––  ––––––– –––  ––– Sm λ hr εa K Si he e si può calcolare conoscendo i parametri elencati di seguito.

(40.8)

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– Il rapporto Se/Si fra la superficie esterna e quella interna del fascio tubiero.

冢 冣

1 – La resistenza –– del film di acqua a contatto con la parete interna del tubo; eshe sa è influenzata dalla velocità che, al fine di rimuovere sempre lo strato d’acqua, deve essere, compatibilmente con le perdite di carico, abbastanza elevata: sui 2 o 3 m/s per acqua pulita (quando, cioè, non vi sia pericolo di fenomeni di erosione).

冢 冣

1 – La resistenza ––– lato refrigerante, che dipende dal tipo di fluido, dalla geohr metria dei tubi, da eventuali alettature esterne (aventi lo scopo di aumentare l’adduzione lato refrigerante), dalla temperatura di condensazione ecc. Il rapporto Se /Sm fra la superficie esterna e quella media di trasferimento del calore. – La resistenza della parete dei tubi

冢 冣

s ––– ; con esclusione dei condensatori λ

per ammoniaca, i condensatori sono realizzati con tubi in rame di piccolo spessore; in questo caso, quindi, il gradiente di temperatura lungo lo spessore del tubo è insignificante. Con i tubi in cupro-nichel la resistenza è maggiore rispetto a quella di rame e ciò comporta, a parità di calore scambiato, una superficie maggiore, o un aumento della differenza di temperatura dell’acqua di raffreddamento. – L’efficienza dell’alettatura (εa) tiene conto della differenza di temperatura fra la base e la sommità dell’aletta. – Il fattore di sporcamento (rf) (fouling factor) che rappresenta la maggiore resistenza al passaggio del calore per effetto di sostanze incrostanti sulla superficie interna dei tubi o che vi si depositano a causa della qualità più o meno buona dell’acqua. L’aumento del fattore di sporcamento determina un aumento della resistenza totale offerta alla trasmissione del calore fra il fluido frigorigeno e l’acqua e ciò comporta, quindi, una riduzione di resa nel tempo; considerare, d’altra parte, valori elevati di questo fattore, porta a un aumento della superficie di scambio e cioè del numero di tubi, con una riduzione, quindi, della velocità dell’acqua che, come si è visto, penalizza la resa. La scelta, in fase di progettazione, del fattore di sporcamento non è semplice perché se basso si può avere poi una riduzione di resa nel tempo mentre, se scelto alto, si ha un inutile aggravio dei costi. La norma ARI-Standard 590-92 prescrive che le prestazioni dei condensatori siano riferite a un fattore di sporcamento di 44 mm2 K/W; per valori superiori la resa si riduce, si veda la tab. 40.1. È chiaro, quindi, che conoscendo la qualità dell’acqua a disposizione occorrerà scegliere il fattore di sporcamento più adatto. Nella tab. 40.2 si riportano i valori del fattore di sporcamento per diversi tipi di acqua. Per quel che si è detto è bene, per non penalizzare le macchine e, quindi, per non scegliere macchine più grandi del necessario, trattare l’acqua di raffreddamento se eccessivamente incrostante e prevedere la periodica pulizia dei tubi.

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Tab. 40.1

Variazione della resa e dell’assorbimento in funzione del fattore di sporcamento

Fattore di sporcamento (mm2 K/W)

Coefficiente riduzione resa

Coefficiente aumento assorbimento

44 88 176 308

1,00 0,987 0,955 0,910

1,000 1,023 1,068 1,135

Tab. 40.2

Fattori di sporcamento per diversi tipi di acqua

Tipo di acqua Acqua di pozzo Acqua di fiume Acqua di torre di raffreddamento (non trattata)

Fattore di sporcamento (mm2 K/W) 100  176 300 400

40.1.1 Perdita di carico lato acqua. Si tratta di un’importante caratteristica di ogni condensatore ed è, evidentemente, legata alla velocità dell’acqua, allo sviluppo dei tubi, alla geometria del circuito, alle perdite in ingresso e in uscita e così via. Di norma i condensatori delle macchine frigorifere a compressione presentano perdite di carico che al massimo raggiungono valori di 80  100 kPa. A proposito di configurazione geometrica dei condensatori è bene considerare che il numero di passaggi di acqua può essere diverso (1, 2 o 3) e ciò influenza la temperatura di condensazione e, quindi, la resa. D’altra parte il numero di passaggi determina la caduta di temperatura, per cui, per esempio se in un condensatore a 2 passaggi si ha una portata pari a 100, in un altro a 1 passaggio la portata si raddoppia, il che comporta pompe più grandi, circuito anch’esso adeguato alla maggiore portata e spese di pompaggio più elevate. Per contro un condensatore a 1 passaggio ha una temperatura di condensazione più bassa e, quindi, una resa energetica migliore. Per una scelta oculata occorre, pertanto, esaminare con attenzione i diversi possibili casi. 40.1.2 I diversi tipi di condensatori ad acqua. ad acqua presenti sul mercato sono: – condensatori a fascio tubiero (shell-and-tube); – condensatori tubo in tubo (tube-in-tube); – condensatori a spirale (shell-and-coil).

I principali tipi di condensatori

Condensatori a fascio tubiero (fig. 40.2): sono costituiti da un involucro esterno (il mantello) in acciaio, di forma cilindrica, che porta alle estremità due piastre tubiere, sulle quali sono fissati, per mandrinatura, i tubi entro i quali passa l’acqua di raf-

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freddamento. Alle due estremità del mantello vengono imbullonate le testate, sulle quali si trovano gli attacchi per l’ingresso e l’uscita dell’acqua.

Fig. 40.2

Condensatore a fascio tubiero.

Dalla figura schematica si può rilevare che: – il gas caldo proveniente dal compressore entra nella parte superiore; – il fluido condensato esce dalla parte inferiore; – l’acqua entra in basso ed esce dall’alto. Quando è presente il sottoraffreddatore, questo è costituito da una serie di tubi posti nella parte inferiore, completamente sommersi dal liquido; questi tubi sono i primi a essere attraversati dall’acqua di raffreddamento. Con i tubi mandrinati sulle due piastre tubiere è possibile procedere alla periodica pulizia, per scovolatura. Lo stesso non può essere fatto con condensatori con tubi a U e con una sola piastra tubiera. I tubi, per fluidi alogenati, sono in rame con diametri nominali di 19 e 25 mm (esterno), con alettatura integrale esterna che ha lo scopo, come si è detto, di migliorare lo scambio termico fra il fluido refrigerante e l’acqua che scorre all’interno dei tubi. Questa alettatura è ottenuta con una rullatura, ha un’altezza da 0,9 a 1,5 mm con passo variabile da 0,64 mm a 1,02 mm a 1,33 mm. Per l’ammoniaca vengono impiegati tubi in acciaio, con diametro esterno di 32 mm e spessore di 2,4 mm. Il campo di utilizzo di questi condensatori va da 3 a 35.000 kW. Condensatori a tubo-in-tubo: sono realizzati con tubi coassiali e il fluido frigorigeno può percorrere il tubo interno o quello esterno. Esiste, quindi, un unico percorso per l’acqua e per il fluido frigorigeno. Sono utilizzati in campo di potenze che vanno

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da 1 a 180 kW; l’impiego più frequente si ha nei gruppi autonomi di condizionamento e nei piccoli refrigeratori d’acqua. Solo se l’acqua circola nel tubo interno si può procedere alla pulizia chimica. Condensatori a spirale: sono costituiti da un tubo di rame, alettato all’esterno, con un ingresso e un’uscita, avvolto a spirale e posto in un involucro d’acciaio sigillato. Il gas caldo entra dalla parte superiore e, venendo a contatto con la spirale attraversata dall’acqua di raffreddamento, si raffredda e condensa raccogliendosi nella parte inferiore dell’involucro. Oggi sono quasi in disuso; venivano realizzati per potenze da 2 a 50 kW.

40.2

CONDENSATORI AD ARIA

Il raffreddamento, la successiva condensazione e il sottoraffreddamento del fluido frigorigeno sono ottenuti utilizzando come mezzo refrigerante l’aria. Il condensatore è, pertanto, costituito da una batteria di tubi alettati, attraversata da aria mossa da ventilatori (assiali o centrifughi). Questo tipo di condensatore può essere installato anche a distanza dal compressore; può essere previsto per flusso d’aria orizzontale o verticale e può essere anche installato all’interno di apposito locale. Anche per questi condensatori si può calcolare la portata d’aria necessaria, una volta nota la quantità totale qc di calore da smaltire: qc Va  ––––––––––––– ρ cp (t2  t1)

(m3/s)

(40.9)

dove, in questo caso: cp  calore specifico dell’aria, alla temperatura media di 30 °C  1 kJ/(kg K) ρ  massa volumica dell’aria, alla temperatura media di 30 °C  1,165 kg/m3 Va  portata d’aria in m3/s Esprimendo Va in m3/h la (40.9) diventa: qc Va  3090 ––––––– t2  t1

(m3/h)

(40.10)

Considerando che per 1 kW di refrigerazione si devono dissipare circa 1,25 kW al condensatore, la portata d’aria, riferita a 1 kW di refrigerazione, diventa: 3862 Va  –––––– t2  t1

(m3/h)

(40.11)

La temperatura dell’aria in ingresso viene fissata considerando il valore massimo che essa può raggiungere: in Italia si fissa t1  35 °C, mentre la temperatura t2 è, in genere, mantenuta a 3,0  5,5 °C al di sotto della temperatura di condensazione. Se ne deduce, pertanto, che, per condensare a 50 °C, la portata d’aria potrà variare da 320 a 400 m3/h per kW; se la portata è espressa in L/s si avranno valori da 90 a 110. I valori che si ritrovano in pratica vanno da 80 a 160 L/(s kW). A seconda del mezzo raffreddante disponibile varia la temperatura di condensa-

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zione e, conseguentemente, la resa frigorifera è tanto maggiore, a parità di potenza assorbita, per quanto più bassa essa è. Nella tab. 40.3 si riportano i valori della temperatura di condensazione per diversi fluidi raffreddanti. Tab. 40.3 Fluido raffreddante Acqua di pozzo Acqua di torre Aria Aria Aria

Temperatura di condensazione per diversi fluidi raffreddanti Temperatura dei fluidi (°C)

Temperatura di condensazione (°C)

15  27 29,5  35 32 35 38

32  38 40  42 46  49 49  51 51  54

A parità di produzione frigorifera, il raffreddamento del condensatore con aria comporta compressori più grandi e un maggior assorbimento di potenza. La scelta del mezzo raffreddante deve, quindi, essere effettuata eseguendo un confronto tecnico-economico fra le possibili soluzioni. Se si ha disponibilità di acqua di pozzo o di fiume sarà certamente economico utilizzarla considerata la sua temperatura; per piccole e medie potenze, quando la disponibilità di acqua sia ridotta, occorrerà ricorrere ai condensatori ad aria. Comunque il confronto dovrà tener conto che: – con il raffreddamento con acqua di torre esistono le pompe, il ventilatore della torre, vi è un costo per il trattamento dell’acqua, per la manutenzione del bacino della torre, degli ugelli ecc.; – con il raffreddamento ad aria occorre considerare il costo per l’energia elettrica assorbita dai ventilatori, il maggior consumo di energia del compressore frigorifero considerata la più elevata temperatura di condensazione e così via. L’attuale tendenza è quella, comunque, di adottare, per piccole e medie potenze, gruppi refrigeratori con condensatori ad aria, vista la maggiore semplicità di gestione, anche se forse più costosa, e perché con le torri occorre disporre di personale di manutenzione più preparato e impegnato. 40.2.1 Caratteristiche costruttive. Le batterie dei condensatori ad aria sono realizzate con tubi in rame o acciaio o alluminio con diametri da 6 a 20 mm. Il rame è di più facile lavorabilità e non presenta problemi di corrosione; l’alluminio richiede una lavorazione esatta e si possono avere problemi nelle giunzioni alluminio-rame; l’acciaio può presentare fenomeni di corrosione in atmosfere aggressive. Il diametro del tubo è scelto tenendo conto di diversi fattori: facilità di lavorazione, costo, resistenza al passaggio dell’aria, perdita di carico lato refrigerante ecc. In genere sono adottati tubi di piccolo diametro che consentono una maggiore libertà di esecuzione dei circuiti e che comportano una minore quantità di fluido refrigerante. Per aumentare il flusso termico lato aria i tubi vengono muniti di alette così da portare la superficie esterna da 10 fino a 30 volte quella interna. Le alette possono

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essere in alluminio o in rame e l’alettatura è a pacco o spiroidale; sono adottati diversi accorgimenti per aumentare la turbolenza dell’aria, così da ottenere una maggiore efficienza. Il gas caldo proveniente dal compressore entra nella parte alta del condensatore, si desurriscalda (utilizzando circa il 6% della superficie di scambio), quindi condensa (nell’85% della superficie) e, infine, si sottoraffredda nella restante parte (circa 9%). Nella fig. 40.3 è riportato l’andamento tipico delle temperature del gas e dell’aria in un condensatore ad aria; la leggera diminuzione della temperatura di condensazione è dovuta alla perdita di carico nei tubi.

Fig. 40.3

Andamento delle temperature in un condensatore ad aria.

Nella fig. 40.4 è raffigurato lo schema di un gruppo refrigeratore d’acqua con due compressori e due distinti circuiti e condensatori ad aria, mentre nella fig. 40.5 è raffigurato un gruppo frigorifero ad aria da 1400 kW. L’aria viene normalmente spinta attraverso la batteria del condensatore con ventilatori elicoidali per installazioni all’esterno oppure con ventilatori centrifughi quando occorre dare all’aria una prevalenza tale da poter vincere le perdite di carico del circuito aeraulico. Ciò è necessario quando il condensatore è installato all’interno di una centrale e l’aria deve essere convogliata con canali all’esterno. Si è visto come calcolare le portate d’aria; le velocità di attraversamento adottate vanno da 2 a 4 m/s sulla superficie frontale e la potenza assorbita dal ventilatore varia da 20 a 40 W/kW.

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Fig. 40.4

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Schema di un gruppo refrigeratore d’acqua con due compressori, due circuiti e condensatori ad aria.

40.2.2 Regolazione della pressione di condensazione. Perché si abbia un funzionamento regolare di un sistema di refrigerazione è necessario che la pressione e la temperatura di condensazione siano mantenute entro definiti limiti. Un aumento della temperatura di condensazione determina una riduzione della resa, un maggior assorbimento di potenza e, quindi, un sovraccarico del motore del compressore. Una pressione di condensazione bassa, viceversa, ostacola il flusso di refrigerante all’evaporatore con riduzione della resa, squilibrio del flusso e possibile formazione di ghiaccio in alcune zone dell’evaporatore; si verifica poi l’andata fuori servizio per intervento del pressostato di bassa pressione. Nei condensatori ad aria, peraltro, la condensazione è strettamente legata alla temperatura dell’aria esterna che li attraversa e, quindi, occorre realizzare sistemi di regolazione della pressione di condensazione. Due sono, essenzialmente, i sistemi adottati: – controllo lato refrigerante; – controllo lato aria. Nel condizionamento dell’aria è diffuso il controllo lato aria, che si può ottenere: – variando il numero di ventilatori in moto; – variando la portata d’aria con serrande; – variando la velocità dei ventilatori. Il primo sistema si può adottare quando esistono più ventilatori in parallelo, per

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Fig. 40.5 Gruppo refrigeratore d’acqua condensato ad aria da 1400 kW.

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cui, in funzione della pressione di condensazione e della temperatura esterna, si possono fermare gradualmente i ventilatori. In questo caso occorre che i circuiti aeraulici siano separati per evitare che i ventilatori fermi girino al contrario determinando così, un corto circuito sull’aria, con possibili danni al riavviamento perché la coppia motrice può non essere sufficiente a far invertire il senso del moto. La regolazione con serrande è ottenuta variando con continuità la portata d’aria strozzando la bocca premente dei ventilatori; nel caso di ventilatori assiali è necessario che la curva caratteristica sia piatta per evitare sovraccarichi quando si è vicini alla chiusura totale della serranda. La regolazione continua della velocità dei ventilatori è certamente il sistema migliore, anche perché determina un sostanziale risparmio energetico considerato che per basse temperature esterne e con bassi carichi, la riduzione di velocità determina una riduzione della potenza assorbita che, come è noto, varia con il cubo della velocità di rotazione. Ottimi risultati si hanno anche con motori a due velocità. 40.2.3 Installazione e manutenzione. Nell’installazione occorre preoccuparsi di alcuni aspetti fondamentali: – posizione delle prese d’aria e di quelle di scarico in riferimento agli eventuali ostacoli presenti (pareti, venti dominanti ecc.) per evitare eventuali ricircoli o difficoltà di circolazione dell’aria; – trasmissione di vibrazioni e rumori alle strutture sottostanti e agli insediamenti circostanti. È bene, quindi, attenersi alle prescrizioni dei costruttori che possono fornire utili indicazioni circa le distanze di rispetto delle macchine e possono fornire i dati di pressione sonora rilevati in corrispondenza di diversi lati della macchina. Per quanto riguarda la manutenzione ci si deve preoccupare principalmente di: – lubrificare, se necessario, i cuscinetti e altre parti in movimento; – controllare lo stato delle trasmissioni, se esistono; – mantenere pulita la superficie delle batterie, rimuovendo polvere, filacce ed eventuali altri materiali che vi si possono essere depositati. Ciò può essere fatto ricorrendo a spazzole, getti di aria e di acqua. Lo scopo è evidentemente quello di non ridurre l’efficienza dell’alettatura, in modo da non aumentare il consumo energetico.

40.3

CONDENSATORI EVAPORATIVI

I condensatori evaporativi sono costituiti da una batteria di tubi lisci posti orizzontalmente e attraversati dal gas frigorigeno proveniente dal compressore; questi tubi, lambiti all’esterno da una corrente d’aria mossa da ventilatori (centrifughi o assiali), sono irrorati con acqua spruzzata da ugelli (fig. 40.6). L’acqua, a contatto con i tubi e investita dall’aria, raffredda il condensatore e in parte evapora. L’acqua non evaporata ricade nel bacino, dove viene effettuato il reintegro con acqua di rinnovo (eventualmente trattata) e, mediante una pompa, viene di nuovo inviata agli ugelli.

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Fig. 40.6

– – – –

– –

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Rappresentazione schematica di un condensatore evaporativo: a) con ventilatore centrifugo, b) con ventilatore assiale.

Con i condensatori evaporativi si hanno diversi vantaggi, quali: minore consumo energetico per il pompaggio dell’acqua rispetto a quello che si ha con una torre di raffreddamento; minor costo del trattamento dell’acqua considerato che questa non circola nel condensatore; minor superficie di scambio e minor quantità di aria rispetto ai condensatori ad aria; migliore resa frigorifera rispetto ai condensatori ad aria in quanto la temperatura di condensazione può essere più bassa perché la temperatura di riferimento non è quella al bulbo asciutto (per esempio 32  35 °C) bensì quella al bulbo umido (23,5  24,5 °C); migliore rendimento degli scambi di calore e di massa rispetto al sistema con torre di raffreddamento; peso minore rispetto alle torri di raffreddamento.

Di contro occorre considerare: – l’estensione, in alcuni casi anche notevole, delle tubazioni del refrigerante dal gruppo compressore-evaporatore fino al condensatore; – la maggiore flessibilità impiantistica che si ha con le torri che possono essere collegate a diversi condensatori in parallelo; – la non remota possibilità di corrosione dei tubi che provoca, anche per piccole forature, la perdita del fluido frigorigeno.

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40.3.1 Caratteristiche funzionali. In un condensatore evaporativo il calore del fluido condensante, passando attraverso la parete dei tubi, perviene al film d’acqua esterno e, quindi, da questo all’aria. Lo studio teorico è abbastanza complesso e ricerche sperimentali hanno consentito di evidenziare i seguenti dati caratteristici: – l’acqua, come nelle torri di raffreddamento, alla fine del processo è a una temperatura di circa 4 °C superiore al bulbo umido dell’aria; – il consumo di acqua si può calcolare considerando che pressoché tutto il calore da smaltire deve essere bilanciato dal calore latente di evaporazione dell’acqua (circa 2430 kJ per kg di acqua evaporata). Considerando, quindi, che il calore da smaltire è circa 1,25 kW/kWf si ricava un consumo teorico di acqua di 0,5  0,6 mL/s; tenendo conto dell’acqua trascinata nella corrente d’aria e che, per acqua di buona qualità, la quantità di acqua da immettere per mantenere bassa la concentrazione dei sali è circa la metà di quella evaporata, si può ritenere che il reintegro possa essere pari a 0,8  0,9 mL/s per kW di refrigerazione. La portata d’aria è, in genere, di 100 m3/(h kW) e la portata d’acqua veicolata dalla pompa è di 1 m3/(h kW). Nella tab. 40.4 si riportano i valori della temperatura di condensazione per diversi valori della temperatura al bulbo umido dell’aria esterna. Tab. 40. 4

Temperature di condensazione per diversi valori della temperatura al bulbo umido

Temperatura al bulbo umido (°C)

Temperatura di condensazione (°C)

24,0 25,0 27,0

38  40 40  43 43  46

Anche con i condensatori evaporativi è necessario controllare e mantenere entro certi limiti la pressione di condensazione per i motivi già visti a proposito dei condensatori ad aria. Vanno, quindi, evitate pressioni eccessivamente basse. Ciò può essere ottenuto con: – funzionamento intermittente del ventilatore; – modulando una serranda sull’aria (caso del ventilatore centrifugo); – adottando motori a velocità variabile o motori a due velocità. Con i motori a due velocità (100% e 50%) la capacità può passare dal 100% al 60%. Con il ventilatore fermo e pompa funzionante la capacità si riduce al 10%. Non è consigliabile fermare la pompa perché si può provocare l’essiccazione dei depositi e, quindi, una incrostazione permanente sui tubi. 40.3.2 Installazione e manutenzione. I condensatori evaporativi, come quelli ad aria, possono essere installati nei modi seguenti. – All’esterno e, in tal caso, i ventilatori spesso sono di tipo assiale e la macchina è

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posta in depressione considerato che questi ventilatori sono posti nella parte alta. Se ci fosse pericolo di gelo è necessario adottare cautele come del resto si è visto per le torri e, cioè, resistenze elettriche nel bacino o creazione di un bacino di raccolta acqua situato in basso all’interno dell’edificio, così che l’acqua si raccolga in una zona a temperatura più alta. Valgono anche in questo caso le considerazioni circa l’appoggio della macchina sulla struttura e circa gli spazi da rispettare tutt’intorno perché l’aria affluisca senza impedimenti e non vi sia pericolo di ricircolo fra aria uscente calda e umida e quella che viene aspirata. – All’interno: in questo caso la macchina è posta in una centrale alla quale perviene aria esterna da una griglia opportunamente posizionata mentre l’aria (mossa in questo caso da un ventilatore centrifugo) viene convogliata con canalizzazioni all’esterno in zona lontana dall’aspirazione. Poiché l’aria convogliata è molto umida vi può essere formazione di condensa nei canali, specialmente se questi attraversano zone a bassa temperatura. Occorre, quindi, prevedere uno scarico della condensa e separatori di gocce per evitare di proiettare acqua all’esterno. Per quanto riguarda la manutenzione occorre essere sempre molto attenti perché trattasi di macchine abbastanza delicate. Le operazioni che si suggeriscono sono: – giornaliere - verifica dei ventilatori e delle griglie di presa aria con rimozione della polvere e di eventuali materiali (foglie, ecc.); – settimanali - pulizia del filtro sulla presa dell’acqua; - controllo del livello dell’acqua nella vasca e taratura della valvola sul reintegro; - verifica dell’uniforme diffusione dell’acqua e, quindi, che gli ugelli siano tutti operativi; - verifica del regolare funzionamento del sistema di trattamento dell’acqua; – mensili - verifica tensione cinghie; - verifica dello scarico continuo dell’acqua (bleed-off) onde mantenere i valori di concentrazione salina ai valori fissati; - verifica del regolare funzionamento del sistema di controllo di capacità (per esempio funzionamento delle serrande ecc.); – trimestrali - verifica dei cuscinetti del motore e del ventilatore; – annuali - verifica del sistema di protezione antigelo; - verifica accurata dell’intera macchina con pulizia di tutte le parti, con pulitura e riverniciatura delle eventuali parti corrose.

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In molti processi industriali, così come negli impianti di climatizzazione, si generano notevoli quantità di calore che devono essere rimosse e smaltite. L’acqua è comunemente il mezzo più usato per rimuovere il calore dai condensatori e dagli scambiatori. Nel passato sono state ampiamente sfruttate sorgenti naturali di acqua come pozzi, fiumi ecc.; da alcuni anni ormai ciò non è più possibile, sia per non impoverire le falde sia per evitare inquinamenti. Si è visto come il ricorso all’aria quale mezzo raffreddante possa essere accettato per potenze piccole e medie a causa dei più alti consumi energetici e perché, nel caso si raffreddi acqua, la temperatura minima che questa può raggiungere è circa 10 ⫼ 11 °C più alta di quella dell’aria stessa. Ciò non è evidentemente accettabile nei sistemi di refrigerazione e nei processi industriali. L’utilizzo di torri di raffreddamento è diventato, quindi, sempre più esteso e comune e, se in un primo tempo le torri venivano impiegate in grandi impianti, la loro diffusione ha fatto sì che ora siano reperibili sul mercato modelli di torri anche per piccole potenzialità adatte, quindi, per peso, prezzo e dimensioni a tali esigenze. Il consumo di acqua è molto ridotto ed è limitato a circa il 3% della portata totale di acqua in circolazione (si veda il capitolo 36). La temperatura minima che, teoricamente, l’acqua potrebbe raggiungere è quella al bulbo umido dell’aria che attraversa la torre. In pratica, per non avere torri di dimensioni eccessive, si limita la temperatura dell’aria a valori di circa 4 ⫼ 6 °C più alti di quella al bulbo umido, il che significa pur sempre una temperatura anche di 20 °C inferiore a quella che si otterrebbe raffreddando l’acqua con aria. 41.1

PRINCIPIO DI FUNZIONAMENTO

Nella torre evaporativa si ha il raffreddamento dell’acqua per effetto di trasferimento di calore e di massa; una piccola parte di calore viene anche ceduta per convezione e conduzione, ma è trascurabile. L’acqua da raffreddare viene fatta piovere, attraverso ugelli a bassa o ad alta pressione oppure mediante distributori rotanti, su un pacco evaporante a struttura alveolare di grande superficie in modo da aumentare il contatto con l’aria che lo attraversa in controcorrente all’acqua (fig. 41.1). Il movimento dell’aria può essere naturale o attivato da ventilatori oppure ottenuto per effetto induttivo creato dall’acqua uscente dagli ugelli polverizzatori (fig. 41.2). Nella fig. 41.3 è riportato schematicamente l’andamento delle temperature dell’acqua e dell’aria che attraversano una torre. La differenza di temperatura dell’ac-

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Fig. 41.1a

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REFRIGERAZIONE

Torre di raffreddamento a circuito aperto con ventilatore centrifugo, in pressione.

qua dalla condizione iniziale (A) a quella finale (B) è chiamato range ed è determinata dalla quantità di calore da dissipare e dalla portata di acqua da raffreddare e non dalla dimensione e dalla capacità raffreddante della torre. La differenza fra la temperatura di uscita dell’acqua (B) e la temperatura al bulbo umido dell’aria entrante (C) indica di quanto la temperatura dell’acqua si sia avvicinata a quella del bulbo umido ed è chiamata approach; essa è funzione della potenzialità della torre, per cui torri con elevata capacità consentono un approach ridotto il che significa una temperatura dell’acqua più prossima a quella al bulbo umido dell’aria entrante, a parità di calore da dissipare e di portata di acqua. La temperatura al bulbo asciutto e l’umidità relativa dell’aria entrante, considerate separatamente, hanno influenza trascurabile sul funzionamento della torre ma esse sono determinanti sulla quantità di acqua evaporata. Nel diagramma psicrometrico riportato schematicamente nella fig. 41.4, si può seguire la trasformazione subita dall’aria: l’aria entra nelle condizioni rappresentate dal punto A e assorbe calore e umidità dall’acqua, lasciando la torre nelle condizioni di saturazione rappresentate dal punto B. La quantità di calore trasferita dall’acqua all’aria è proporzionale alla differenza di entalpia dell’aria fra uscita e ingresso (hB ⫺ hA). Poiché le linee a entalpia costante sono quasi coin-

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Fig. 41.1b

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Torre di raffreddamento a circuito aperto con ventilatore assiale, in depressione.

cidenti con quelle al bulbo umido costante, la variazione di entalpia dell’aria può essere determinata dalla variazione della temperatura al bulbo umido dell’aria. Il vettore AB può essere scomposto nel vettore AC, che rappresenta il riscaldamento sensibile dell’aria (raffreddamento sensibile dell’acqua), e nel vettore CB che rappresenta il calore latente assorbito dall’aria (eguale al calore latente di evaporazione dell’acqua). Qualora le condizioni dell’aria entrante siano, invece, rappresentate dal punto D, avente la stessa temperatura al bulbo umido di A, la quantità totale di calore scambiata rimane invariata ma si modificano le componenti sensibile e latente. AB rappresenta il raffreddamento sensibile dell’acqua per evaporazione nonché il riscaldamento sensibile e latente dell’aria; nel secondo caso DB rappresenta sempre il raffreddamento sensibile dell’acqua per evaporazione ma rappresenta anche il raffreddamento sensibile dell’aria e il suo aumento di latente.

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Fig. 41.2

Torre di raffreddamento a induzione.

Fig. 41.3 Andamento delle temperature dell’aria e dell’acqua in una torre di raffreddamento.

Pertanto per lo stesso carico di raffreddamento dell’acqua, la quantità di acqua evaporata dipende dalla quantità di calore sensibile ceduta o sottratta all’aria.

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Fig. 41.4

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Trasformazione dell’aria che attraversa una torre.

Nella fig. 41.4 si nota come nel primo caso la quantità di acqua evaporata è proporzionale alla differenza xB ⫺ xA, nel secondo essa è maggiore e proporzionale a xB ⫺ xD. La quantità di calore dissipata nella torre si può esprimere considerando sia il raffreddamento dell’acqua dalla temperatura iniziale tA a quella finale tB sia l’aumento di entalpia dell’aria: (41.1) Q ρ cp (tA ⫺ tB ) = ρa Va (hB ⫺ hA) dove: Q ⫽ portata di acqua (m3/s) ρ ⫽ massa volumica dell’acqua (kg/m3) ⫽ calore specifico dell’acqua [kJ/ (kg K)] cp tA, tB ⫽ temperature dell’acqua in ingresso e in uscita dalla torre ρa ⫽ massa volumica dell’aria (kg/m3)] ⫽ portata d’aria (m3/s) Va hB, hA ⫽ entalpie dell’aria all’uscita e all’ingresso in torre (kJ/kg) Si è già detto che solo teoricamente l’acqua potrebbe assumere, all’uscita dalla torre, una temperatura eguale a quella al bulbo umido dell’aria in ingresso perché in realtà essa è sempre inferiore. tA ⫺ tB Il rapporto η ⫽ ––––––––– (41.2) tA ⫺ tbu esprime l’efficienza della torre; tbu è la temperatura al bulbo umido dell’aria entrante.

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La scelta delle torri viene fatta conoscendo la quantità totale di calore da dissipare, la portata d’acqua e le condizioni dell’aria entrante. Per le condizioni estreme estive di progetto in Italia (32 ⫼ 33 °C con il 50% di u.r.) con bulbo umido da 24 ⫼ 24,5 °C, le temperature di ingresso e di uscita che, generalmente, si adottano sono 35 °C e 29,4 °C rispettivamente, per cui si ha una portata d’acqua da raffreddare, per kW di potenza dissipata, di 44 mL/s; se ci si riferisce a 1 kW di refrigerazione (nell’ipotesi di un fattore 1,25), si ricava che la portata sarà di 54 mL/s, come si è già visto nel paragrafo 40.1. Per mettersi al riparo da spiacevoli sorprese, cioè dal fermo del compressore frigorifero per intervento del pressostato di alta pressione di condensazione, condizione che si potrebbe avere con alte temperature dell’acqua conseguenti a valori anormalmente alti della temperatura al bulbo umido dell’aria, è bene scegliere la torre con un certo margine, verificando le condizioni di funzionamento nell’ipotesi di temperatura al bulbo umido più alta di 1 ⫼ 1,5 °C rispetto ai valori standard. Ciò impedisce che, proprio quando se ne ha più bisogno, il gruppo frigorifero vada fuori servizio.

41.2

TIPOLOGIE

Esistono i due seguenti tipi di torri. – Torri di raffreddamento e circuito aperto nelle quali vi è un contatto diretto fra acqua e aria (figg. 41.1 e 41.2). – Torri di raffreddamento e circuito chiuso con due circuiti separati: uno dell’acqua da raffreddare che circola in una serpentina, uno dell’acqua che viene spruzzata sopra la serpentina e che incontra l’aria in controcorrente (fig. 41.5). Lo schema è simile a quello visto per il condensatore evaporativo, ma in questo caso è l’acqua che circola nella serpentina e non il fluido frigorigeno. Questo tipo di torre viene impiegato quando il fluido da raffreddare non è acqua o quando non è possibile contaminare l’acqua con aria esterna aggressiva o piena di polveri e impurità. 41.2.1 Torri di raffreddamento a circuito aperto. Fra le torri a contatto diretto si distinguono le seguenti configurazioni. – Le torri a tiraggio naturale, che vengono utilizzate principalmente per impianti di raffreddamento di grandi potenzialità. L’acqua viene fatta piovere dall’alto, cade sotto forma di goccioline e si raccoglie nel bacino sottostante; l’aria presente nella torre si riscalda e si arricchisce di umidità e, di conseguenza, sale verso l’alto richiamando dal basso altra aria. – Le torri con ugelli ad alta pressione (fig. 41.2), nelle quali l’acqua spruzzata trascina per effetto induttivo l’aria; non esiste, quindi, il ventilatore, ma per determinare l’effetto voluto è necessario installare elettropompe di prevalenza maggiore di quella necessaria per torri evaporative con ugelli a bassa pressione. – Le torri con tiraggio meccanico ottenuto con ventilatori centrifughi o assiali (fig. 41.1). I ventilatori centrifughi vengono normalmente installati a monte mentre i ventilatori assiali si installano di preferenza a valle. Poiché nella torre le portate

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Fig. 41.5

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Torre di raffreddamento a circuito chiuso.

d’aria sono molto elevate (fino a 55 L/s per kW dissipato con un rapporto aria/acqua che va da 0,8 a 1,2 kg/kg) e le pressioni basse, i ventilatori assiali si prestano particolarmente, mentre i centrifughi vengono adottati per torri di piccola e media potenzialità, specialmente quando occorre prevedere silenziatori sia sull’aspirante sia sul premente per attenuare il rumore emesso. Nella fig. 41.6 si riporta la fotografia di un grande impianto di raffreddamento con torri assiali in parallelo, gravitanti su un bacino unico. Un altro sistema di raffreddamento dell’acqua, adottato in alcuni casi particolari, è quello che utilizza l’evaporazione diretta dell’acqua contenuta in ampi bacini e messa in moto con pompe e poi spruzzata (tipo una fontana) da ugelli nell’aria, così da ottenere un effetto raffreddante per evaporazione di parte di essa. 41.2.2 Torri di raffreddamento a circuito chiuso. Come si è prima accennato, l’impiego di torri di raffreddamento a circuito chiuso è necessario quando intervengono particolari esigenze. È questo il caso della necessità di impedire (o di ridurre) le possibilità di sviluppare concentrazioni infettive di Legionella. Attualmente sono disponibili torri a circuito chiuso con batterie (nelle quali cir-

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Fig. 41.6

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Torri di raffreddamento assiali in parallelo in un grande impianto di raffreddamento.

cola l’acqua da raffreddare) che possono essere irrorate o meno di acqua. Fin quando la temperatura dell’aria esterna è sufficientemente bassa per mantenere al valore dovuto la temperatura dell’acqua, l’acqua non viene spruzzata sulle alette delle batterie. Quando però la temperatura dell’aria esterna diventa troppo elevata per poter ottenere la potenza di raffreddamento e la temperatura del liquido raffreddato alle condizioni di progetto, entra automaticamente in funzione il sistema per spruzzare la necessaria quantità di acqua sulle alette delle batterie (funzionamento SPRAY). L’evaporazione dell’acqua spruzzata sulle alette della batteria aumenta drasticamente la potenza dell’apparecchio, consentendo di mantenere la temperatura del liquido raffreddato alle condizioni di progetto a qualsiasi valore della temperatura dell’aria esterna. Questa innovativa tecnologia consente inoltre di ottenere, in funzione della temperatura del bulbo umido dell’aria ambiente, una temperatura del liquido raffreddato uguale o inferiore alla temperatura del bulbo secco dell’aria ambiente, con importanti vantaggi energetici (COP). La temperatura ambiente di passaggio dal funzionamento DRY al funzionamento SPRAY è una scelta progettuale e si colloca generalmente attorno ai 20 °C. È importante evidenziare che la gran parte dell’acqua spruzzata sulle alette viene evaporata, escludendo di conseguenza la necessità di realizzare sotto l’apparecchio

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una bacinella per raccogliere e ricircolare l’acqua spruzzata, con enormi benefici igienici. In diverse località dell’Europa centrale è stato verificato che per circa 900 ore di funzionamento occorre irrorare le batterie (modalità SPRAY) mentre per le rimanenti (cioè per la maggior parte del tempo) il funzionamento è in modalità DRY, con i vantaggi di un minor consumo di acqua e di energia elettrica. 41.3

MATERIALI IMPIEGATI

Tutti i materiali utilizzati nella realizzazione delle torri sono scelti con l’intento di resistere alla corrosione dovuta all’acqua e alle sostanze contenute nell’aria. Le torri prefabbricate, che sono quelle normalmente impiegate negli impianti di condizionamento di piccola e media potenzialità, sono realizzate in acciaio zincato o con lamiere trattate con polveri epossidiche. Sono anche impiegate fibre di vetro, polipropilene, ABS (acrilonitrile, butadiene, stirene), sia per la struttura sia per gli altri componenti. Il materiale di riempimento è costituito da pacchi in PVC variamente aggregati. Le torri molto grandi, costruite sul luogo di installazione, sono spesso realizzate in legno speciale (redwood o abete) impregnato con sostanze protettive per impedire l’attacco di termiti, funghi ecc. Per il funzionamento invernale, qualora necessario, sono previsti riscaldatori immersi nell’acqua del bacino oppure si ricorre ai sistemi già esaminati nel capitolo 36. 41.4

SISTEMI DI REGOLAZIONE

Durante il periodo di funzionamento sia le condizioni termoigrometriche dell’aria esterna sia il calore da dissipare alla torre sono eminentemente variabili, cosicché è necessario, per mantenere la temperatura di condensazione sui valori fissati, effettuare una qualche regolazione. Il metodo più semplice è quello di escludere gradualmente dal funzionamento i ventilatori; ciò può essere fatto con torri a più celle o con torri in parallelo; questa è la soluzione più economica quando non è necessario uno stretto controllo della temperatura dell’acqua raffreddata. In aggiunta si possono anche prevedere motori a doppia polarità aumentando così i gradini del controllo. Un altro sistema è quello di disporre serrande modulanti sull’aria in maniera da parzializzarne il flusso; questo sistema può essere adottato assieme ai motori a doppia velocità. Un ulteriore miglioramento del sistema si ha prevedendo motori a velocità variabile; si ha così una continuità di variazione e si possono conseguire veramente interessanti risparmi energetici. Nelle torri a induzione il controllo di capacità è ottenuto riducendo l’acqua (e, quindi, l’aria indotta) impiegando pompe in serie e variandone la velocità di rotazione. Il sistema di by-passare una parte di acqua deve essere attentamente valutato quando possa esserci pericolo di gelo per scarsa circolazione di acqua nella torre.

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41.5

FREE-COOLING

Nei periodi di ridotto carico termico ambiente e/o con ridotte temperature esterne, quando, cioè, è possibile e conveniente tollerare una temperatura dell’acqua refrigerata più alta dei classici 7 °C, si possono impiegare le torri in maniera da utilizzare il raffreddamento gratuito (free-cooling). Al ridursi del carico termico sensibile, infatti, si riduce anche quello latente e, quindi, la necessità di deumidificazione. I sistemi possibili, che di volta in volta andranno esaminati, sono essenzialmente due: – free-cooling indiretto; – free-cooling diretto. Il free-cooling indiretto si può ottenere ponendo in comunicazione l’evaporatore e il condensatore; per effetto della circolazione dell’acqua di torre e dell’acqua del circuito si crea una migrazione di vapore dall’evaporatore al condensatore con una modesta resa frigorifera (fig. 41.7), pur mantenendo fermo il compressore. Tale sistema è possibile solo con particolari tipologie di refrigeratori. Un altro sistema, sempre indiretto, è quello schematicamente raffigurato nella fig. 41.8. Esso prevede l’inserimento, nel circuito dell’acqua refrigerata e in paralle-

Fig. 41.7

Free-cooling indiretto sfruttando la migrazione naturale del frigorigeno.

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Fig. 41.8

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Free-cooling indiretto con scambiatore di calore.

lo all’evaporatore, di uno scambiatore di calore, al primario del quale viene fatta circolare l’acqua raffreddata in una torre di raffreddamento; in questo caso il refrigeratore è totalmente by-passato. Il free-cooling diretto (fig. 41.9) prevede di inviare l’acqua di torre direttamente nel circuito utilizzatore. Poiché sussiste il pericolo di inquinare il circuito chiuso utilizzatore con acqua non pulita proveniente dalla torre, in questo sistema si presta bene l’impiego della torre di raffreddamento in circuito chiuso. 41.6

INSTALLAZIONE E MANUTENZIONE

Nell’installazione delle torri occorre tener conto di diversi fattori che possono influenzare sia la resa sia le altre caratteristiche più o meno negative: rumore, vibrazioni ecc. È necessario, anche dopo aver interpellato il fornitore, tener conto:

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Fig. 41.9

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Free-cooling con utilizzo diretto dell’acqua proveniente da torre in ciclo chiuso.

– degli spazi necessari tutt’intorno alla torre per far sì che l’aria affluisca alle prese senza difficoltà; – della necessità che l’aria calda e umida, scaricata dalla parte più alta, non possa essere ripresa; ciò può capitare per effetto dell’azione del vento, di ostacoli ecc. (fig. 41.10); – della necessità che l’aria calda, umida e ricca di contaminanti chimici e biologici non entri nelle prese di aria esterna dei sistemi di climatizzazione; – delle esigenze estetiche e architettoniche; – delle esigenze strutturali; – del rumore emesso ecc.; – dell’opportunità di non installare la torre in prossimità di scarichi di aria o fumi aventi condizioni termoigrometriche e di inquinamento peggiori dell’aria esterna; favorire, viceversa, la vicinanza a griglie di espulsione di aria proveniente dagli ambienti condizionati, più favorevole visto la temperatura al bulbo umido.

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Fig. 41.10

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Possibile ritorno dell’aria calda e umida verso le prese d’aria.

Qualora le torri siano più di una bisognerà rispettare anche le distanze relative fra le macchine, come suggerito nella fig. 41.11. Le torri, essendo macchine che normalmente devono essere sollevate per il posizionamento sulle coperture, sono in genere dotate di elementi atti a facilitare l’aggancio al braccio della gru (si veda la fotografia della fig. 41.12). Nel valutare il peso da sollevare si controlli attentamente la differenza tra peso a vuoto e peso in funzione che, nel caso delle torri, risulta sensibilmente differente. Il peso in funzione, cioè con la torre avente il bacino pieno d’acqua, è un dato fondamentale per lo studio del basamento d’appoggio. Premesso che è sempre necessario far calcolare da persona qualificata la resistenza delle strutture sulle quali grava il basamento e la torre, si dà, facendo riferimento alle figg. 41.13 e 41.14, un esempio di basamento tipico. Esso è stato realizzato utilizzando un telaio di profilati HE 120 B uniti tra loro mediante piastre e bulloni e appoggiato su 6 supporti antivibranti scelti in funzione del tipo di macchina da isolare, del regime di giri al minuto, del peso complessivo di torre più telaio di sostegno, del numero di punti di sostegno, delle dimensioni d’ingombro e del tipo di struttura portante. I supporti antivibranti sono solidali da un lato con il telaio e dall’altro con la struttura d’appoggio.

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Fig. 41.11

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Distanza (mm) fra le torri necessaria per evitare interferenze reciproche.

Nel caso particolare in esame sono stati realizzati due muretti di calcestruzzo armato, disposti perpendicolarmente ai travetti del solaio sottostante; per giungere a questa decisione, poiché si stava operando su un edificio esistente, è stato necessario effettuare assaggi sul solaio. In altri casi, più semplicemente, è sufficiente appoggiare i supporti sul solaio se già adatto a sostenere il peso. Un basamento come quello descritto elimina la trasmissione di vibrazioni alle strutture purché vengano inseriti, tra le tubazioni e la torre, adeguati giunti antivibranti. Una volta determinata la posizione relativa tra torre e gruppo frigorifero, è necessario dimensionare il circuito idraulico di collegamento tra le due macchine onde definire il diametro dei tubi e le caratteristiche delle pompe di circolazione. Le tubazioni sono da calcolarsi in modo da evitare una perdita di carico lineare

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Fig. 41.12

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Sollevamento di una torre sul terrazzo di un edificio.

superiore a 200 ⫼ 500 Pa per metro e tenendo in considerazione che sul circuito dalla torre alla pompa si verifica, nel tempo, un aumento delle perdite di carico per effetto dello sporcamento dei filtri e dell’accumulo di incrostazioni nei tubi. Definito il diametro e il percorso delle tubazioni si può calcolare la perdita di carico totale del circuito sommando: – la perdita di carico delle tubazioni (continue più le accidentali); – la perdita di carico nel condensatore, ricavabile dai cataloghi tecnici dei produttori; – la perdita di carico attraverso gli ugelli della torre (fornita dai costruttori); – la prevalenza geodetica della pompa costituita dalla differenza tra il battente sulla mandata e il battente sull’aspirazione. Calcolate le perdite di carico e la portata d’acqua, sulla base del salto termico di progetto e della quantità di calore da smaltire con la torre, si seleziona la pompa di circolazione. La scelta della pompa deve essere effettuata con molta cura perché una sua eccessiva prevalenza, in rapporto alla resistenza del circuito, porta a prestazioni della torre inferiori al necessario in quanto, aumentando la portata d’acqua, viene a mancare il corretto rapporto tra questa e l’aria che circola nella torre, impedendo un adeguato raffreddamento dell’acqua stessa.

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Basamento e supporti antivibranti per una torre di raffreddamento.

Allo stesso modo, se la prevalenza è insufficiente circolerà una portata inferiore a quella prevista, con una possibile riduzione delle prestazioni della torre. Il progetto esecutivo del circuito idraulico è di per sé abbastanza semplice; riassumendo quanto già precedentemente detto, i componenti formanti il circuito idraulico sono: – saracinesche d’intercettazione; – pompe di circolazione; – valvole di ritegno a valle delle pompe; – filtri a monte delle pompe sul circuito di ritorno dalla torre;

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Fig. 41.14 – – – –

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Basamento e supporti per una torre.

manometri e termometri; eventuali organi di regolazione; flussostati per il controllo della circolazione dell’acqua nel circuito; tubazioni.

Tutti i componenti, pertanto, sono di relativamente facile messa in opera. Le difficoltà maggiori sono conseguenti al peso delle tubazioni; in un impianto di condizionamento, infatti, le tubazioni di diametro maggiore sono generalmente proprio quelle di collegamento tra torre e gruppo frigorifero. Se, inoltre, la torre è in copertura e il gruppo frigorifero al piano terra, si deve realizzare un collegamento verticale che richiede un attento studio degli staffaggi, sia in relazione al peso dei tubi (ai quali va aggiunto il peso del contenuto d’acqua) sia in relazione alle dilatazioni che, seppur modeste visto il limitato intervallo di temperatura nel quale si opera, sono sempre da verificare. Anche nello studio degli staffaggi, come già visto per i basamenti, sarebbe necessaria un’analisi combinata con lo strutturista onde valutare attentamente gli ancoraggi delle staffe nelle strutture. Le tubazioni non vengono, in genere, mai isolate in quanto convogliano acqua ad una temperatura di poco superiore a quella atmosferica e poiché una eventuale cessione di calore all’esterno è favorevole al funzionamento, alleggerendo, seppur di poco, il carico sulla torre. Allo stesso modo non è necessario ricorrere a staffaggi con sistemi atti a prevenire la formazione di condense, come per l’acqua refrigerata. Realizzato il circuito si deve effettuare un accurato lavaggio delle tubazioni, controllarne la tenuta e, quindi, procedere all’avviamento verificando che la portata sia

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conforme a quella di progetto. La verifica di portata si fa ricorrendo alle curve di prestazione della pompa, fornite dal costruttore, in funzione della prevalenza, ricavata per differenza dai valori letti sui manometri posti a valle e a monte della pompa stessa. Un ultimo accorgimento pratico relativo al circuito idraulico e necessario nel caso di accoppiamento di due o più torri è quello di prevedere un collegamento di equilibratura tra i bacini d’acqua. Infatti, una possibile occlusione di alcuni ugelli di una torre o un diverso intasamento dei filtri a rete, posti sull’attacco di uscita dai bacini, provocherebbe un abbassamento del livello nella torre sfavorita fino a causare aspirazione d’aria alle pompe e conseguente loro blocco. Il collegamento di equilibratura può realizzarsi richiedendo al costruttore torri un apposito attacco sul fondo del bacino, oppure, qualora sia assicurata una buona manutenzione del sistema e il fenomeno non assuma proporzioni rilevanti, collegando tra loro gli attacchi degli scarichi di fondo e unificando il troppopieno e lo scarico (fig. 41.15). Solo in casi particolari sarà necessario utilizzare vasche intermedie di equilibratura.

Fig. 41.15

Schema di collegamento fra due torri.

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Per quanto riguarda la manutenzione è sempre bene attenersi ai suggerimenti e alle prescrizioni del costruttore; in loro mancanza si devono eseguire gli interventi più importanti qui descritti. – Lato aria: - controllo dei motori e dei circuiti elettrici; - controllo della tensione delle cinghie delle trasmissioni; - controllo dell’equilibratura dell’albero e delle condizioni dei cuscinetti; - controllo e pulizia dei separatori di gocce del pacco alveolare. – Lato acqua: - pulizia del bacino e dei filtri; - pulizia degli ugelli; - controllo e taratura dello spurgo e del sistema di addolcimento dell’acqua (se presente); - aggiunta di eventuale biocida antialghe. Molta cura e attenzione vanno poste nella gestione delle torri di raffreddamento, in quanto esse possono essere la causa di serie e gravi epidemie dovute alla Legionella pneumophila. Le ispezioni, la pulizia dei bacini, il controllo dell’acqua degli scarichi, l’iniezione di alghicida ecc. possono scongiurare questo pericolo che annualmente colpisce migliaia di persone. Più in generale è necessario verificare la parte strutturale della macchina controllando la presenza di ruggine. Strettamente legata alla manutenzione della torre vi è anche quella del condensatore del gruppo frigorifero. Lo spurgo continuo e l’addolcimento dell’acqua di reintegro, infatti, rallentano la precipitazione di carbonati ma non la inibiscono completamente e le incrostazioni vanno a formarsi sulle superfici che cedono calore e cioè, in pratica, i tubi dei condensatori. Sarà, quindi, necessario disincrostare periodicamente i fasci tubieri utilizzando scovoli in bronzo o effettuando un lavaggio chimico.

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Parte settima RISORSE ENERGETICHE

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GREEN PROJECT

42.1

INTRODUZIONE

Da qualche tempo si parla sempre più frequentemente di green design, “sostenibilità” e “buona progettazione”, perché ormai ci si è resi conto, in tutto il mondo, che deve essere modificato l’impatto dell’uomo sulla natura. Green è una di quelle parole che può avere decine di significati a seconda delle circostanze: una di queste è il “verde”, esistente in natura (erba, alberi, foglie) ed è con questo riferimento (simbolico) alla natura che il termine viene oggi utilizzato nel campo dell’impiantistica. Una progettazione green oriented è quella coscienziosa del rispetto della natura e del naturale ordine delle cose: si tratta, cioè, di un progetto che minimizza l’impatto negativo dell’attività umana sull’ambiente che ci circonda, senza, peraltro, negare le necessità dettate da una vita normale che vede nascita, crescita e morte in accordo, però, con la natura e i processi naturali. Sintetizzando, quindi, un green building, alla cui realizzazione convergono architetti, strutturisti, impiantisti, è un edificio che permette il raggiungimento di elevate prestazioni, mantenute durante tutta la sua vita, e tali da consentire quanto segue. – Minimi consumi, conseguenti a una drastica riduzione dei fabbisogni e a un miglioramento dei rendimenti, quando vengono utilizzate fonti energetiche naturali e non rinnovabili quali: petrolio, gas, acqua ecc. Inversamente incrementando il ricorso a fonti energetiche rinnovabili; – Minime emissioni nell’atmosfera di sostanze che possono avere un impatto negativo sull’ambiente, in particolare quelle responsabili dell’effetto serra, del riscaldamento dell’atmosfera, il particolato (PM10 e PM2,5), ecc. Per particolato si intendono le particelle solide e liquide sospese nell’aria (esclusa l’acqua pura); il PM10 è il particolato atmosferico che ha un diametro uguale o inferiore a 10 μm e il PM2,5 è la frazione più fine del PM10, costituita dalle particelle con diametro uguale o inferiore a 2,5 μm. Si noti che il diametro delle particelle è considerato il parametro più importante per caratterizzare il comportamento fisico del particolato atmosferico e che il PM2,5 è il particolato più pericoloso per la salute e l’ambiente in quanto, da un lato può rimanere sospeso nell’atmosfera per giorni o settimane e, dall’altro, potendo penetrare in profondità nei polmoni, è potenzialmente il più dannoso per la salute. Le particelle “fini”, con diametro inferiore 2,5 μm, raggiungono la zona polmonare nella quale avvengono gli scambi sangue-ossigeno; possono causare sintomatologie respiratorie, irritazioni, infiammazioni e danni ai polmoni. Per quanto riguarda le sorgenti di PM2,5, le più importanti sono la combustione di combustibili fossili nei motori dei veicoli, nelle centrali energetiche e

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nei processi industriali, e poi altri processi industriali e l’utilizzo di solventi. – Minime discariche di effluenti liquidi e rifiuti solidi, fra i quali si devono includere anche quelli delle demolizioni dell’edificio stesso al termine della sua vita utile. Ciò significa impiegare, nella costruzione, materiali il più possibile naturali e non inquinanti. – Minimo impatto sull’ecosistema locale. – Massima qualità dell’ambiente interno: qualità dell’aria (IAQ: Indoor Air Quality), condizioni termoigrometriche, livelli di illuminamento, acustici e sonori e, last but not least, gli aspetti estetici, garantendo, altresì, l’ergonomia degli spazi abitati. Per quanto attiene al significato di sostenibilità si riportano alcune definizioni molto calzanti che si lasciano alla riflessione dei lettori. 1. “Everyone talks about sustainability, but no one knows what it is.” (Dr. Karl-Henrik Robert, founder of the organization, The Natural Step) 2. “Humanity must rediscover its ancient ability to recognize and live within the cycles of the natural world.” (The Natural Step for Business) 3. Development is sustainable “if it meets the needs of the present without compromising the ability of future generations to meet their own needs.” (Brundtland Commission of the United Nations) 4. To be sustainable, “a society needs to meet three conditions: its rates of use of renewable resources should not exceed their rates of regeneration; its rates of use of non-renewable resources should not exceed the rate at which sustainable renewable substitutes are developed; and its rates of pollution emissions should not exceed the assimilative capacity of the environment.” (Herman Daly) 5. “Sustainability is a state or process that can be maintained indefinitely. The principles of sustainability integrate three closely intertwined elements – the environment, the economy and the social system – into a system that can be maintained in a healthy state indefinitely.” (Design Ecology Project) 6. “In this disorganized, fast-paced world, we have reached a critical point. Now is the time to rethink the way we work, to balance our most important assets.” (Paola Antonelli, Curator, Department of Architecture and Design, New York City Museum of Modern Art) L’ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Inc.) assume questa definizione: “Sustainability is providing for the needs of the present without detracting from the ability to fulfill the needs of the future” molto simile a quella riportata al terzo punto dell’elenco precedente. 42.2

FONTI ENERGETICHE PRIMARIE

Le fonti energetiche primarie, direttamente disponibili nell’ambiente naturale e alle quali l’umanità fa ricorso, possono essere distinte in esauribili, praticamente inesauribili e rinnovabili. Sono esauribili quelle fonti energetiche presenti nel nostro mondo in quantità finita (limitata) e la cui possibilità di rigenerazione è molto inferiore alla

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velocità di consumo: tali sono tipicamente le fonti combustibili fossili. Altre fonti mettono anch’esse in gioco riserve terrestri finite, ma il loro sfruttamento sarebbe possibile per molte migliaia d’anni: è questo il caso della fonte energetica nucleare. Nella tab. 42.1 è riportata una classificazione delle fonti primarie di energia. Tab. 42.1

Classificazione delle fonti primarie di energia Combustibili fossili convenzionali

Solidi (carbone ecc.) Petrolio Gas naturale

Idem non convenzionali

Scisti oleosi, sabbie bituminose

Nucleare

Fissione Fusione

Geotermia alta/media temperatura

Rocce umide Rocce secche

Idem temperatura neutra (GSHP)(*)

Terreno

Esauribili

Praticamente inesauribili

Idraulica Eolica Solare diretta Maree, onde Gradienti termici oceanici Biomasse, rifiuti

Rinnovabili

(*)

GSHP ⫽ ground source heat pump.

Per contro, sono dette rinnovabili quelle fonti che si rigenerano, che sono cioè ripristinate nella stessa quantità in cui sono consumate e sono, perciò, inesauribili, almeno in una scala temporale di dimensione umana. I combustibili fossili, durante il loro sfruttamento emettono inquinanti di vario tipo e costituiscono di gran lunga la causa principale dell’effetto serra antropico, a causa dell’emissione in atmosfera dell’anidride carbonica CO2 (tabella 42.2, i dati sono medi per prodotti tipici). Ben noti sono anche i problemi posti dallo sfruttamento della fonte nucleare da fissione: sicurezza e smaltimento/deposito delle scorie, dismissione dell’impianto ecc. Tab. 42.2 Anidride carbonica sviluppata per unità di energia prodotta (potere calorifico inferiore) nella combustione di combustibili fossili. Sviluppo di CO2 nella combustione di combustibili fossili Combustibile CO2 sviluppata (kg/kWht)

Carbone 0,36

Petrolio 0,27

Gas naturale 0,20

Per quanto riguarda le fonti fossili esauribili, la tab. 42.3 fornisce la situazione globale al 2005, per quanto riguarda la produzione annua e l’entità delle riserve pro-

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vate; si usano le dizioni petrolio, gas naturale e carbone come equivalenti per combustibili liquidi, gassosi e solidi. Come “riserve provate” si intendono quelle quantità che con ragionevole certezza le informazioni geologiche e tecniche indicano come recuperabili nel futuro nelle condizioni economiche e operative esistenti. Tab. 42.3

Produzione annua e riserve provate primarie fossili nel 2005 Fonti primarie fossili - Mondo 2005

Fonte Petrolio Gas naturale Carbone (*)

Produzione [Mtep/anno]

Riserve provate [Mtep](*)

Rapporto riserve / produzione [anni]

3836,8 2474,7 2929,8

156.000 161.000 454.000

40,6 65,1 155

1 tep ⫽ 11.628 kWh.

L’ultima colonna della tab. 42.3 indica il rapporto tra l’entità della riserva provata a fine 2005 e la produzione dell’anno; è l’ipotetico tempo di esaurimento della risorsa considerata a produzione costante, escludendo ulteriori rinvenimenti. È evidentemente solo un parametro da guardare come indicativo della disponibilità residua della fonte. Si vede come i combustibili solidi costituiscano la risorsa fossile con maggiore disponibilità, ma, purtroppo, è anche quella che induce il più severo impatto da effetto serra antropico.

42.3 OBIETTIVI DELLA PROGETTAZIONE ENERGETICAMENTE ORIENTATA La progettazione di un edificio rappresenta la fase più delicata dell’intero processo di realizzazione: è necessario, perciò, esaminare approfonditamente come pervenire alla soluzione attesa, nel rispetto dei concetti che sono posti alla base di un greenproject. Gli obiettivi da raggiungere sono: – ottenere un consumo energetico che sia almeno il 50% inferiore a quello di un normale edifico, realizzato nello stesso luogo e con le stesse funzioni; – raggiungere un valore di punta della potenza elettrica installata che non sia maggiore di 45 watt per metro quadrato di area lorda di pavimento; – provvedere ad almeno il 15% del fabbisogno energetico annuale dell’edificio con fonti di energia rinnovabile. Per cogliere questi obiettivi il team di progettazione (architetti, strutturisti, impiantisti, esperti in problemi energetici) deve lavorare con impegno, esaminando i diversi problemi sul tappeto, pervenendo a soluzioni mirate: – verificare l’orientamento degli edifici e, ove possibile, ottimizzarlo per rendere minimo il consumo energetico;

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– concepire l’involucro, le vetrate e i sistemi per la climatizzazione in modo da ridurre i consumi e i costi di gestione nel corso dell’intera vita dell’edificio; – definire correttamente i carichi termici: affollamento e dissipazione di calore in ambiente, nonché le condizioni di riferimento e di funzionamento degli impianti; – garantire con i sistemi di ventilazione un’eccellente qualità dell’aria interna; – progettare gli impianti di climatizzazione perché siano in grado di raggiungere e mantenere le condizioni termoigrometriche di benessere, in tutte le possibili condizioni di carico e di funzionamento; – prevedere sistemi di regolazione automatica DDC, con microprocessori (Digital Direct Control), che permettono un controllo continuo e di precisione delle diverse variabili in gioco: – temperatura ambiente, – umidità relativa ambiente, – qualità dell’aria, – livello di illuminamento diurno nelle zone perimetrali e in quelle interne negli edifici, – livelli di illuminamento notturno; – realizzare gli impianti in maniera tale da evitare impatti negativi sull’ambiente e sugli occupanti, quali potrebbero essere: – le emissioni inquinanti, – il rumore; – garantire in tutti i sistemi di trattamento dell’aria destinata alla climatizzazione, elevate efficienze di filtrazione; – rendere semplice la manutenzione, condizione di rilevante importanza perché sia garantita e mantenuta l’efficienza del funzionamento, per tutta la vita utile degli edifici. Lo stesso dicasi in relazione al calcolo del fabbisogno termico del periodo invernale, per la progettazione della centrale termica, poiché, oltre alle dispersioni attraverso gli involucri edilizi, occorrerà considerare gli apporti dovuti ai recuperi di calore, all’energia solare captata ecc. Tutti questi calcoli devono essere seguiti, quindi, con estrema cura, tenendo in considerazione tutti i parametri in gioco. Soltanto così sarà possibile adottare strategie che consentano una riduzione delle potenze in gioco e, quindi, dell’energia spesa nei corso degli anni.

42.4

STRATEGIE PER CONTENERE I CONSUMI ENERGETICI

Vengono esaminate ora alcune strategie per il contenimento dei consumi: 42.4.1 “Consiglio n. 1”. Preraffreddamento notturno. II preraffreddamento notturno consiste nel far circolare aria fredda negli edifici nel periodo di non occupazione, onde raffreddare le strutture; in tal modo queste si comportano come serbatoi di accumulo di “freddo” che viene poi restituito agli ambienti di giorno.

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Esistono due possibilità: – ventilazione notturna con aria esterna non raffreddata meccanicamente; – ventilazione notturna con aria raffreddata. La prima modalità è, senza dubbio, quella più economica (viene spesa soltanto energia per muovere l’aria esterna minima: in genere 2 vol.amb./h) e anche la più utile, in quanto la ventilazione con aria esterna rimuove gli odori e i contaminanti sempre presenti negli ambienti (strutture, arredi, effetti personali ecc.), rendendo così elevata la qualità dell’aria interna. La fattibilità di questa possibile strategia è legata: – alle variazioni diurne della temperatura esterna; – al livello di umidità dell’aria. Un altro aspetto da tener presente è quale potrà essere la risposta degli occupanti, quando, nelle prime ore lavorative, la temperatura ambiente potrebbe essere più bassa del set-point. Il preraffreddamento notturno con aria preraffreddata meccanicamente deve essere valutato con attenzione perché, se da un lato si ha una spesa energetica, dall’altro si riduce, per effetto dell’accumulo nelle strutture, la potenzialità frigorifera totale installata. 42.4.2 “Consiglio n. 2”. Ventilazione naturale. In questi ultimi anni sta diffondendosi, sempre di più, il desiderio di ventilare gli edifici ricorrendo a sistemi di ventilazione naturale diretta, ottenuta molto semplicemente aprendo i serramenti. Il sistema comporta innegabili vantaggi energetici e quelli relativi alla gradevole percezione da parte degli occupanti; occorre considerare anche i problemi relativi alla qualità dell’aria, al rumore, alle correnti d’aria ecc. In buona parte degli edifici destinati a uffici, vengono realizzate ampie superfici vetrate che determinano carichi termici non trascurabili per effetto della radiazione solare, notevoli sono, inoltre, i carichi termici interni dovuti alle apparecchiature elettroniche installate ecc. Non di meno è possibile realizzare sistemi ibridi (ventilazione naturale e climatizzazione meccanica), purché il sistema sia controllato da un sistema DDC di supervisione, dotato di un software tale da poter intervenire: – sull’apertura delle vetrate (in correlazione con il vento, la pioggia e altri eventi meteorologici); – sull’ombreggiamento dalle radiazioni solari dirette; – sulla temperatura dell’ambiente; – sull’umidità relativa dell’ambiente; – sulla temperatura dell’acqua inviata ai terminali (travi fredde, pannelli radianti ecc.). Si può, quindi, studiare un sistema Open Window System, che permetta una scelta di set-point dinamici dei principali parametri di funzionamento, in modo tale da mantenere le condizioni di comfort termoigrometrico negli ambienti, anche aprendo le finestre, per gran parte delle stagioni primaverili e autunnali e, parzialmente, anche nella stagione estiva per il periodo con condizioni esterne non superiori a 26 °C col 55% di u.r.

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Il sistema descritto è conveniente e funzionale utilizzando il sistema di climatizzazione con travi fredde che utilizzano la tecnologia dry-pack. Le condizioni di funzionamento per cui è possibile ricorrere a questo funzionamento misto (ventilazione naturale e meccanica) sono riportate nella tabella 42.4. Tab. 42.4

Condizioni per funzionamento misto con ventilazione naturale e meccanica

Temperatura ambiente (°C) Limite: contenuto assoluto di umidità nell’aria (g/kg) ⌬x considerato (g/kg) Umidità assoluta aria immessa (g/kg) Condizioni aria primaria T (°C)/u.r. (%) T dew point, limite (°C) T mandata acqua alle travi (°C) T media acqua (°C) ⌬t aria/acqua (°C)

26 11.5 2.0 9.5 15/90 16.0 13.5 15.0 11.0

25 11.0 2.0 9.0 14/90 15.3 12.8 14.3 10.7

24 10.5 2.0 8.5 13/90 14.7 12.2 13.7 10.3

23 10.0 2.0 8.0 12/90 14.0 11.5 13.0 10.0

Se le condizioni esterne sono migliori di quelle limiti anche le condizioni interne risulteranno migliorate. Per condizioni di temperatura esterna superiori a 26 °C e fino a 28 °C la temperatura interna tenderà a essere intermedia tra quella esterna e quella programmata, dipendendo dalle condizioni di ventilazione naturale che si instaurano. I vantaggi energetici derivanti da questa tecnologia sono notevoli e si può conseguire un risparmio fino al 25%. 42.4.3 “Consiglio n. 3”. Efficienza delle macchine. La riduzione dei consumi energetici si può ottenere agendo, anche, sull’efficienza delle macchine impiegate per la climatizzazione. Non essendo ancora disponibili in Italia norme al riguardo (tranne che nel settore del riscaldamento), nella progettazione degli impianti si devono attentamente valutare i dati forniti dall’ASHRAE Standard 90.1, 2001, fra i quali molto importanti sono quelli del COP per i gruppi di refrigerazione: – efficienza minima dei gruppi di refrigerazione a vite raffreddati ad acqua, per potenze maggiori di 1.000 kW, COP ⫽ 5,50; – efficienza minima dei gruppi refrigeratori centrifughi raffreddati con acqua, per potenze maggiori di 1.000 kW, COP ⫽ 6,10; – efficienza minima per gruppi ad assorbimento, a semplice effetto, raffreddati con acqua, COP ⫽ 6,10. 42.4.4 “Consiglio n. 4”. Recuperi di calore. La facciata è l’involucro di un edificio e ne rappresenta l’investimento economico più importante. Il rendimento energetico di una facciata, ad esempio, dipende notevolmente dalle sue prestazioni e apparenti risparmi iniziali comportano spesso costi successivi più elevati. L’efficacia stessa degli impianti, a causa delle scelte sull’involucro, viene talvolta compromessa.

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La facciata deve, pertanto, essere vista come un componente integrato con la struttura e gli impianti e, quindi, come un fattore molto influente sui costi di funzionamento e manutenzione. Purtroppo, molti edifici oggi sono progettati considerando i costi iniziali come il principale e spesso unico obiettivo, poiché danno veloci ritorni di capitale all’investitore, mentre a lungo termine i costi operativi sono a carico dell’utente. Si dovrebbero, invece, prendere in considerazione molte altre componenti nel costo totale di un edificio, non ultimo il benessere degli utenti. Incrementi della produttività dovuti a miglioramenti del comfort e dell’illuminazione possono velocemente compensare i maggiori costi iniziali. 42.4.5 “Consiglio n. 5”. Recuperi di calore. Il recupero di calore dall’aria espulsa dagli edifici può essere ottenuto con diversi sistemi, descritti e commentati nel cap. 29. 42.4.6 “Consiglio n. 6”. Distribuzione dell’aria in ambiente per “dislocamento”. Quando questo sistema di immissione dell’aria in ambiente è fattibile, i risparmi conseguibili sono il miglioramento dell’efficienza di ventilazione e consumi energetici inferiori a quelli che si hanno con i sistemi a miscelazione (vedasi cap. 14). 42.4.7 “Consiglio n. 7”. Demand Ventilation Control (DVC). capitolo 11.

Se ne parla nel

42.4.8 “Consiglio n. 8”. Controllo della portata di aria esterna. Allo scopo di evitare (frequente nei casi di impianti molto estesi) che la quantità di aria esterna immessa in alcuni locali sia superiore ai valori consigliati. 42.5

L’INVOLUCRO EDILIZIO

Oltre alla protezione dall’aria e dall’acqua, l’involucro edilizio deve trovare un equilibrio tra protezione dall’irraggiamento e trasmissione della luce. Un’illuminazione efficace è importante non solo quando permette un risparmio energetico, grazie al ridotto utilizzo di luce artificiale, ma anche quando aumenta notevolmente il comfort degli utenti permettendo una interattività con l’ambiente esterno. Collocare grandi superfici vetrate in un edificio significa massimizzare il beneficio della luce naturale, ma è necessario intervenire per ridurre la trasmissione di calore all’interno in estate e la dispersione di energia verso l’esterno in inverno. La trasmissione di calore all’interno di un edificio attraverso la facciata avviene principalmente tramite la radiazione solare, individuata dal fattore solare (FS) e attraverso la conduzione dovuta alle differenze di temperatura tra l’aria interna e quella esterna, come misurato dal valore K [W/(m2 K)]. La luce visibile costituisce circa il 50% delle onde corte, che sono la causa del riscaldamento. Le conoscenze scientifiche attuali sulla protezione dalle radiazioni solari permettono di modificare le onde corte in onde lunghe e di lasciare passare la

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luce senza accumuli di calore. Questo è possibile grazie alle facciate attive o interattive. Le tipologie più diffuse sono illustrate di seguito. Parete convenzionale. Le facciate tradizionali con muro “passivo” forniscono delle prestazioni limitate. Il modo più pratico ed efficace per contenere la trasmissione del calore è ridurre la superficie vetrata della facciata. Questo non solo riduce la quantità di luce che entra nell’edificio ma pone anche dei vincoli alle scelte architettoniche. L’accumulo di calore è ridotto al minimo grazie all’uso di vari tipi di vetro: riflettenti, a bassa emissività e selettivi. Poiché la componente visibile della luce rappresenta il 50% dell’energia trasmessa dal sole sotto forma di calore, l’uso di questi vetri riduce notevolmente anche la trasmissione luminosa. Il risultato è una vista verso l’esterno meno gradevole e meno naturale. Per ridurre ulteriormente l’accumulo di calore, la maggior parte dei sistemi passivi utilizza schermature interne. L’efficienza di questi sistemi è condizionata dalla capacità di riflettere la radiazione solare in ingresso attraverso il vetro, prima che possa essere assorbita e convertita in calore. Una protezione interna, per esempio una veneziana, ha quindi una efficacia limitata se permette al calore di penetrare all’interno della stanza prima di riuscire ad attenuarlo. Il calore assorbito e re-irradiato dalla schermatura interna, dunque, contribuisce direttamente alla richiesta di un maggiore condizionamento da parte degli impianti e, quindi, a maggiori consumi energetici (fig. 42.1). Parete schermata. Alcuni test hanno dimostrato senza alcun dubbio che il modo migliore di controllare il calore del sole è con l’uso di protezioni esterne poiché intercettano la radiazione prima che questa entri nell’edificio (fig. 42.2). Per raggiungere la massima efficienza l’intera superficie vetrata deve essere schermata. Le protezioni esterne rappresentano un incremento dei costi a causa della difficoltà dell’installazione e della necessità di difendersi dalla pressione del vento; inoltre devono essere manovrabili per poter funzionare al meglio. Altri costi includono la manutenzione, la pulizia e la necessità di modificare e migliorare i sistemi di manutenzione dell’edificio. Protezioni fisse come i frangisole raramente forniscono una barriera completa, soprattutto nelle facciate rivolte ad est e ad ovest quando il sole sorge o tramonta. In questi casi, per provvedere a una protezione sufficiente, le schermature dovrebbero essere posizionate con un angolo tale che le funzioni principali di una finestra – il garantire visibilità e illuminazione – verrebbero praticamente annullate. Parete ventilata naturalmente. Le facciate a ventilazione naturale sono un sistema efficace per provvedere alla protezione dalle radiazioni solari. Il sistema si basa sul principio di utilizzare una schermatura esterna (veneziana) protetta da un vetro semplice; si realizza così un sistema nel quale circola aria proveniente dall’esterno (fig. 42.3). Affinché la parete sia efficacemente ventilata la larghezza dell’intercapedine deve essere molto maggiore rispetto a una parete a doppia pelle di cui si dirà appresso.

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Fig. 42.1

Parete convenzionale.

Facciate attive. Le facciate attive si basano sullo stesso principio delle pareti ventilate ma presentano ulteriori vantaggi. La facciata è più compatta, poiché richiede uno spessore inferiore rispetto a una parete ventilata naturalmente. Con una facciata attiva, gli accumuli di calore sono eliminati utilizzando l’aria interna della stanza. Durante l’inverno, il vetro interno può essere mantenuto a temperature vicine a quelle della stanza (con differenze di 1-2 gradi), in modo da eliminare qualsiasi trasmissione del freddo e permettere un migliore uso dell’area perimetrale dell’edificio. Il calore rimosso da una parete attiva può essere utilizzato in collegamento con un sistema di scambio di calore in modo da garantire un ulteriore risparmio energetico. Una parete con circolazione meccanica dell’aria è simile a una parete con ventila-

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Fig. 42.2

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Parete schermata.

zione naturale ma l’intensità della ventilazione è controllata grazie all’uso di un sistema convettore che utilizza una quantità di energia limitata, oppure è connesso all’impianto elettrico. Questo sistema è indipendente dai principali impianti dell’edificio. Grazie alla compattezza della facciata, il vetro interno è completamente apribile, permettendo sia facilità di pulizia e manutenzione, sia la possibilità di ventilare gli ambienti. Facciate a doppia pelle. Per facciata ventilata (a doppio involucro o a doppia pelle ecc.) si intende un sistema di chiusura costituito da due pareti, trasparenti o meno,

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Fig. 42.3

Parete ventilata naturalmente.

separate da una intercapedine più o meno grande, caratterizzata dalla presenza di flussi di aria attivati naturalmente o artificialmente. Tali flussi, adeguatamente strutturati, per ciò che attiene la provenienza, la portata e la velocità, sono potenzialmente in grado di regolare e di migliorare il comportamento termico dell’involucro al variare delle stagioni, nonché influenzare le condizioni di benessere degli ambienti interni. In termini funzionali si può parlare di “sistemi di chiusura a isolamento dinamico”. Pareti ventilate opache. Rispetto alla tradizionale configurazione statica delle murature con intercapedine, una chiusura opaca a isolamento dinamico, attraverso il

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variabile fluire al suo interno di aria caratterizzata da una determinata temperatura, è in grado di fare variare “dinamicamente” il suo comportamento termico. Il flusso d’aria, a seconda della velocità, del suo stato termico e di quello delle superfici di suo contenimento, del rapporto tra volume del condotto e superfici di scambio termico, può, infatti, cedere o asportare calore dalla parete. Tale comportamento può essere fatto variare in funzione degli obiettivi che ci si propone, e in relazione alla variabilità delle condizioni al contorno, in particolare quelle esterne. Risulta evidente che le configurazioni costruttive possibili sono diverse in relazione agli obiettivi prestazionali da raggiungere e alle condizioni al contorno. Una parete opaca ventilata è essenzialmente costituita da una normale parete in muratura, realizzata con struttura portante in calcestruzzo e tamponamento in mattoni, una lamina per barriera vapore (onde evitare condensazioni sul lato freddo della parete), uno strato isolante in pannelli rigidi, una camera d’aria e, infine, il rivestimento esterno costituito da lastre (trasparenti o meno), mantenute in posizione da un’ossatura sostenuta dalla struttura portante della parete esterna (fig. 42.4 e fig. 42.5). La facciata ha, quindi, tutte le caratteristiche di una facciata pesante coibentata all’esterno a cappotto (eliminazione dei ponti termici, incremento dell’inerzia termica e, quindi, dello smorzamento dell’onda termica e dello sfasamento ecc.) e, inoltre, gode del favorevole apporto della ventilazione che si instaura nell’intercapedine fra l’esterno della parete e l’interno della facciata vetrata. In estate, quando la camera d’aria è aperta in basso e in alto, nell’intercapedine si crea una corrente ascensionale di aria che consente lo smaltimento di buona parte del calore da irraggiamento che penetra attraverso il rivestimento esterno. Nel periodo invernale la camera d’aria, invece, deve essere chiusa, onde ridurre al minimo i moti convettivi, aumentando così la coibenza della parete e sfruttando, con effetti benefici, il calore radiante incidente. Per la parete descritta, la trasmittanza termica, nel periodo invernale e, cioè, con intercapedine chiusa, viene calcolata nel modo usuale, cioè secondo UNI EN ISO 6946, come somma della resistenze termiche dei vari strati, intercapedine compresa. Per la parete con intercapedine ventilata l’equazione di bilancio energetico che esprime il flusso termico trasmesso dall’esterno verso l’interno (estate) risulta essere complicata, in quanto si deve tenere conto del trasporto di energia effettuato dall’aria che circola nel canale. In dettaglio la parete potrà essere costituita, procedendo dall’interno verso l’esterno, con gli spessori elencati di seguito, come illustrato anche nella fig. 42.4: – intonaco, 15 mm; – parete in laterizio Poroton, 240 mm; – lamina o bitume, 3 mm; – pannello coibente in poliuretano, 150 mm; – camera d’aria, 80 mm; – facciata esterna in vetro, 80 mm. Il coefficiente globale di trasmissione termica risulta essere inferiore a 0,20 W/(m2 °C). Il diagramma di variazione della temperatura è riportato nella fig. 42.5.

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Fig. 42.4

Facciata opaca ventilata.

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Fig. 42.5

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Andamento delle temperature nelle pareti: normale e ventilata, in inverno e in estate.

Risultano evidenti i benefici che ne possono derivare sia in termini energetici che di comfort ambientale. Tali facciate ventilate offrono prestazioni importantissime, tra le quali si ricordano la protezione idraulica degli strati retrostanti, la facilità manutentiva per la sostituzione, il montaggio a secco, la ricchezza espressiva per il gran numero dei materiali di finitura: pannelli metallici, vetrate, ecc. Pareti ventilate trasparenti: le prestazioni. Entrando nel merito della situazione attuale, l’isolamento dinamico si sta sviluppando fondamentalmente nel settore delle chiusure trasparenti (in particolare nel settore delle facciate continue) sia in applicazioni del tipo air exhaust window, dove l’intercapedine ha spessori molto limitati (10⫼12 cm) e dove la funzionalità della facciata è sempre raccordata al funzionamento dell’impianto (l’aria di estrazione del sistema di condizionamento fluisce all’interno della finestra), sia in applicazioni del tipo “doppia pelle” dove la facciata è strutturata su due paramenti trasparenti separati da una intercapedine di larghezza variabile.

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Nel primo tipo di soluzione risultano molto importanti modellazioni termo-fluidodinamiche finalizzate alla ottimizzazione prestazionale, rivolta come accennato all’inizio sia a benefici indotti sul benessere termico (eliminazione del disturbo dovuto a temperature superficiali interne più vicine alla temperatura interna), sia a vantaggi di tipo energetico (riduzione della trasmittanza termica equivalente). Molti sono gli esempi applicativi di questa tipologia. Tra i meno recenti si ricordano, ad esempio, il Museum of Art and Crafts, realizzato a Francoforte nel 1984 dall’architetto R. Meier e l’Headquarter of the Lloyd’s Insurance Company, realizzato a Londra nel 1986 dall’architetto R. Rogers. Ma molte sono le applicazioni minori e anche più recenti come la sede dell’ABB a Sesto San Giovanni (Milano). A fronte della delicatezza progettuale dei sistemi a doppia pelle a ventilazione naturale, i sistemi air exhaust (sia nella loro dimensione window che in quella di “doppia pelle”), in quanto completamente meccanizzati, risultano maggiormente in grado di sviluppare prestazioni energetiche e di comfort nettamente migliorate rispetto alle normali facciate continue. In questo caso la facciata diventa un componente funzionale non irrilevante del sistema di condizionamento, che va gestito con gli approcci ingegneristici normalmente dedicati a tali sistemi. Infatti la non seriabilità (applicazione indiscriminata dello stesso concetto a qualsiasi latitudine) dei sistemi a doppia pelle, viene superata dalla possibilità di fare variare le portate dell’aria in funzione dell’andamento della temperatura esterna e dell’irraggiamento solare e, quindi, di sviluppare, mediante il governo intelligente di attuatori, comportamenti ottimizzati dinamicamente rispetto alle differenti situazioni climatiche. Per una corretta analisi delle prestazioni delle pareti ventilate trasparenti, occorre distinguere tra due configurazioni principali: le facciate continue doppie e i sistemi modulari di facciata. Dal punto di vista energetico, la differenza sostanziale tra le due tipologie consiste nell’altezza relativa del canale ventilato rispetto al suo spessore, maggiore in genere per le prime (tutta l’altezza dell’edificio), minore per le seconde (altezza interpiano), rapporto che influenza sia il regime di moto (in convezione naturale), sia il valore dei coefficienti di scambio termico superficiale convettivo nell’intercapedine ventilata. Le prestazioni delle pareti ventilate trasparenti sono, inoltre, influenzate dalle modalità di gestione dei flussi d’aria di ventilazione nell’intercapedine. Tali pareti possono essere classificate utilizzando tre parametri principali: – l’origine dell’aria di ventilazione (esterna, interna); – il tipo di ventilazione (meccanica, naturale, ibrida); – la destinazione dell’aria di ventilazione (esterno, interno). Spesso viene però utilizzata anche una classificazione solo in termini di tipologia di ventilazione, trascurando invece di specificare il verso dell’aria di ventilazione, che risulta invece essere uno dei parametri dominanti le prestazioni. Tale classificazione, utilizzata sia per i sistemi di facciata continui che per quelli modulari, è: – facciata attiva (intercapedine ventilata meccanicamente); – facciata passiva (intercapedine ventilata naturalmente); – facciata interattiva (sono presenti entrambi i modi di ventilazione).

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Nella fig. 42.6 sono rappresentate tre possibili modalità di gestione della ventilazione dell’intercapedine in un sistema di facciata vetrata continua doppia (detta anche “a doppia pelle”): – con ventilazione naturale per effetto camino (facciata passiva), esterno verso esterno; – con ventilazione forzata meccanicamente (facciata attiva), esterno verso esterno (estrattore sul tetto); – con impiego dell’intercapedine ventilata come canale di recupero dell’aria utilizzata per la climatizzazione e/o la ventilazione meccanica dell’edificio (facciata attiva). Nelle figure 42.7 e 42.8 sono invece riportate le possibili, e in parte analoghe, modalità di gestione delle facciate modulari, sempre costituite da una doppia vetrata separata da un’intercapedine ventilata. Inoltre in tali figure è sempre rappresentata la presenza di un elemento di schermatura della radiazione solare, in genere mobile, posizionato all’interno dell’intercapedine. Tale elemento, a seconda del suo posizionamento, può dividere l’intercapedine in due canali, nei quali possono fluire portate d’aria molto diverse tra loro. Nel caso in cui la parete ventilata è costituita da un serramento, o da un modulo di facciata trasparente o da un’intera facciata in vetro o altro materiale semitrasparente alla radiazione solare, il problema fisico e il conseguente modello descrittivo si complicano notevolmente rispetto al caso della parete opaca. L’assorbimento della radiazione solare non avviene più sulla superficie esterna, ma all’interno dei vari strati di materiale semitrasparente che costituiscono l’elemento di parete; in particolare, l’assorbimento nel generico strato sarà condizionato, nella sua entità, dalla quantità di radiazione solare trasmessa dagli strati precedenti fino ad esso. La radiazione così assorbita da ogni singolo strato, sarà da questo poi ceduta sotto forma di flusso termico ai sistemi con esso confinati (un’altra lastra di materiale semitrasparente, l’aria che fluisce in un canale tra due lastre, l’ambiente interno o esterno ecc,). Nel caso più generale gli elementi di facciata semitrasparenti ventilati, composti da due vetrate distinte, ognuna costituita da doppi o tripli vetri o vetri stratificati, costituiscono un sistema fluidodinamico bicanale per la presenza di schemi solari “semitrasparenti”, che hanno la funzione di ridurre, quando serve, la radiazione solare che perviene alla seconda, più interna parete semitrasparente. Ci si trova, quindi, di fronte a tre distinte zone di assorbimento e conversione della radiazione solare, una prospiciente l’ambiente esterno, una interna all’intercapedine e l’altra prospiciente l’ambiente interno, separate da uno o più flussi d’aria che possono assolvere la funzione di moderatore termico. Per l’analisi delle prestazioni di tali pareti, fortemente condizionate dal guadagno solare, e in genere potenzialmente critiche in condizioni estive, si deve procedere con uno studio dinamico. Il problema fisico dinamico, per fortuna, è relativamente semplice giacché tali sistemi hanno, comunque, capacità termiche limitate e ciò consente di utilizzare l’ipotesi dello stato quasi stazionario per descrivere le loro prestazioni termiche anche nel caso di sollecitazioni variabili nel tempo. Nell’ipotesi di flusso monodimensionale per la conduzione nei solidi e di approccio integrale per la risoluzione del problema termo-fluidodinamico nei canali, si può

Fig. 42.6 Tipologie funzionali di facciate trasparenti doppie.

c) facciata attiva

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b) ventilata meccanicamente

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a) ventilata naturalmente

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Fig. 42.7 Tipologie funzionali di facciate trasparenti modulari: regime estivo.

e) meccanica interno-esterno

c) meccanica interno-interno

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d) naturale esterno-interno

b) naturale esterno-esterno

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a) intercapedine chiusa

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descrivere la prestazione di una parete semitrasparente ventilata con una rete elettrica equivalente. È stato effettuato uno studio che ha preso in considerazione: – la trasmittanza termica equivalente; – lo shading coefficient; – la temperatura del fluido in uscita dal canale e la sua escursione giornaliera; – la temperatura superficiale interna della parete interna e la sua escursione giornaliera. Sono state esaminate due possibili configurazioni di facciata “doppia pelle”: – tipo A: vetro doppio all’interno, vetro semplice all’esterno, intercapedine da 0,2 ⫼ 0,3 m; – tipo B: vetro semplice all’interno, vetro doppio all’esterno, intercapedine da 0,2 ⫼ 0,3 m. In tutti i casi si sono poi esaminate le prestazioni ottenibili con uno schermo solare fra i due vetri e, cioè, nel canale ventilato. Le condizioni climatiche considerate sono quelle della città di Milano, in estate e in inverno. Analisi dei risultati: influenza della posizione del doppio vetro. Dislocando il doppio vetro sulla parte interna della parete ventilata (tra il canale e l’ambiente interno), tipo A, si ha un maggiore assorbimento della radiazione solare nella vetrata interna, con un incremento della temperatura superficiale interna e maggiori emissioni e scambi convettivi termici verso l’ambiente interno. Dall’analisi dei risultati ottenuti si è riscontrato come anche con una portata di aria, prelevata dall’ambiente interno, piuttosto elevata (80 m3/h/m di facciata), sia la temperatura superficiale media giornaliera, che la sua escursione giornaliera, siano sempre maggiori che nel caso di doppio vetro posto all’esterno, tipo B. In particolare si è trovato che si ha un incremento del valor medio della temperatura superficiale del vetro interno di 0,5 ⫼ 0,6 °C e di 1,4 ⫼ 1,9 °C dell’escursione giornaliera in estate (effetto peggiorativo), mentre si ha solo un piccolo incremento minore di 0,1 °C e rispettivamente di 0,4 ⫼ 0,7 °C in inverno (effetto migliorativo). Di conseguenza si può affermare che, almeno per la configurazione attiva interno-interno, la scelta più corretta per i climi temperati come quello italiano, è di avere il doppio vetro all’esterno e non all’interno. Per quanto detto in precedenza, esaminando il tipo B (doppio vetro esterno), che rappresenta la migliore configurazione, è stato analizzato come si modificano le prestazioni al variare delle principali variabili. Influenza della portata d’aria di ventilazione Si è trovato che, al crescere della portata, la trasmittanza termica equivalente diminuisce, così come lo shading coefficient, perché da una parte si ha un incremento del numero di Reynolds e crescono, quindi, i coefficienti di scambio termico convettivo

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Fig. 42.8 Tipologie funzionali di facciate trasparenti modulari: regime invernale.

e) meccanica interno-esterno

c) meccanica interno-interno

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d) naturale esterno-interno

b) naturale esterno-esterno

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a) intercapedine chiusa

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(che però risulta avere maggior peso verso l’ambiente interno, dove si ha la bassa resistenza termica del vetro singolo) e dall’altra la temperatura media dell’aria nel canale varia sempre meno rispetto alla sua temperatura d’immissione, assolvendo, quindi, a quell’effetto di schermo termico che le veniva richiesto. La differenza di temperatura tra aria nel canale e aria nell’ambiente interno è sempre più piccola al crescere della portata; ciò comporta la riduzione della trasmittanza equivalente e dello shading coefficient giacché parte dei guadagni o delle perdite termiche sono andati a carico del flusso d’aria. Ulteriore conseguenza di un simile comportamento è una variazione della temperatura superficiale interna, decrescente con la portata in estate e crescente in inverno, con un miglioramento, quindi, delle condizioni di comfort termico sia in estate che in inverno. Spessore del canale All’aumentare della larghezza del canale, a parità di portata, si sviluppano gli effetti contrari a quelli sopra descritti: – cresce la trasmittanza termica equivalente; – aumenta lo shading coefficient; – diminuisce o aumenta la temperatura superficiale della parete interna a seconda della stagione. Esposizione Analizzando la variazione della temperatura superficiale interna, rispetto sia alla portata, che all’esposizione della facciata interessata, si è notato quanto segue: In estate: – la condizione più favorevole si trova a nord, dove l’irradianza solare pesa meno (si ha il minimo di temperatura superficiale interna); – la condizione peggiore è ad ovest (massima temperatura superficiale interna), dove, oltre ad avere un’elevata irradianza solare, si ha la coincidenza con il massimo della temperatura operativa esterna. In inverno: – la condizione più sfavorevole si trova a nord, dove non vi è mai l’irradianza solare diretta (si ha il minimo della temperatura superficiale interna; – la condizione più favorevole si trova a sud, dove insiste la maggior irradianza totale sulle 24 ore (si ha il massimo della temperatura superficiale interna). Infine si è notato come l’incremento di portata modifichi poco il comportamento legato all’esposizione d’estate, mentre tenda ad eliminare tali asimmetrie nel caso invernale, quando la prestazione dell’intero edificio risulta essere più omogenea. Schermo interno Il comportamento della parete ventilata trasparente è alquanto peculiare quando si inserisce uno schermo all’interno del canale. Il primo effetto dello schermo è quello (voluto) di ridurre lo shading coefficient,

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e, secondariamente, quello di ridurre anche la trasmittanza equivalente, a causa dell’introduzione di una ulteriore resistenza termica; si ha, quindi, un miglioramento delle prestazioni per quanto riguarda l’aspetto energetico. Un secondo effetto è, però, di segno contrario: l’assorbimento di radiazione solare si concentra sullo schermo che, riscaldandosi, interagisce con la superficie vetrata interna (vetro semplice) per radiazione termica. Di conseguenza, se né lo schermo, né la vetrata interna sono basso-emissive, si ha un incrementato scambio radiativo, che provoca un innalzamento della temperatura superficiale interna, rispetto all’analoga configurazione senza schermo nel canale. Mentre tale incremento di temperatura è minimo e a favore del comfort per il regime invernale (schermo addossato alla parete interna), risulta essere di poco meno di un grado in estate e, ovviamente, a sfavore del comfort. Per tutto quanto finora esposto si può trarre la conclusione che la facciata deve essere scelta valutando: 1) la destinazione d’uso dell’edificio: residenza, ufficio, commerciale, espositiva ecc.; 2) le dimensioni del fabbricato: basso, alto ecc.; 3) la tipologia dell’impianto di climatizzazione, che dovrà essere strettamente correlata. Uno studio teorico ha anche considerato tre tipologie di facciate: A, facciata con vetrocamera all’esterno e schermo solare all’interno; B, facciata “doppia pelle” con vetro doppio all’esterno, vetro semplice all’interno, schermo frangisole orizzontale orientabile posto fra le due vetrate; C, facciata “doppia pelle” con vetrocamera all’esterno e all’interno, schermo solare interposto. Soluzione A: con vetrocamera all’esterno, schermo solare con tenda avvolgibile. Vetrocamera IPASOL neutro selettivo 50/25, costituito da: – vetro esterno accoppiato 5.5.2 – camera d’aria 15 mm – vetro interno accoppiato 4.4.1 Le caratteristiche peculiari di questa facciata sono: – fattore solare 0,25 – trasmissione luminosa 50% – trasmittanza K 1,1 W/(m2 K) Soluzione B: con vetrocamera esterna, avente le stesse caratteristiche di quelle della soluzione A, con schermo solare in lamelle orientabili ed impacchettabili, vetro interno apribile per la pulizia, attivazione del movimento dell’aria che viene ripresa dall’ambiente e, dopo aver attraversato l’intercapedine, viene inviata al recuperatore di calore per scambiare con l’aria esterna. La stessa soluzione può prevedere, in alternativa, una tenda esterna avvolgibile.

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Le caratteristiche funzionali di questa facciata sono: – fattore solare 0,14 – trasmissione luminosa 55% – trasmittanza K 0,9 W/(m2 K) Soluzione C: con vetrocamera sia all’interno che all’esterno, con interposto schermo solare e ventilazione forzata (con ventilatori) dell’aria nell’intercapedine, con possibilità di attuare quattro tipi di ventilazioni: – interno-interno, – interno-esterno, – esterno-interno, – esterno-esterno. Le caratteristiche salienti di questa particolare facciata, sono: – fattore solare 0,10 – trasmissione luminosa 40% – trasmittanza K 0,6 W/(m2 K) Nella tabella 42.5 sono poste a confronto le caratteristiche funzionali e di costo di queste tre soluzioni, con quelle di una vetrata normale con vetrocamera non selettiva. Per il confronto dei consumi energetici e dei costi relativi, i valori sono stati posti pari a 100 per la vetrata normale. Tab. 42.5

Confronto fra le principali caratteristiche delle soluzioni proposte

Caratteristiche Vetrata normale Fattore solare, FS 0,76 Trasmissione luminosa, TL 60% Trasmittanza K, W/(m2 K) 1,6 Assorbimento acustico, dB 33 Fabbisogno energetico invernale 100 Fabbisogno energetico estivo 100 Costo 100 Indice di valutazione scarso

42.6

Soluzione A 0,25 50% 1,1 33 76 50 155 buono

Soluzione B 0,14 55% 0,9 40 66 35 215 buono

Soluzione C 0,10 40% 0,6 40 60 25 260 ottimo

SISTEMI SOLARI PASSIVI: LE SERRE

42.6.1 Introduzione. I sistemi solari passivi (serre addossate agli edifici, pareti ventilate, muri, trombe delle scale ecc.) si basano su tecnologie ormai consolidate: tuttavia il loro impiego è spesso limitato a causa della mancanza di un’adeguata cultura progettuale. Non risultano essere utilizzati diffusamente modelli semplificati per la valutazione delle prestazioni invernali ed estive di questi sistemi, né regole per il loro efficiente impiego da parte degli utenti. Spesso si progettano i sistemi solari valutandone le prestazioni solo in condizioni estreme, senza tener conto che la variabilità nel tempo delle condizioni climatiche e

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di utilizzo renderebbero preferibile un’analisi del sistema in regime transitorio. Nella valutazione di sostenibilità del progetto di una serra addossata all’edificio spesso si considerano esclusivamente questioni di carattere energetico, in particolare relative alla riduzione dei fabbisogni per il riscaldamento dell’edificio adiacente alla serra. Tuttavia, è altrettanto importante esaminare la possibilità, attraverso la serra, di ampliare gli spazi “vivibili” dell’edificio, vale a dire quelli nei quali siano mantenute condizioni termiche accettabili per gli occupanti. Per conseguire questo risultato è necessario operare il controllo climatico della serra, senza un aggravio della spesa energetica complessiva del sistema edificio-serra. Nelle considerazioni che seguono, la serra viene considerata come ambiente “passivo”, eventualmente ventilato, ma non condizionato: essa può interagire sia con l’ambiente esterno che con l’edificio secondo diverse possibili modalità di funzionamento. È fondamentale lo studio degli scambi di massa ed energia tra ambiente esterno, serra e ambiente interno, al fine di individuare quelle soluzioni che permettano di sfruttare in modo ottimale le risorse energetiche disponibili e di realizzare condizioni microclimatiche accettabili nella serra. Le serre, per loro stessa natura, non si prestano ad essere studiate con gli stessi criteri di comfort applicati agli ambienti interni, poiché in esse non si richiede un rigido controllo dei parametri termoigrometrici, ma semplicemente condizioni termicamente accettabili. Per definire l’intervallo di accettabilità delle condizioni termiche risulta particolarmente utile l’approccio del comfort adattativo. Mentre secondo l’approccio tradizionale la temperatura interna è fissata a valori prestabiliti, tipicamente uno per il periodo invernale e uno per quello estivo, l’approccio adattativo propone la correlazione tra temperatura operante ottimale e temperatura esterna media mensile. È possibile, per ogni periodo dell’anno, definire un intervallo di accettabilità più o meno esteso, ma soprattutto più ampio rispetto a quello tollerato in ambienti climatizzati. L’analisi termica della serra può essere effettuata secondo la procedura semplificata della norma UNI EN 832, che risolve il bilancio termico del sistema edificioserra in regime stazionario. 42.6.2 Criteri di ottimizzazione del controllo climatico della serra. L’ottimizzazione del progetto e del controllo climatico della serra deve essere guidato dalle seguenti finalità: – creare condizioni termiche accettabili all’interno della serra nei diversi periodi dell’anno; – ridurre i fabbisogni energetici dell’edificio grazie all’effetto della serra. Nella ricerca della soluzione ottimale i principali elementi da considerare sono la geometria della serra, la tipologia di chiusura trasparente, l’impiego di sistemi massivi, la strategia di oscuramento e la strategia di ventilazione. Per quanto riguarda le strategie di oscuramento, si sottolinea l’importanza del corretto controllo degli apporti solari, da realizzarsi attraverso l’utilizzo di schermi, fissi o mobili, posti all’esterno dell’elemento trasparente, in modo da contrastare la radia-

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zione solare prima che questa entri all’interno della serra. Oltre al controllo dell’irraggiamento solare, la ventilazione è l’elemento fondamentale per il controllo climatico della serra: essa richiede un corretta analisi delle condizioni al contorno. In particolare, a seconda dei casi, può essere vantaggioso prelevare l’aria dall’ambiente esterno oppure dall’edificio. Si configurano, quindi, cinque strategie di ventilazione: – non vi è alcuno scambio di massa tra l’edificio e la serra, né tra la serra e l’ambiente esterno; – esiste una ventilazione interna tra l’edificio e la serra, ma non vi è alcuno scambio di massa tra la serra e l’ambiente esterno; – la serra funziona come plenum, estraendo dall’edificio (e successivamente espellendo) una parte della portata di ventilazione dell’edificio stesso; – nessuno scambio di massa tra l’edificio e la serra, mentre vi è uno scambio di massa tra la serra e l’ambiente esterno; – parte della portata di ventilazione dell’edificio viene introdotta attraverso la serra che, quindi, riceve direttamente aria dall’ambiente esterno. Per valutare la convenienza di ciascuna strategia di ventilazione sono state fatte le seguenti ipotesi: – la temperatura dell’edificio (ti) è assunta pari al suo valore di set-point (ti,set); – la portata di ventilazione richiesta dall’edificio per esigenze di qualità dell’aria è costante (m); – la portata di ventilazione richiesta dalla serra per esigenze di qualità dell’aria è nulla. 42.6.3 Analisi delle strategie di ventilazione. Sulla base degli studi eseguiti, si è visto che: – la ventilazione esterna serra-edificio è la strategia ottimale per l’edificio poiché produce sempre una riduzione dei fabbisogni energetici; – al fine di realizzare condizioni di temperatura accettabili all’interno della serra: – la ventilazione interna risulta preferibile nei casi in cui la temperatura della serra sia inferiore a quella dell’ambiente; – la ventilazione esterna è preferibile nei casi in cui la temperatura della serra sia superiore a quella dell’ambiente; – l’assenza di ventilazione è comunque possibile quando la temperatura della serra è compresa nell’intervallo di accettabilità.

42.7

IL “GREEN-ROOF” PER IL RISPARMIO ENERGETICO

42.7.1 Introduzione. L’utilizzo del green-roof (o tetto verde) è noto fin dall’antichità sia nei climi rigidi che nei climi torridi. Oggi la tecnologia del green-roof viene rivalutata in un’ottica di risparmio energetico e di riduzione dell’inquinamento; può essere considerata come un sistema di raffrescamento passivo da applicare alla copertura tradizionale degli edifici, che determina un forte contributo nel com-

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puto del carico estivo di condizionamento. L’utilizzo di un green-roof presenta non solo i benefici legati all’isolamento aggiuntivo e all’aumento della capacità termica, ma anche quello prodotto dal raffrescamento evaporativo della copertura vegetale. Negli ultimi decenni lo spazio urbano concesso alla natura si è ridotto drasticamente, lasciando via libera a un massiccio sviluppo edilizio. Gli effetti più preoccupanti di questo sviluppo sono stati il peggioramento della qualità dell’aria e l’incremento della temperatura media dell’aria nelle aree urbane. Quest’ultimo è dovuto essenzialmente a uno sbilanciamento dell’equilibrio del sistema. In altre parole la particolare morfologia delle aree urbane ha incrementato la capacità di accumulo energetico e ridotto gli scambi di calore verso le zone circostanti: di conseguenza una maggiore quantità di energia rimane all’interno della città stessa e l’ambiente risulta più caldo. Questo fenomeno è denominato Urban Heat Island effect (UHI, isola di calore urbana), per il quale la temperatura media urbana è più alta di quella riscontrata nelle zone rurali limitrofe. Alcune simulazioni hanno stimato che nel centro di grandi metropoli l’effetto di isola di calore è di 2 ⫼ 3 K. L’andamento del fenomeno dell’UHI, in funzione della distanza dal centro urbano e dall’area rurale, è molto marcato (fig. 42.9). La differenza tra il valore della temperatura massima urbana e la temperatura delle zone circostanti è definita come intensità dell’isola di calore. Una soluzione alla persistente necessità di spazi verdi nelle nostre città è offerta dalla copertura vegetale o green-roof, che fornisce la possibilità di ripristinare l’equilibrio nel rapporto tra aree verdi e zone edificate: si tratta, infatti, di una tecnologia naturale che sfrutta la copertura degli edifici, consentendo nel contempo benefici termici per i locali sottostanti e le aree limitrofe. È un sistema composto da più strati applicabili al tetto tradizionale che, con l’impiego di materiali specifici, si pone l’obiettivo di ridurre il carico termico entrante dal tetto stesso.

Fig. 42.9

Andamento dell’intensità dell’UHI in funzione dello spazio.

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42.7.2 Caratteristiche costruttive. Dal punto di vista energetico, il tetto verde può essere definito come sistema di raffrescamento passivo da applicare alla copertura tradizionale degli edifici, volto alla riduzione del carico termico da essa entrante. I diversi strati di un inverdimento pensile assolvono, come nei terreni naturali, a precise funzioni: fornire gli elementi nutritivi, accumulare acqua, aerare e drenare. Questo sistema è concepito per offrire alla vegetazione condizioni di vita stabili nel tempo, sopperendo alla mancanza di collegamento con il terreno naturale (fig. 42.10). Al solaio tradizionale viene applicata una protezione antiradice e sopra questa viene posato un altro strato protettivo in tessuto immarcescibile, al fine di raccogliere le sostanze nutritive filtrate dagli strati superiori. Viene poi posato a secco su tutta la superficie del tetto l’elemento drenante che ha il compito di accumulare acqua per mantenere l’umidità del terreno a livelli corretti per la vita delle piante: la quota di acqua necessaria viene immagazzinata in piccole vaschette presenti sulla superficie superiore, mentre la parte in eccesso viene drenata attraverso piccoli fori. Questi prodotti sono realizzati con diversi materiali in funzione dell’utilizzo, dal polietilene riciclato al caucciù e possono fornire una coibentazione termica aggiuntiva e proteggere meccanicamente la copertura sottostante. Lo strato successivo è costituito dal terriccio: viene steso sopra l’elemento drenante con spessori differenti a seconda della finalità della copertura. È un tipo di terreno progettato esclusivamente per l’utilizzo in giardini pensili, con un peso contenuto (800 ⫼ 900 kg/m3 ca.) e caratteristiche chimiche calibrate e stabili nel tempo, in modo da fornire il giusto fabbisogno di nutrimento alla vegetazione. Il terriccio deve contenere sufficiente aria per gli apparati radicali, anche in stato di massima saturazione idrica, e non deve diventare fangoso per evitare danni agli stessi per ristagno idrico. Solitamente, viene prodotto dal compostaggio di corteccia, residui vegetali e arricchito con argilla e fibre. Affinché l’acqua non dilavi le fini particelle del terriccio, tra quest’ultimo e l’elemento drenante può essere steso un telo filtrante permeabile. Infine, l’ultimo strato è la vegetazione.

Fig. 42.10

Disposizione degli strati costituenti un green roof.

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In green-roof con spessori limitati, da 100 a 200 mm, si possono piantare solamente dei tappeti erbosi o delle erbacee perenni. Con 250 mm c’è la possibilità di collocare piccoli arbusti, fino ad un’altezza massima di 1 m. Con spessori di terriccio di 300 mm, si possono mettere a dimora anche cespugli di considerevoli altezze, fino a 3 m. Infine, con lo spessore massimo di 500 mm, si possono piantare veri e propri alberi, anche con altezze di una decina di metri. 42.7.3 Benefici energetici. In primo luogo installando un green-roof si aumenta la riflessività solare (albedo) del tetto. Solitamente si associa all’erba un valore di riflessività solare pari a 0,25 ÷ 0,30, rispetto a una copertura tradizionale con una riflessività solare di 0,05 ÷ 0,15; si ha così una notevole riduzione del carico termico entrante nel locale sottostante al tetto. Altro processo attivato dalle piante è l’ombreggiamento che determina l’abbassamento delle elevate temperature superficiali estive, riducendo così il carico termico entrante e nel contempo proteggendo il tetto nel tempo. Un vantaggio molto rilevante, da tenere in considerazione nella fase di progettazione del tetto verde, è il contributo all’isolamento termico della copertura. Il terriccio, infatti, è un discreto materiale isolante, anche se la presenza di acqua riduce questa caratteristica, data la sua superiore conduttività termica. Il secondo contributo alla coibentazione è dato dall’elemento drenante: se questo è prodotto con materiali espansi rigidi, come ad esempio il polistirolo, esso può fornire un isolamento termico aggiuntivo. Di conseguenza, nelle costruzioni nuove esso permette la riduzione dello strato di isolamento del solaio, mentre nelle opere di ristrutturazione può completare la coibentazione mancante. Anche la vegetazione può essere considerata uno strato isolante. Grazie alla presenza del fogliame si crea una falda di aria intrappolata tra questo e il terreno, che rappresenta un vero e proprio strato aggiuntivo di coibentazione termica. Le foglie stesse, inoltre, riducono lo scambio radiativo notturno che si instaura tra tetto e volta celeste. La vegetazione presente, infatti, riduce il fattore di vista della copertura rispetto al cielo: nel periodo invernale le dispersioni termiche attraverso il tetto vengono contenute, mentre durante la stagione estiva l’emissione a onde lunghe, tipica del periodo serale, viene decurtata, mitigando così l’effetto di riscaldamento dell’ambiente esterno. All’incremento della massa totale della copertura si deve l’aumento della capacità di accumulo termico; la presenza di un certo contenuto di acqua nella terra può incrementare ulteriormente questa capacità. In estate questa caratteristica permette di smorzare e ritardare consistentemente il picco di calore entrante dal tetto. In inverno, invece, permette di accumulare lo scarso calore diurno per poi riemetterlo nell’ambiente durante le ore più fredde della notte. Ultimo fenomeno da tenere in considerazione, ma con un ruolo decisamente primario, è l’evapotraspirazione: è l’unione di due diversi processi fisici che si verificano per la presenza della vegetazione. Infatti, in esso è presente la traspirazione, processo grazie al quale le piante riescono ad assorbire dal terreno l’acqua necessaria alla loro sopravvivenza cedendo l’eccesso grazie alla radiazione solare sotto forma di flusso di calore latente. Studi condotti in questi ultimi anni hanno permesso di quantificare il risparmio energetico ed economico.

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RISORSE ENERGETICHE

È interessante confrontare gli scambi energetici calcolati per lo scenario tradizionale con quelli misurati con green-roof in condizione pressoché secca e in condizione relativamente più umida (fig. 42.11). È evidente il ruolo dell’adduzione esterna per lo scenario tradizionale: la superficie esterna si riscalda notevolmente sia per il maggior flusso solare captato sia per la presenza dello strato di materiale isolante subito al di sotto. In condizioni prevalentemente secche la copertura con green-roof apporta benefici non trascurabili, se confrontata con una soluzione tradizionale, anche quando dotata di un adeguato strato di materiale isolante posato esternamente. Le ragioni si individuano soprattutto nel comportamento riflettenteassorbente della vegetazione che, come già detto, permette un ingresso di energia solare contenuto al 40% circa. Con contenuti idrici più importanti si evidenzia un importante risultato: il flusso adduttivo si inverte e il green-roof funziona da raffrescatore. Il calcolo della convenienza economica mostra come il tempo di ritorno del maggiore investimento, rispetto a una copertura tradizionale, sia di circa 20 anni.

Riflessività solare

Assorbimento solare Adduzione esterna Evapotraspirazione Accumulo termico

Adduzione interna

Green roof secco

Green roof umido

Tradizionale

Fig. 42.11 Scambi energetici negli scenari considerati (green roof pressoché secco, green roof umido e solaio tradizionale) per 100 unità di energia solare.

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ENERGIA GEOTERMICA

Per energia geotermica si intende l’energia contenuta sotto forma di calore nell’interno della Terra; l’origine di questo calore è in relazione con la natura interna del nostro pianeta. Malgrado tale calore sia in quantità enorme e praticamente inesauribile, anche considerando solo la crosta terrestre e non le zone più profonde del pianeta, esso è tuttavia assai disperso, raramente concentrato e, sovente, a profondità troppo elevate per essere sfruttato industrialmente. Il calore interno si dissipa con continuità verso la superficie della Terra, ma i suoi effetti sono in generale poco percettibili. La temperatura delle rocce aumenta progressivamente con la profondità in media di 3 °C ogni 100 metri (30 °C/km), questo aumento è chiamato gradiente geotermico. Esistono tuttavia nella crosta terrestre, a profondità accessibili ai nostri mezzi (1  4 km), delle zone privilegiate, ove il gradiente è nettamente superiore a quello medio. Ciò è dovuto in certi casi alla presenza, non lontano dalla superficie (5  10 km), di masse magmatiche fluide o già solidificate in via di raffreddamento. In altri casi, in aree non interessate direttamente da attività magmatica, l’accumulo di calore è dovuto a particolari situazioni idrogeologiche della crosta terrestre. I fluidi geotermici presenti nella crosta terrestre sono formati prevalentemente da acqua (originariamente meteorica, penetrata nel sottosuolo nel corso di centinaia di migliaia di anni e che si è riscaldata a contatto di rocce calde e permeabili) e vapore che ovviamente possiede un contenuto energetico assai più elevato. Questi fluidi possono raggiungere spontaneamente la superficie dando luogo a manifestazioni geotermiche naturali come le sorgenti calde, i geyser, le fumarole. Spesso i fluidi caldi rimangono confinati entro il serbatoio per effetto di una copertura di terreni impermeabili. In tal caso possono essere estratti tramite pozzi profondi fino a qualche chilometro, mettendo così in comunicazione diretta la risorsa geotermica con la superficie per il successivo utilizzo energetico del calore. L’energia termica del vapore o dell’acqua calda in pressione è principalmente utilizzata per la generazione di energia elettrica che può essere trasportata a notevoli distanze. Anche gli usi diretti del calore geotermico, cioè delle acque calde naturali per il riscaldamento di edifici, di serre, in processi industriali, possono avere significato economico rilevante se la risorsa è relativamente vicina agli impianti di utilizzazione (qualche chilometro). Il più comune criterio di classificazione delle risorse geotermiche si basa sull’entalpia dei fluidi termovettori, che trasferiscono il calore dalle masse calde

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profonde alla superficie. L’entalpia, che è correlata alla temperatura e alla pressione dei fluidi stessi, è usata per esprimere il loro contenuto energetico in rapporto sia al calore sia al lavoro meccanico che se ne può trarre, e dà un’idea approssimativa del loro “valore”. Le risorse geotermiche possono essere suddivise, pertanto, in risorse a bassa, media ed alta entalpia (o temperatura), secondo diversi criteri. La tab. 43.1 riporta alcune classificazioni proposte in letteratura: se ne evince che quando si parla di fluidi geotermici è opportuno, comunque, indicare la loro temperatura, o almeno un intervallo di temperatura, perché i termini “bassa”, “media” o “alta” possono avere significati diversi e generare errori di interpretazione. Tab. 43.1

Classificazione delle risorse geotermiche in base alla temperatura °C (secondo diversi studiosi, vedasi bibliografia) Muffler P. Hochstein M.P. Benderitter Y. Nicholson K. Axelsson G. et al., 1978 et al., 1990 et al., 1990 1993 et al., 2000

Risorse a bassa entalpia Risorse a media entalpia Risorse a alta entalpia

 90 90  150  150

 125 125  225  125

 100 100  200  200

 150 –  150

 190 –  190

L’energia geotermica, come finora descritta, può essere utilizzata per alimentare impianti operanti secondo cicli termodinamici (ciclo Rankine) al fine di produrre energia elettrica, oppure essere utilizzata sotto forma di calore, e si parla allora di “usi diretti” dell’energia geotermica. 43.2

GENERAZIONE DI ELETTRICITÀ

La generazione di elettricità dal vapore geotermico è iniziata a livello commerciale nel lontano 1913, a Larderello, in Toscana, con una potenza installata di 250 kWe. I primi esperimenti risalivano tuttavia al 1904; sempre a Larderello, per intuizione e impegno del principe Piero Ginori Conti. A fine 2005 la potenza installata in Italia era di 810 MWe con la generazione di 5,3 miliardi di kWhe/anno lordi, che rappresentavano l’1,9% di tutta l’elettricità prodotta in Italia in quell’anno e il 25% del consumo in Toscana, pari all’energia elettrica richiesta da 2,5 milioni di famiglie. Dal 1950 diversi altri Paesi hanno seguito l’esempio italiano e all’anno 2005 risultavano installati nel mondo 8952 MWe. A parità di potenza elettrica installata, la produzione di elettricità dall’energia geotermica è ben superiore a quella ottenuta dall’energia solare o dall’energia eolica poiché è del tutto indipendente dall’alternanza del dì e della notte e dalla situazione meteorologica del luogo. Comunque l’energia geotermica, come le altre fonti non convenzionali, gioca ancora un ruolo assai modesto su scala planetaria. Tuttavia, per alcuni Paesi industrializzati dove la potenza elettrica raggiunge valori assai elevati (decine o anche

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centinaia di migliaia di MW), è assai improbabile che nei prossimi dieci anni l’energia geotermica possa dare un contributo superiore all’1%, al massimo, del totale. Nei Paesi in via di sviluppo, al contrario, ove esiste ancora un consumo limitato di elettricità, ma vi sono buone prospettive geotermiche, l’energia geotermica può rappresentare una soluzione assai attraente: al momento attuale, per esempio, il 19% dell’energia elettrica delle Filippine è di origine geotermica, il 22% in El Salvador, il 10% in Nicaragua, il 15% in Costa Rica e il 19% in Kenya. Il costo del kWh geotermico è generalmente competitivo con quello generato dalle fonti convenzionali di energia, oscillando fra 2  10 centesimi di euro per kWh. 43.3

USI NON ELETTRICI DELL’ENERGIA GEOTERMICA

L’uso delle acque calde naturali, presenti in gran parte di tutti i continenti, è sovente di interesse economico e offre spesso prospettive attraenti, particolarmente nel settore del riscaldamento di ambienti (serre o edifici), nell’acquicoltura ed in processi industriali. Si è tuttavia osservato che l’intervallo di tempo che trascorre tra il reperimento della risorsa geotermica e la sua utilizzazione è ragionevolmente rapido se vi è la possibilità di generare energia elettrica, ma è ancora assai lento se il risultato finale è solo il rinvenimento di acque calde, che hanno ovviamente un contenuto energetico assai minore (anche di dieci volte) di quello del vapore geotermico. L’aspetto economico nell’uso delle acque calde rappresenta ancora una limitazione a una loro più ampia diffusione nel settore energetico. Infatti, il beneficio economico deriva da un prolungato utilizzo negli anni a fronte di notevoli investimenti iniziali però con un basso costo di esercizio. Va tenuto presente che nella convenienza economica dell’investimento incide moltissimo il numero di ore annue di utilizzo, che ovviamente è minore in Paesi a clima mite. Al momento attuale risulta installata nel mondo una potenza termica di circa 28.000 MWt (termici), in genere dispersa in tante piccole iniziative che tuttavia conducono ad un risparmio globale di circa 19 milioni di tonnellate di petrolio l’anno. Si può affermare con certezza che il potenziale energetico delle acque calde è assai ampio in Europa, in Asia e nell’America Centrale e Meridionale. Abbastanza diffuso negli Stati Uniti, ma anche nell’Europa occidentale, è il riscaldamento o il raffrescamento di ambienti con acque geotermiche e l’uso delle pompe di calore geotermiche. Questa tecnologia consente di estrarre calore dal terreno o da acquiferi a piccola profondità (decine o un centinaio di metri) e, per una unità di energia (solitamente elettrica) consumata dalla pompa, si ottengono, con il contributo dell’acqua geotermica, tre o più unità di energia sotto forma di calore. Si valuta in totale intorno a 1,7 milioni il numero delle pompe di calore geotermiche installate in abitazioni o in edifici commerciali o governativi negli Stati Uniti e in Europa occidentale. La taglia delle singole unità è compresa tra i 5,5 kWe per uso residenziale e gli oltre 150 kWe per ambienti molto più ampi.

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L’ACCETTABILITÀ AMBIENTALE DELLA GEOTERMIA

L’utilizzazione del calore geotermico presenta un impatto ambientale complessivamente abbastanza modesto e ben controllabile. L’energia geotermica ha però la prerogativa assai positiva, rispetto alle fonti che impiegano combustibili fossili o nucleari, di aver un ciclo di produzione e uso estremamente circoscritto nel tempo e nello spazio. Infatti, l’impiego del fluido geotermico avviene nelle immediate vicinanze del luogo di estrazione e non richiede trattamenti e processi di trasformazione intermedi, del tipo di quelli necessari nel settore nucleare e petrolifero. Il fluido geotermico, oltre all’acqua liquida o al vapore, che ne costituiscono la parte preponderante, ha un contenuto di elementi e composti chimici sovente variabile da luogo a luogo, dipendendo dal tipo di rocce che costituiscono il serbatoio geotermico. II vapore dei maggiori campi geotermici ha inoltre un contenuto di gas tra i quali l’anidride carbonica, l’idrogeno solforato, l’ammoniaca e il metano. L’anidride carbonica è, tra questi, il componente in maggiore quantità, ma la CO2 rilasciata nell’atmosfera da una centrale geotermica per kWhe prodotto è ben inferiore ai valori delle centrali a combustibili fossili (in media 170 g/kWhe contro i 453 del gas naturale, i 906 del petrolio ed i 1042 del carbone). Tuttavia, sia l’acqua che il vapore condensato delle centrali geotermiche contengono anche diversi elementi chimici tra i quali l’arsenico, il mercurio, il piombo, lo zinco, il boro e lo zolfo, la cui tossicità è evidentemente subordinata alla loro concentrazione. La maggior parte di tali elementi rimane però in soluzione nell’acqua che viene reiniettata nello stesso serbatoio di roccia dal quale era stata estratta come acqua calda o vapore. La reiniezione avviene attraverso pozzi appositamente perforati o pozzi non produttivi. Ciò consente inoltre di ridurre il declino di pressione nel serbatoio geotermico conseguente all’estrazione del fluido, di estrarre ulteriore calore dalle rocce e infine di prolungare la vita utile della risorsa. Per l’idrogeno solforato e il caratteristico odore di uova marce che lo contraddistingue, sono impiegati anche nelle centrali geotermiche italiane appositi accorgimenti per il suo abbattimento pressoché totale. In conclusione, negli usi diretti del calore delle acque geotermiche, l’impatto ambientale è trascurabile e può essere controllato agevolmente adottando schemi a ciclo chiuso.

43.5

USI DIRETTI DEL CALORE GEOTERMICO

Come già detto nell’introduzione, nonostante la rilevante posizione dell’Italia come Paese geotermico nella produzione di energia geotermoelettrica si è verificato invece, fino ad ora, un relativamente modesto sviluppo negli usi diretti del calore naturale, per scopi civili e industriali, ad eccezione dell’impiego delle acque termali, noto e sviluppato già nell’antichità e tuttora assai diffuso in molte regioni italiane, in piccoli e grandi stabilimenti, per scopi di vacanza, benessere e cura.

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I dati presentati di seguito sintetizzano la situazione dell’impiego di fluidi geotermici per usi diretti (non elettrici) in Italia nel 2005: – potenza termica installata totale (inclusi gli impianti a pompe di calore) ca. 606 MWt – utilizzo complessivo di energia termica ca. 7554 TJ/anno(*) – coefficiente medio annuo di utilizzazione ca. 39% – corrispondente risparmio di fonti fossili (in tonnellate equivalenti di petrolio) ca. 180.000 tep Gli impianti a pompe di calore geotermici installati in Italia (al 2004) raggiungono una potenza complessiva pari a circa 120 MWt, con una energia termica annua prodotta pari a circa 500 TJ (terajoule; 1 terajoule è pari a 239 milioni di kilocalorie). In tempi recenti si registra l’avvio, anche in Italia, di iniziative ragguardevoli nell’ambito del teleriscaldamento urbano con impianti a pompe di calore, mediante l’utilizzo, come fluido freddo, di acque di falda o addirittura di acque superficiali. Impianti di tale tipo saranno a breve in esercizio a Bergamo e a Milano. Rispetto ai vari tipi di usi diretti del fluido geotermico, escludendo gli impianti a pompe di calore, quindi per un’energia complessiva pari a 7054 TJ/anno, vale la seguente ripartizione approssimativa, riferita all’energia termica utilizzata in un anno: – impianti termali 38,0% – impianti di riscaldamento e teleriscaldamento 24,3% – impianti di itticoltura 21,0% – impianti di serricoltura 16,0% – processi industriali 0,7% Dal punto di vista della distribuzione territoriale, per le Regioni che al momento presente maggiormente impiegano questa fonte di calore per i vari usi, nell’elenco che segue vengono indicate le percentuali di utilizzo annuo di energia rispetto al totale nazionale sopra menzionato di 7054 TJ (escluse le pompe di calore): – Campania 9,5% – Emilia Romagna 4,0% – Lazio 3,5% – Lombardia 1,4% – Puglia 8,8% – Toscana 23,4% – Veneto 38,2% – altre 11,2% (*)

T è il prefisso tera- per 1012, come, ad esempio M è il prefisso mega- per 106.

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PROSPETTIVE FUTURE

Le prospettive vanno viste nel breve e nel lungo termine. Generalmente, sarà essenziale garantire innanzitutto la sostenibilità e il mantenimento della produzione. Per quanto riguarda la generazione elettrica, ciò è stato realizzato con pieno successo in Toscana, nel grande campo geotermico di Larderello, mentre nel campo di The Geysers (California, USA), pur ricorrendo a soluzioni complesse e costose, si sono ottenuti solo risultati parziali, provocando peraltro effetti collaterali negativi (sismicità indotta). Riguardo agli usi diretti, con particolare riferimento alle pompe di calore, la sostenibilità deve essere garantita da un progetto adeguato. Nel breve termine non sono da prevedersi significativi incrementi nella generazione geotermoelettrica, soprattutto per limitazioni di tipo decisionale e finanziario. Tra l’altro in Europa si sta aprendo nuovamente la discussione sull’opzione nucleare, con esiti assolutamente non prevedibili. Per gli usi diretti del calore geotermico, invece, si deve prevedere un ulteriore sicuro sviluppo degli impianti a pompe di calore in quei Paesi che non usano ancora, se non marginalmente, questa tecnologia (come la Spagna), nonché lo sviluppo di nuove applicazioni, come gli impianti combinati di riscaldamento/raffrescamento, o i pali di fondazione degli edifici di nuova costruzione che incorporano scambiatori di calore tubolari. Nel lungo termine le prospettive dipendono molto dal successo dei nuovi sistemi geotermici avanzati (EGS, Enhanced Geothermal Systems), per mezzo dei quali potrebbe essere generata energia geotermoelettrica in aree prive di anomalie geotermiche e di acquiferi con acque calde, soprattutto in regioni che si prestino al teleriscaldamento urbano, rendendo così attuabili impianti di cogenerazione (energia elettrica più calore) assolutamente esenti da emissioni di CO2 e anche economicamente sostenibili. Questa tecnologia è ancora in fase di sperimentazione, ma i risultati del progetto europeo di Soultz (Francia) sono promettenti e il potenziale produttivo sarebbe impressionante. Un recente studio commissionato dal Parlamento tedesco prevede che il potenziale energetico delle rocce cristalline calde in Germania sia pari a 300.000 TWhe (terawattora elettrici, che corrisponde a 600 volte il consumo elettrico attuale del Paese). Sarà determinante poter dimostrare la fattibilità dei progetti EGS in aree diverse con differenti caratteristiche geologiche. Il 29 settembre 2005 il Parlamento Europeo ha deciso di dare un forte sostegno alle energie rinnovabili e ha approvato una quota impegnativa, pari al 20%, di energie rinnovabili sul totale dei consumi, da realizzarsi entro il 2020. Per il raggiungimento di questo ambizioso traguardo anche l’energia geotermica è impegnata a fornire un contributo sostanziale. 43.7

IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE GEOTERMICI

Un impianto che utilizza l’energia geotermica per la climatizzazione è sostanzialmente composto da: – pompa di calore o scambiatore di calore tra il fluido estratto dal sottosuolo e il sistema di distribuzione del calore;

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– sistema di accoppiamento con il terreno oppure con l’acqua di falda o di superficie; – sistema di distribuzione ed erogazione del calore, comprendente i terminali di impianto. Vengono di seguito descritti alcuni schemi impiantistici di sistemi di climatizzazione geotermica. Riscaldamento. Lo schema di base è costituito dal circuito idraulico che riceve calore dal condensatore della pompa di calore e lo cede agli ambienti da riscaldare. L’adottabilità delle pompe di calore è essenzialmente funzione della temperatura dell’acqua calda richiesta dall’utenza, come di seguito descritto. Utenze termiche con acqua a bassa temperatura (fino a 50 °C) Le tipologie di impianti di riscaldamento più diffuse, appartenenti a questa categoria, sono impianti a pannelli radianti, impianti a ventilconvettori, impianti a tutta aria e travi attive. Questi impianti sono ottimali dal punto di vista dell’impiego di pompe di calore poiché richiedono temperature dell’acqua calda anche inferiori a 35 °C e occasionalmente più alta fino a circa 50 °C (per la produzione dell’acqua calda sanitaria), con apprezzabili valori di COP (fig. 43.1). I citati terminali di impianto possono essere inoltre utilizzati nel raffrescamento, estendendo il tempo di utilizzo della pompa di calore (in questo caso reversibile) anche alla stagione estiva. In questo caso il tempo di ritorno dell’investimento è basso, visto l’utilizzo continuo della macchina durante l’anno.

Fig. 43.1

Andamento del COP in funzione della differenza tra le temperature dell’utenza calda e della sorgente fredda.

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Utenze termiche che richiedono acqua a temperatura medio-alta (da 50 a 65 °C) Le tipologie di impianti di riscaldamento più diffuse che fanno parte di questa categoria sono gli impianti a radiatori, ventilconvettori, aerotermi, unità di trattamento aria (UTA). Nel caso di impianti nuovi il miglior criterio è quello di dimensionarli per temperature di esercizio inferiori all’intervallo considerato. Ciò è relativamente facile nel caso degli aerotermi e delle UTA, per le quali lo scambio termico è di tipo convettivo forzato dal ventilatore. Nel caso dei radiatori la potenza erogata è fortemente dipendente dalla temperatura dell’acqua, cosa che comporta maggiore ingombro e maggior costo nel dimensionamento a bassa temperatura. Nel caso di impianti esistenti occorre verificare la fattibilità sia tecnica che economica. I casi di più immediato interesse che si prospettano in relazione a questa tipologia di intervento sono quelli di edifici o di quartieri costruiti negli anni ‘60 e ’70 che hanno la necessità di ristrutturare la centrale termica. Si noti peraltro come l’utilizzo di pompe di calore di elevata potenza (fig. 43.1) permette di ottenere comunque elevati COP, seppure con temperature di mandata, ai terminali di impianto, piuttosto elevate. Inoltre, se la sostituzione della centrale termica è accompagnata da interventi di riqualificazione dell’involucro, come per esempio la sostituzione di serramenti, le temperature di funzionamento dei corpi scaldanti diminuiscono, con evidente beneficio sull’efficienza. Utenze termiche che richiedono acqua ad alta temperatura (oltre 65 °C) Per quanto detto in precedenza la pompa di calore potrebbe ancora essere adeguata per servire utenze quando la temperatura dell’acqua calda richiesta eccede i 65 °C, solo per impianti di elevata potenza e, comunque, in presenza di acqua superficiale fluente a una temperatura non inferiore a 5 °C. È quanto accade nei grandi impianti di teleriscaldamento scandinavi, dove si possono trovare installazioni di alcune decine di megawatt termici, eventualmente accoppiate a impianti di cogenerazione. Trasferimento di calore mediante anello d’acqua Gli impianti ad anello d’acqua costituiscono un’interessante soluzione tecnica per quegli edifici ove vi sia contemporanea richiesta di riscaldamento e di raffrescamento. Quest’ultimo può essere necessario anche nella stagione invernale quando vi è elevata produzione di calore da fonti interne, come accade negli edifici del terziario. Il concetto di base è quello di avere un certo numero di pompe di calore reversibili ciascuna dedicata a un ambiente o a una zona dell’edificio oppure a una funzione particolare (ad es. raffreddamento di locali contenenti computer o server). Esse si interfacciano da un lato con l’ambiente da riscaldare (o raffrescare) e dall’altro con un circuito di acqua ad anello che viene mantenuto a una temperatura cosiddetta “neutrale”, intorno a 20  25 °C. Le unità funzionanti in raffrescamento estraggono calore dall’ambiente (lato evaporatore) e riversano nell’anello il calore da dissipare (lato condensatore), mentre le unità funzionanti in riscaldamento usano l’anello come fonte di calore a bassa temperatura (lato evaporatore) e riversano in ambiente il calore necessario (lato conden-

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satore). Il cambio di configurazione avviene automaticamente secondo le esigenze dei diversi ambienti. Poiché è difficile che i carichi termici e frigoriferi si bilancino tra loro sarà necessaria un’interfaccia esterna all’anello d’acqua per riversare il calore in eccesso, quando, nella stagione estiva, la maggior parte delle pompe di calore funziona in raffrescamento, ricorrendo a una torre evaporativa, oppure ad acqua di pozzo. Nella stagione invernale può accadere di dover attingere il calore necessario a mantenere la temperatura nell’anello d’acqua, quando le pompe di calore funzionano prevalentemente in riscaldamento. Ciò è ottenibile interponendo una pompa di calore tra l’acqua di falda e l’anello d’acqua. Raffrescamento. Esistono sostanzialmente due modalità: utilizzo di una pompa di calore reversibile o il raffreddamento gratuito (free-cooling). Pompa di calore reversibile II funzionamento di una pompa di calore reversibile nella modalità di raffrescamento è in tutto simile a quello di un gruppo frigorifero raffreddato ad acqua. Raffreddamento gratuito (free-cooling) II free-cooling è ottimale nelle stagioni intermedie, poiché permette il raffrescamento degli ambienti senza avviare il gruppo frigorifero, quando il carico frigorifero delle utenze non è ancora elevato ed è generalmente limitato ad alcune di esse. Questa modalità di funzionamento può ottenersi mediante uno scambiatore di calore tra il circuito esterno e il circuito interno di utenza. Tale scambiatore di calore sarà installato in parallelo all’evaporatore della pompa di calore.

43.8

GLI IMPIANTI GEOTERMICI A CIRCUITO CHIUSO

Gli impianti accoppiati direttamente con il terreno attraverso un sistema di tubazioni a circuito chiuso al cui interno scorre il fluido termovettore, rappresentano il sistema più versatile di impiego dell’energia geotermica. Le tubazioni interrate che costituiscono un siffatto sistema sono usualmente denominate sonde geotermiche. Le pompe di calore accoppiate a sonde geotermiche utilizzano l’acqua come fluido termovettore per il circuito di utenza dell’edificio e anche per gli scambiatori di calore a terreno, in questo caso eventualmente additivata con liquidi anticongelanti. Se nell’utilizzo della macchina prevale nettamente il funzionamento nella stagione invernale (o estiva) può verificarsi un progressivo raffreddamento (o riscaldamento) del sottosuolo, che può causare un decadimento delle prestazioni nel corso degli anni; è necessario in tal caso un sovradimensionamento iniziale dell’impianto (che in genere può essere dell’ordine del 10%), con possibile aumento del tempo di ritorno dell’investimento. L’equilibrio tra funzionamento estivo ed invernale limita o addirittura elimina le variazioni termiche del terreno nel corso degli anni e diminui-

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sce i tempi di recupero dell’investimento iniziale. Se l’utilizzo è prevalentemente invernale, esiste la possibilità di realizzare il free-cooling in estate, qualora sia sufficiente un blando raffrescamento, attraverso uno scambiatore (tra circuito lato terreno e circuito lato edificio) in alternativa alla macchina frigorifera, quando le condizioni climatiche (del terreno e dell’ambiente esterno) lo consentono. Un’altra possibilità è quella di rigenerare il terreno (ossia riscaldarlo durante l’estate) accumulando calore mediante collettori solari. Se durante il periodo estivo è richiesto anche il controllo dell’umidità dell’ambiente, la temperatura di produzione dell’acqua refrigerata non può essere elevata (16 °C), come sarebbe richiesto, per esempio, da un impianto a pannelli radianti a soffitto o a travi attive, ma deve restare su valori usuali (7 °C), introducendo una penalizzazione in termini di COP. Le macchine più evolute, utilizzate in questi impianti, consentono il doppio valore della temperatura di evaporazione (per esempio 5 °C e 14 °C); in alternativa, può essere vantaggioso suddividere la potenza frigorifera su due macchine distinte, una per l’alimentazione dei terminali e una per la deumidificazione dell’aria di ventilazione. Il materiale comunemente impiegato per la realizzazione delle sonde geotermiche è il polietilene (PE). Grazie alle sue eccellenti caratteristiche, il PE trova ampi usi nella realizzazione di impianti per gas, acqua ed altre applicazioni industriali; esso possiede i requisiti adatti per l’applicazione nel campo delle sonde geotermiche, tra i quali possiamo ricordare: – alta resilienza e allungamento alla rottura; – buone caratteristiche meccaniche; – buona resistenza alle sostanze chimiche; – buon comportamento a lungo termine; – basse perdite di carico idraulico; – rapporto prezzo/prestazioni vantaggioso. I tubi di polietilene sono standardizzati come materia prima dalle norme UNI EN 12201 del 2004 e da quanto previsto dal DM n. 174 del 6.4.2004; devono essere contrassegnati dal marchio IIP dell’Istituto Italiano dei Plastici o equivalente marchio europeo. Si possono distinguere due tipologie adottabili nel settore delle sonde geotermiche: il polietilene reticolato ad alta pressione (PE-Xa) ed il polietilene non reticolato (PE 100). I vantaggi principali del polietilene reticolato possono riassumersi nei seguenti: – assenza di propagazione di crepe di lavorazione o fenditure; – non è necessaria la realizzazione di un letto di sabbia per la posa; – possibilità di impiego anche a temperature superiori a 40 °C, ovvero di utilizzo per accumulo di calore; – possibilità di utilizzare raggi di curvatura ridotti, anche in caso di temperature rigide; – tecnica di collegamento a giunzione solida, rapida e svincolata dalle condizioni atmosferiche. Nella tab. 43.2 sono riportati alcuni dati di confronto tra PE e PE-Xa.

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Tab 43.2

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Vita media prevista e relative pressioni massime di esercizio continuo per tubazioni di polietilene, in funzione della temperatura

TEMPERATURA (°C)

PE-Xa

PE 100

20 30 40 50 60 70 80 90

100 anni / 15 bar 100 anni / 13,3 bar 100 anni / 11,8 bar 100 anni / 10,5 bar 50 anni / 9,5 bar 50 anni / 8,5 bar 25 anni / 7,6 bar 15 anni / 6,9 bar

100 anni / 15,7 bar 50 anni / 13,5 bar 50 anni / 11,6 bar 15 anni / 10,4 bar 5 anni / 7,7 bar 2 anni / 6,2 bar – –

Per quanto riguarda le tipologie impiantistiche esistono sostanzialmente due soluzioni adottabili per le sonde geotermiche: – sonde geotermiche verticali (SGV); – sonde geotermiche orizzontali. Per un approfondimento si rinvia ai testi citati nella bibliografia.

43.9

LA TECNOLOGIA ATES

La tecnologia ATES (Aquifer Thermal Energy Storage) si basa su un particolare tipo di accumulo termico che sfrutta l’acqua del sottosuolo come serbatoio prelevandola da due diversi pozzi sufficientemente distanti. Durante la stagione estiva, l’acqua di falda viene estratta dal “pozzo freddo” ed è utilizzata per il raffreddamento del condensatore del refrigeratore e successivamente immessa nel sottosuolo nel “pozzo caldo”. Durante il periodo invernale il prelievo avviene dal “pozzo caldo” e, dopo essere stata utilizzata nell’evaporatore della pompa di calore, l’acqua viene immessa nel pozzo freddo, predisponendolo alla stagione estiva successiva. Questa tecnologia può essere proficuamente adottata in presenza di bassa velocità nella falda freatica. 43.9.1. L’acqua di pozzo o di falda. La temperatura delle acque sotterranee ha valori prossimi a quelli della temperatura del terreno; di conseguenza, nelle zone dove è disponibile l’acqua di falda esiste una fonte di energia geotermica a bassa temperatura direttamente utilizzabile. I sistemi geotermici a ciclo aperto utilizzano questa risorsa estraendo l’acqua dalla falda mediante pozzi e inviandola a uno scambiatore di calore che permette di trasferire l’energia termica dell’acquifero a un impianto utilizzante, per esempio, una pompa di calore. La maggior parte dei sistemi a circuito aperto successivamente scarica l’acqua utilizzata in un acquifero superficiale oppure la reintroduce in uno strato acquifero eventualmente diverso da quello di prelievo. Questo tipo di sistema è relativamente semplice da realizzare e per applicazioni residenziali, commerciali e istituzionali è in grado di offrire una quantità di energia anche notevolmente supe-

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riore a quella ottenibile da sistemi a circuito chiuso, con il vantaggio di un minor costo dell’impianto. Tuttavia questi sistemi possono potenzialmente causare la degradazione ambientale dell’acquifero dovuta al riscaldamento o raffreddamento prolungato dello stesso; questo è particolarmente vero nei casi in cui l’iniezione (o la sottrazione) di calore non è ricambiata dalla rimozione (o dall’immissione) di una pari quantità di calore, causando così lo scompenso termico dell’acquifero. La disponibilità di un prelievo di acqua di falda, utilizzata congiuntamente a una pompa di calore del tipo acqua-acqua, permette la realizzazione di diverse soluzioni impiantistiche. Si descrivono di seguito alcune tipologie di soluzioni adottabili. Utilizzo diretto. Secondo questo schema le acque del sottosuolo emunte vanno direttamente alla pompa di calore e successivamente vengono restituite all’ambiente (corso d’acqua superficiale). In questo caso la temperatura dell’acqua scaricata non deve essere maggiore di 3 °C. Questa soluzione è preferibile dal punto di vista tecnico economico, poiché è la più semplice e meno costosa e permette di utilizzare l’intero salto termico disponibile. Nel caso in cui le acque sotterranee contengano sostanze corrosive (acque sulfuree ecc.), corpi solidi in sospensione o elementi comunque dannosi all’ambiente o alle superfici di scambio dell’evaporatore o del condensatore, occorre prevedere l’impiego di configurazioni e/o materiali speciali (scambiatori di calore a piastre, superfici di scambio in acciaio inox o in titanio), come più oltre illustrato. Loop intermedio. Questo schema impiantistico è caratterizzato da un circuito intermedio che separa la pompa di calore dalla sorgente termica a bassa temperatura. Esso evita la presenza di una superficie di scambio che crea contiguità tra acqua di falda, da una parte, e fluido refrigerante dall’altra; l’evaporatore risulta così protetto dalla eventuale presenza di sostanze dannose presenti nell’acqua. Si distinguono i seguenti circuiti idraulici in sequenza: – circuito dell’acqua di falda, costituito dal pozzo di emungimento (con filtri e pompa sommersa), scambiatore di calore e tubazione di scarico in corso superficiale; – circuito intermedio, che riceve il calore dallo scambiatore sopra menzionato e lo trasferisce all’evaporatore/condensatore della macchina frigorifera; – circuito del fluido di lavoro (refrigerante) della macchina; – circuito dell’utenza alimentato dal condensatore/evaporatore della macchina. Lo svantaggio di questa soluzione è che il circuito intermedio riduce di almeno 3  5 °C il salto termico disponibile dell’acqua di falda. Questa soluzione è preferibile qualora si volesse reimmettere l’acqua in falda dopo il passaggio nell’impianto. Vasca polmone. In questa soluzione impiantistica il circuito idraulico dell’acqua della falda è aperto e alimenta una vasca di accumulo. Si ha la seguente sequenza: – emungimento dell’acqua dal sottosuolo e invio alla vasca; – prelievo dell’acqua dalla vasca, invio alla macchina e, da qui, allo scarico.

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In caso di rotture o malfunzionamenti dell’evaporatore/condensatore il refrigerante e l’olio eventualmente trasportato andrebbero a raccogliersi nelle vasche, evitando così di contaminare il pozzo di emungimento o la linea di restituzione. Per contro il sistema è reso più ingombrante e costoso. 43.9.2. Il trattamento dell’acqua di falda. Le problematiche che generalmente si incontrano nell’utilizzo delle acque di pozzo nei circuiti di riscaldamento e raffreddamento non sono facili da sintetizzare, poiché comprendono sia aspetti tecnici specifici, da un lato (relativamente a riscaldamento e raffreddamento), che aspetti quanto mai diversificati dall’altro (caratteristiche e utilizzo dell’acqua di pozzo): è necessario basarsi fondamentalmente su esperienze maturate nel settore. Per affrontare i problemi specifici occorre fare riferimento a tre tipologie principali di acque utilizzabili: – acqua di falda fredda con caratteristiche rispondenti ai requisiti delle acque potabili (DL n. 31 del 2 febbraio 2001); – acqua di falda fredda con le peggiori caratteristiche (presenti per esempio nel Triveneto, ma molto simili a quelle di diverse altre zone del territorio nazionale); – acqua di falda a medio-alta temperatura (30  80 °C). Le considerazioni qui presentate si riferiscono alle acque di falda fredda potabile. I problemi connessi con l’utilizzo di quest’acqua sono la presenza di incrostazioni, legate al calo della solubilità dei sali di calcio e magnesio (durezza) per effetto della temperatura, e proliferazioni di alghe e batteri, naturalmente derivanti da una loro presenza nell’acqua di pozzo, con formazione di biofilm, che influisce negativamente sullo scambio termico. In questo caso occorre procedere alle seguenti verifiche: – analisi chimica dell’acqua; – verifica degli indici di Langelier e di Ryznar (buoni indicatori sul comportamento incrostante o aggressivo dell’acqua); – verifica delle temperature di funzionamento (quanto più elevato è il salto termico tanto più elevata sarà la precipitazione salina o, meglio, la durezza temporanea, accompagnata anche dalla proliferazione batterica e algale); peraltro occorre sottolineare che il livello delle temperature, nei casi in esame, è sempre inferiore a 100 °C.

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44. ENERGIA SOLARE(*) 44.1

L’ENERGIA SOLARE

L’energia solare è considerata una fonte energetica rinnovabile. Con il termine fonte si indica sinteticamente il sistema a cui viene sottratta materia e/o energia nelle operazioni di trasformazione dalla sua forma originaria a una forma secondaria praticamente utilizzabile. Il suo successivo trasferimento e impiego in un sistema utilizzatore avviene nel pieno rispetto della conservazione dell’energia, applicata al complesso fonte, vettore di trasporto, utilizzatore. L’aggettivo rinnovabile associato al concetto di fonte energetica ne specifica le caratteristiche di durata e disponibilità. Infatti si definisce fonte energetica rinnovabile una fonte virtualmente inesauribile, ma che alterni periodi di disponibilità a periodi di indisponibilità (esaurimento apparente), la cui durata non sia influenzata dalle modalità di estrazione dell’energia. Il Sole irradia nell’Universo sotto forma di energia elettromagnetica una potenza pari a 3,8  1014 TW, ma per effetto della distanza tra il Sole e la Terra (circa 1.495  108 km), solo una modestissima parte di tale potenza viene intercettata dalla Terra ed è stimabile intorno ai 172.500 TW. Il suo spettro di emissione (lunghezze d’onda comprese tra 0,17 e 4 μm) è di conseguenza spostato verso le onde corte, comprendendo completamente lo spettro del visibile e, quindi, quella parte di radiazione elettromagnetica che chiamiamo luce. La densità massima di radiazione solare per unità di tempo è rappresentata dalla costante solare, Gsc, che corrisponde all’irradianza (potenza radiante per unità di superficie ricevente) solare extraterrestre su una superficie disposta normalmente alla congiungente Sole - Terra, il cui valore, oggetto di numerosi studi e misure, è stato fissato dal World Radiation Center in 1.367 W/m2, con un’incertezza dell’1%. La radiazione solare che perviene alla superficie terrestre, avendo attraversato l’atmosfera, risulta modificata, sia nella distribuzione spettrale sia nel valore dell’irradianza totale, a causa dei fenomeni di dispersione (scattering molecolare(1)) e di assorbimento. (*) (1)

L’ing. Nicola Rossi e l’ing. Luca Alberto Piterà sono coautori del capitolo 44.

L’effetto macroscopico di tale fenomeno è una riflessione all’indietro verso lo spazio siderale di parte della radiazione incidente sull’atmosfera e la comparsa di una radiazione deviata che raggiunge la superficie terrestre da tutte le direzioni. Tale radiazione deviata viene indicata con il nome di radiazione solare diffusa o irradianza diffusa, Gd (W/m2). La radiazione non intercettata dalle molecole mantiene invece come unica direzione quella di incidenza e viene quindi indicata come radiazione solare diretta o irradianza diretta, Gb (W/m2).

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Convenzionalmente si definisce quale potenziale energetico della fonte solare, in uno specifico sito terrestre, l’irradiazione solare totale su superficie orizzontale, cioè la densità di energia incidente su una superficie orizzontale (in Europa tra 900 e 1800 kWh/m2 anno, fig. 44.1).

Fig. 44.1 Irradiazione solare annuale sul piano orizzontale in Italia, espressa in kWh/m2(Fonte: PV-GIS(2)). La figura originale è a colori. I valori in grigio scuro compresi tra 900 e 1200 kWh/m2 corrispondono alle parti in grigio più marcato dell’Italia settentrionale. I valori in grigio scuro compresi tra 1700 e 1800 kWh/m2 sono relativi alla parte meridionale della Puglia, alla Calabria, alla Sicilia e alla Sardegna. I restanti valori intermedi corrispondono alle regioni in grigio chiaro, con prevalenza di 1500-1600 kWh/m2 nell’Italia meridionale. (2)

(PV-GIS: PV = Fotovoltaico, GIS = Sistema di Identificazione Geografica).

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44.2

SISTEMI DI CONVERSIONE DELL’ENERGIA SOLARE

Gli attuali sistemi di conversione dell’energia solare si basano su dei componenti, i collettori solari, che intercettano la radiazione solare trasmessa dall’atmosfera raccogliendola su una superficie di collezione e la inviano a uno o più convertitori che la trasformano in energia termica o elettrica. La quantità di energia convertibile è direttamente proporzionale alla superficie di collezione, al suo orientamento e alle caratteristiche del convertitore. La qualità dell’energia ottenibile dalla conversione è legata alla intensità della radiazione trasmessa al convertitore: maggiore è l’intensità migliore è la qualità. Se la superficie captante corrisponde alla superficie del convertitore, tale intensità coincide con l’irradianza solare ed è quindi limitata a un massimo di 1 kW/m2 nelle condizioni migliori immaginabili. Tale limite viene superato ricorrendo ai sistemi a concentrazione, nei quali la superficie captante è n volte la superficie del convertitore. I sistemi ottici dei collettori a concentrazione hanno però in genere un angolo di accettazione della radiazione relativamente piccolo, cosicché solo la radiazione che è allineata con l’asse ottico è in grado di raggiungere il convertitore. Ne consegue che delle due componenti della radiazione solare solo la diretta viene utilizzata efficacemente da tali tipi di collettori. Si può quindi facilmente intuire come a parità di irradiazione totale, ma con rapporti diffusa/totale diversi, si abbia un diverso sfruttamento della fonte solare. L’orientamento e l’inclinazione sull’orizzontale della superficie captante la radiazione solare hanno anch’essi forte incidenza sullo sfruttamento della fonte energetica solare; è infatti immediato constatare che, in media, si raccoglie più radiazione rispetto alla superficie orizzontale se la superficie è rivolta a sud ed è inclinata di un angolo pari alla latitudine del sito. Teoricamente la fonte solare ha un potenziale enorme, basti pensare che è sufficiente un’area desertica di circa 50.000 km2 per disporre, sul piano orizzontale, di una radiazione annua pari a 100.000 TWh, che corrisponde all’attuale fabbisogno energetico mondiale. Il suo reale sfruttamento passa però attraverso la conversione in energia termica e in energia elettrica, le cui utenze mondiali non sono certo concentrate in vicinanza dei deserti e non necessitano di energia esclusivamente di giorno. La conversione termica trova applicazione diretta per il riscaldamento e raffrescamento ambientale, la produzione di acqua calda sanitaria, nei processi tecnologici a bassa temperatura (essiccazione, deumidificazione, dissalazione ecc.), tramite i sistemi solari attivi, oppure per il riscaldamento ambientale tramite i sistemi passivi (strutture edilizie che fungono da collettori e accumulatori dell’energia solare). Trova inoltre applicazione indiretta per la produzione di energia meccanica, tramite opportuni cicli termodinamici quali il ciclo Stirling (pompe per acqua solari) e il ciclo Rankine per la produzione di energia elettrica. Il problema centrale per lo sfruttamento dell’energia solare, comune a tutti i sistemi di conversione, è la necessità di disporre di sistemi di accumulo dell’energia secondaria prodotta, dato che non è possibile accumulare direttamente l’energia solare così come ad esempio si può fare con l’energia idraulica. Uno sfruttamento intensivo di tale fonte è quindi correlato a una forma di utilizzo finale che consenta uno stoccaggio affidabile e a basso costo della forma energetica finale. In tale ottica l’u-

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tenza più promettente risulta essere quella termica a bassa temperatura (> 100 °C) quali il riscaldamento ambientale e applicazioni industriali, che in media nei paesi industrializzati corrispondono a più di un terzo dell’intero fabbisogno energetico. A tale scopo da diversi anni sono allo studio e in esercizio impianti centralizzati di riscaldamento con accumuli interstagionali (dall’estate all’inverno) dell’energia termica di origine solare. 44.3 COLLETTORI SOLARI 44.3.1 Considerazioni generali. Il cuore di ogni collettore solare è l’assorbitore. Grazie a esso la radiazione solare incidente sulla sua superficie è trasformata in calore, parte di questo calore è trasferito al fluido termo-vettore (in genere acqua o una miscela di acqua e glicole) e la restante parte viene dispersa nell’ambiente. Ogni collettore, fatta eccezione dei collettori solari piani non vetrati, utilizzati principalmente per il riscaldamento delle piscine, possiede una copertura trasparente che separa l’assorbitore dall’ambiente esterno e, simultaneamente, trasmette la quantità più elevata possibile di radiazione solare incidente. Per molti collettori i pannelli isolanti sono un altro importante componente per diminuire le perdite di calore dell’assorbitore per conduzione. 44.3.2 Bilancio energetico del collettore solare. In regime stazionario, la radiazione solare incidente sulla superficie del collettore è uguale alla somma del calore utilizzato e delle differenti tipologie di perdite termiche, di conseguenza il bilancio energetico dell’assorbitore di un collettore solare può essere determinato dalla relazione seguente: •

•

•

•

•

A G芯  QutileQperdite, otticheQperdite, convettiveQperdite, conduttiveQperdite, radiative dove: A G芯

(44.1)

 superficie dell’assorbitore (m2)  radiazione solare (totale) globale incidente sulla superficie del collettore solare (W/m2) • Qutile  potenza utile del collettore (W) • Qperdite, ottiche  quantità di perdite ottiche del collettore (W); questo termine include tutte le perdite dovute alla riflessione e all’assorbimento della copertura trasparente del collettore solare, la porzione di radiazione solare che non raggiunge l’assorbitore • Qperdite, convettive  perdite per convezione (W); convezione naturale generata all’interno dell’intercapedine d’aria posta tra la superficie vetrata della copertura trasparente e la piastra assorbente, creando un flusso di calore dall’assorbitore alla copertura trasparente • Qperdite, conduttive  perdite per conduzione (W); flusso di calore trasmesso per conduzione dall’assorbitore al telaio attraverso gli strati di isolante posti dietro all’assorbitore (dipende dalla tipologia costruttiva del collettore solare)

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•

Qperdite, radiative  perdite per radiazione (W); dovuta alla temperatura dell’assorbitore che emette radiazione termica nello spettro dell’infrarosso determinando una perdita Queste diverse tipologie di perdite influiscono in modo differente sul bilancio energetico del collettore solare (fig. 44.2), in funzione della temperatura operante del collettore e di quella dell’assorbitore. Differenti misure per ridurre queste perdite possono essere prese per massimizzare la potenza utile del collettore solare. La scelta di tali misure dipende dalla temperatura operativa e dalla tipologia del collettore. Le soluzioni adottabili da sole o come combinazione sono diverse. Diminuzione delle perdite per trasmissione. Si può realizzare applicando un strato antiriflettivo sulla superficie vetrata del collettore. Se si utilizza questa tipologia di vetro come copertura trasparente, la trasmissione solare può essere incrementata fino ad arrivare al 96%, con un conseguente aumento annuo della potenza termica variante tra 5% e 8%(3). Diminuzione delle perdite per convezione. Si ottiene creando il vuoto tra la superficie trasparente e l’assorbitore (tecnologia utilizzabile solo con collettori solari cilindrici, per evidenti ragioni di resistenza dei materiali) in funzione della geometria del collettore solare, una riduzione della pressione di circa 100 Pa è sufficiente a eliminare completamente la convezione naturale. Un’altra soluzione è quella di utilizzare una doppia copertura del collettore (due strati di vetro e un film di policarbonato) o

Fig. 44.2 (3)

Bilancio termico di un collettore solare piano vetrato.

Ronnel M. et al., 2003.

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l’utilizzo di un materiale isolante trasparente (TIM, Materiale Isolante Trasparente) nella forma di nido d’ape, in modo da prevenire la formazione di una grande cella di convezione e in quest’ottica di ridurre le perdite per convezione. Diminuzione delle perdite per conduzione. Tale diminuzione dipende dalla geometria del collettore. Due principali misure sono applicabili. Per i collettori con isolamento opaco sul retro, si può aumentare lo spessore dell’isolante, meglio se si utilizza un isolante con una conducibilità termica più bassa in modo da evitare dimensioni troppo elevate del collettore solare. Il gas contenuto nell’intercapedine tra la superficie vetrata e l’assorbitore contribuisce alle perdite di calore per conduzione: una soluzione può essere quella di utilizzare gas inerti o creare uno strato sottovuoto. Tuttavia, per ridurre in modo considerevole le perdite per conduzione nell’intercapedine, è necessaria una riduzione della pressione interna a pochi Pa. Questo risparmio può essere raggiunto solo se i materiali utilizzati per la costruzione del collettore solare hanno caratteristiche di tenuta ai gas e componenti capaci di assorbire molecole di gas libere. Diminuzione delle perdite per radiazione. Può essere raggiunta utilizzando un trattamento selettivo sull’assorbitore. Questo trattamento genera un film capace di avere un elevato assorbimento nello spettro del visibile della radiazione solare, ma una emissività molto bassa nello spettro dell’infrarosso, in modo da non emettere calore verso l’esterno. Fino a pochi anni fa, la produzione dello strato selettivo sugli assorbitori era effettuata attraverso un processo elettrochimico. Oggi questi trattamenti sono effettuati in modo da rispettare l’ambiente, tramite la spruzzatura o physical vapour depositing (PVD). Infine il concentratore ottico permette di ridurre tutte le perdite termiche. La radiazione utile sul collettore è proporzionale alla superficie dell’apertura del collettore, mentre tutte le perdite di calore sono proporzionali alla superficie dell’assorbitore. Quindi una costruzione dei collettori solari in cui la superficie dell’apertura è maggiore rispetto alla superficie dell’assorbitore porta a una riduzione delle perdite di calore. Un approccio è quello di utilizzare degli specchi per concentrare la radiazione solare sull’assorbitore. Tuttavia la concentrazione geometrica è possibile per la sola componente diretta della radiazione solare. Quindi sistemi che possiedono un elevato fattore di concentrazione devono seguire il sole a scapito della perdita di una parte della radiazione diffusa. Il fattore di concentrazione è dato dal rapporto tra l’area dell’apertura e l’area dell’assorbitore. Un indicatore prestazionale del collettore è il rendimento del collettore solare. Questo è definito come il rapporto tra il calore utile e la radiazione solare globale incidente sulla superficie del collettore: •

Qutile η  –––––– A G芯

(44.2)

L’efficienza di un collettore solare può essere scritta come segue: (Tmc  Tamb)2 (Tmc  Tamb) η  k(θ) c0  c1 –––––––––––  c2 ––––––––––– G芯 G芯

(44.3)

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Questa equazione proviene direttamente dal bilancio di energia della (44.1) e dalla definizione di fattore di efficienza dato dalla (44.2), se tutte le perdite non lineari sono approssimate da un’espressione quadratica. La simbologia utilizzata nell’equazione (44.3) è la seguente: k(θ )  tiene conto dell’influenza della radiazione solare non perpendicolare all’angolo di incidenza θ rispetto alla radiazione incidente normale con θ  0. L’equazione 44.3 rappresenta solo una approssimazione dell’influenza dell’angolo di incidenza sulle prestazioni ottiche del collettore solare. In un’analisi fisica dettagliata, l’influenza dell’angolo d’incidenza deve essere considerata separatamente per la radiazione diffusa e diretta. Tmc  temperatura media del fluido all’interno del collettore solare. Per portate tipiche, la temperatura media del fluido all’interno del collettore può essere approssimata dalla media aritmetica tra la temperatura d’ingresso e quella di uscita del fluido nel collettore. Tamb  temperatura dell’ambiente in cui ritrova il collettore.  valori di efficienza del collettore, c0 definisce il valore del coefficiente di cx efficienza ottica; c1 è il coefficiente di perdita lineare; c2 è il coefficiente di perdita quadratico. Si possono formulare differenti definizioni di aree di un collettore solare, esse sono mostrate di seguito usando come esempio un collettore solare piano vetrato (fig. 44.3). Il valore di efficienza del collettore può variare in modo considerevole in funzione della superficie che è stata presa di riferimento. Tuttavia risulta molto importante indicare l’area di riferimento adottata nel dimensionamento dell’impianto solare.

Fig. 44.3 Definizione delle differenti aree di un collettore. Gross collector area: è definita dalle dimensioni esterne del collettore solare. Aperture area: è definita dalla geometria della copertura trasparente o dall’area di proiezione del riflettore nel caso di collettori a concentrazione. Absorber area: è l’effettiva dimensione del componente che assorbe la radiazione solare.

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Le curve di efficienza del collettore sono di norma espresse come funzione del rapporto tra la differenza di temperatura calcolata tra la temperatura media del fluido termovettore (Tmc) e la temperatura dell’aria dell’ambiente (Tamb) e la radiazione solare incidente sul collettore: (Tmc  Tamb) η  k(θ) c0  c1 x  c2 x2  G芯 dove x ––––––––––– G芯

(44.4)

In generale una curva di efficienza identifica le differenti perdite di un collettore, come mostrato nella fig. 44.4. Un’altra comune rappresentazione del rendimento del collettore è illustrata nella fig. 44.5. In questo caso, le curve del rendimento del collettore solare sono rappresentate per differenti valori della radiazione solare incidente sul collettore solare come funzione della differenza tra la temperatura media del fluido termo-vettore e la temperatura dell’aria, Tmc  Tamb. La fig. 44.4 dimostra che per certe temperature differenti, l’efficienza diminuisce con il diminuire della radiazione solare; in questo modo l’energia risparmiata dai collettori solari deve essere ridotta. In assenza di prelievo di acqua calda, che viene visto dal collettore solare come

Fig. 44.4 Curva tipica di efficienza di un collettore solare. L’efficienza è espressa come funzione di un parametro x definito nell’equazione 44.4. Le principali perdite e l’energia utilizzata sono qui mostrate.

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Fig. 44.5 Rendimento di un collettore solare contro la differenza tra la temperatura media del fluido e la temperatura dell’aria esterna per diversi valori della radiazione solare incidente.

una mancata sottrazione di calore, in particolari condizioni climatiche può succere che l’assorbitore si surriscaldi, di conseguenza i ΔT aumentano, quindi le perdite termiche globali aumentano fino a quando eguagliano il valore di efficienza ottica. In queste condizioni l’efficienza istantanea del collettore è uguale a zero, ovvero tutta l’energia incidente viene dispersa per convezione, conduzione e irraggiamento. Si ricorda che le dispersioni termiche, oltre un certo valore di temperatura della piastra, non aumentano più in modo lineare con la differenza di temperatura, ma aumentano proporzionalmente al quadrato della differenza della temperatura. Questa temperatura di equilibrio viene detta temperatura di ristagno, e aumenta con l’irraggiamento. Nei collettori piani ben isolati può raggiungere 160  200 °C mentre nei collettori sottovuoto 200  300 °C e, se sono dotati di concentratori parabolici, anche 350 °C. 44.3.3 Collettori solari piani vetrati. Questa tipologia di collettori solari è molto diffusa e copre gran parte del mercato mondiale del solare termico. In tutti i paesi, a eccezione della Cina, questo tipo di collettore copre per circa il 90% il mercato del solare locale. L’impiego principale di questo collettore è per uso domestico, produzione di acqua calda sanitaria (ACS o HDW).

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Un collettore solare piano è composto da una piastra metallica assorbente e una copertura in vetro. L’assorbitore è costituito da una serie di alette di metallo montate insieme o in un’unica piastra metallica. Uno dei passaggi critici nella costruzione di una piastra assorbente, che può pregiudicare l’efficienza dell’assorbitore, è il fissaggio della tubazione nella quale scorrerà il fluido termo-vettore alla piastra assorbente. Infatti nel punto di contatto tra tubo e piastra avviene il passaggio di calore tra assorbitore e fluido termo-vettore. Differenti tecnologie di saldatura sono utilizzabili a tale scopo, come l’utilizzo di laser o di ultrasuoni. La parte superiore dell’assorbitore determina l’efficienza del collettore solare dovuta inoltre alle sue caratteristiche ottiche. Molti collettori solari impiegati nei climi temperati possiedono uno strato selettivo che garantisce un elevato indice di assorbimento nello spettro del visibile αvis, ma una bassa emissività nello spettro dell’infrarosso εir. Lo strato selettivo possiede una emissività εir pari a circa 0,2 contro superfici non selettive che possiedono una emissività εir tra 0,5 e 1. Entrambe le superfici possiedono un coefficiente di assorbimento αvis alto pari a 0,9. Una sezione schematica di un collettore solare piano è mostrata nelle figure 44.6 e 44.7. I collettori solari piani vetrati sono disponibili in moduli aventi dimensioni che partono da circa 1,8 m2 per superare i 10 m2. Il trend generale si sta spostando verso la costruzione di collettori solari di grandi dimensioni, specialmente per applicazioni in cui sono disponibili elevate superfici.

Fig. 44.6

Fig. 44.7

Sezione di un collettore solare piano vetrato.

Principio di funzionamento di un collettore solare piano vetrato.

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In funzione dell’applicazione i collettori solari possono essere installati sopra a telai di metallo che garantiscono l’inclinazione ottimale, ma possono essere inoltre integrati all’interno delle coperture, ove questo è possibile (coperture a falda), con un conseguente vantaggio dal punto di vista architettonico. Nella figura 44.8 vengono mostrate le curve tipiche di efficienza di collettori solari con trattamento selettivo ad alta efficienza, standard efficienza e senza trattamento selettivo. Tipici esempi di valori di efficienza di collettori solari piani sono elencati nella tabella 44.1. Viene indicato nella stessa tabella, insieme ai valori c0, c1 e c2, anche il valore K50. Il valore K50 è detto anche modificatore dell’angolo di incidenza (IAM, Incident Angle Modifier), caratterizza la riduzione dell’efficienza ottica per un angolo di incidenza pari a θa  50° confrontabile con la radiazione normale incidente su un collettore θa  0°. Un andamento dei valori dell’angolo d’incidenza per collettori solari piani vetrati è mostrato nella fig. 44.9. Dal grafico si può notare come IAM rimane vicino a 1 per angoli d’incidenza inferiori a 60°. Nella tab. 44.1 sono elencati i costi di collettori solari piani presi ad esempio. Questi valori sono riferiti al solo collettore solare e non includono le strutture di tra-

Fig. 44.8 Curve di efficienza tipiche per collettori solari piani. La parte grigia mostra l’area di applicazione tipica per la produzione di ACS e riscaldamento.

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Fig. 44.9

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Andamento dell’IAM al variare dell’angolo di incidenza per collettori solari piani vetrati.

sporto e l’impianto idraulico. Non sono considerate all’interno di queste voci di costo eventuali tasse nazionali (l’IVA per l’Italia). 44.3.4 Collettori solari sottovuoto. I collettori a tubi evacuati rappresentano circa il 10% del mercato dei paesi membri dell’IEA (International Energy Agency). In Cina questa tipologia di collettore è molto diffusa, dominando il mercato cinese, e il volume di vendita del 2001 è pari a svariati milioni di metri quadrati. Un collettore a tubi evacuati è costituito da una serie di tubi assemblati in modo da comporre il collettore solare (figure 44.10 e 44.11). In ogni singolo tubo viene creato il vuoto tra assorbitore e copertura trasparente per limitare al massimo le dispersioni di calore dovute all’assorbitore. La forma cilindrica della copertura trasparente è resa necessaria per motivi strutturali, visto che all’interno del collettore

Fig. 44.10

Sezione di un collettore solare sottovuoto.

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Fig. 44.11

Collettori solari sottovuoto.

permane una pressione di pochi Pa, inferiore a quella atmosferica presente all’esterno; una depressione all’interno di una struttura piana porterebbe alla rottura della superficie di trasporto per azione della pressione atmosferica maggiore rispetto a quella presente all’interno del collettore. I collettori solari a tubi evacuati possono essere raggruppati secondo due categorie principali: – collettori solari sottovuoto con flusso di calore trasferito al fluido dall’assorbitore; – collettori solari sottovuoto con trasferimento di calore dall’assorbitore al fluido del ciclo del collettore usando il principio dell’Heat-Pipe. Ci sono tre categorie di configurazioni geometriche per le tipologie con contatto diretto. 1. Sistemi con ingresso e uscita del fluido concentrici. Il vantaggio di questa tipologia risiede nella connessione dell’Heat-Pipe; quest’ultima essendo perfettamente simmetrica alla rotazione, permette a ogni singolo tubo sottovuoto di essere facilmente ruotato, in modo che le alette dell’assorbitore possano raggiungere il giusto angolo d’inclinazione rispetto all’orizzontale nel caso in cui il collettore sia installato orizzontalmente. 2. Sistemi a due tubazioni una di mandata e l’altra di ritorno del fluido termovettore. Questa è la tipologia costruttiva tradizionale di un collettore solare termico sottovuoto. 3. Collettore di tipo “Sidney”: questo collettore consiste in un doppia camera simile ad un tubo in doppio vetro con integrato un assorbitore cilindrico metallico. Il vantaggio di questa tipologia costruttiva risiede nel fatto che il vuoto viene creato nell’intercapedine tra due vetri, risolvendo i problemi dovuti alla tenuta ai gas dei collettori, necessaria per sistemi sottovuoto, per limitare le perdite di calore dell’assorbitore. In un collettore sottovuoto di tipo Heat-Pipe una connessione “asciutta” fatta tra assorbitore e collettore facilita il processo di manutenzione e sostituzione del collettore in caso di rottura del vetro. Tuttavia il collettore solare sottovuoto deve avere una certa pendenza, in modo da

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consentire al fluido condensato all’interno dell’Heat-Pipe di poter ritornare nell’assorbitore. In alcune tipologie di collettori sono montati dei riflettori parabolici dietro al collettore solare termico. Questo accorgimento serve per recuperare, riflettendo sull’assorbitore, la porzione di radiazione solare diretta che passa nello spazio tra un tubo sottovuoto e l’altro, che senza questo dispositivo andrebbe persa. Le figure 44.12 e 44.13 mostrano curve di efficienza tipiche di collettori solari termici sottovuoto. Una sezione di un collettore solare sottovuoto a tubo concentrico è mostrata nella fig. 44.14. Valori di efficienze tipiche di questi collettori sono riportati nella tab. 44.1. Per collettori solari sottovuoto è importante far notare l’influenza dell’angolo di incidenza della radiazione solare in differenti direzioni. I due valori Klong e Ktrans dati nella tab. 44.1 corrispondono rispettivamente al piano di incidenza parallelo e perpendicolare all’asse dei tubi sottovuoto. Tipiche curve dell’IAM sono mostrate nella fig. 44.14, mentre esempi di voci di costo di questa tipologia di collettore sono riportati nella tab. 44.1. 44.3.5 Collettori CPC. Concentrare la radiazione solare su una superficie relativamente piccola può aumentare l’efficienza del collettore solare. Collettori che utilizzano i concentratori parabolici compositi (CPC) possono otte-

Fig. 44.12

Curve di efficienza tipiche per tre tipologie di collettori solari termici sottovuoto.

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Fig. 44.13

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Curve di efficienza di alcuni collettori solari sottovuoto disponibili in commercio.

(a)

(b)

Fig. 44.14 Angoli d’incidenza per due differenti tipologie di collettori solari: collettore sottovuoto con assorbitore piatto e senza concentratore parabolico (a); collettore sottovuoto con assorbitore cilindrico e concentratore parabolico CPC (b). IAM longitudinale applicabile per flussi paralleli all’asse del tubo e IAM trasversale per il flusso perpendicolare all’asse del tubo (fonte: IEA).

nere una concentrazione delle radiazioni solari, raggiungendo un elevato valore di efficienza, senza mostrare un significativo aumento dei costi di produzione e messa in opera. Sono, quindi, confrontabili con i collettori solari piani.

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Questo tipo di collettore è caratterizzato dal rapporto di concentrazione, C, che è dato dal rapporto tra l’area dell’apertura del collettore solare Aapertura e l’area dell’assorbitore del collettore, Aassorbitore. Aapertura C  –––––––– Aassorbitore

(44.5)

L’angolo di accettazione θa, caratteristico dei collettori a concentrazione, è definito come il massimo angolo di incidenza della radiazione solare (componente diretta) sulla superficie di apertura del collettore solare che raggiungerebbe l’assorbitore senza sistema a inseguimento. Se si considerano il rapporto di concentrazione e l’angolo di accettazione, è facile intuire che piccoli angoli di incidenza sono legati ad alti fattori di concentrazione e vice-versa. Per certi angoli di accettazione c’è un fattore di concentrazione massimo che un collettore può raggiungere. Questa concentrazione massima è imposta da principi fisici fondamentali. Per geometrie bidimensionali questa concentrazione massima, Cmax, è data da: 1 Cmax  –––––––– sin θa

(44.6)

Collettori che raggiungono questo fattore di concentrazione massima sono considerati “ideali”. I collettori CPC sono concentratori “ideali”. Essi sono versatili perché possono essere progettati per adattare differenti forme di assorbitori, per esempio assorbitori piani orizzontali o verticali o assorbitori cilindrici. Per ogni forma dell’assorbitore la forma del riflettore è progettata per assicurare che tutti i fasci (di luce diretta) della radiazione solare raggiungano l’apertura del collettore; se il fascio risulta all’interno dell’angolo di accettazione raggiungerà l’assorbitore, anche se viene riflesso più volte sullo specchio (riflettore). I collettori stazionari CPC sono utilizzati per riscaldare un fluido a bassa temperatura (50  70 °C) e media temperatura (80  110 °C), hanno due assi ortogonali simmetrici e sono progettati con un angolo di accettazione maggiore di 30° per evitare l’inseguimento solare (muovere il collettore solare inseguendo il percorso giornaliero del sole). Questo significa che essi hanno usualmente un fattore di concentrazione inferiore a 2. Limiti pratici di progettazione, come l’altezza del telaio del collettore, possono inoltre imporre l’utilizzo di CPC più piccoli. Questo significa che la parte superiore dello specchio è tagliata e i raggi solari con angolo di incidenza maggiore di quello di accettazione possono colpire direttamente l’assorbitore, ma quando essi colpiscono lo specchio del riflettore, essi sono riflessi fuori e non sull’assorbitore. Un collettore CPC troncato ha un fattore di concentrazione che è determinato dall’equazione 44.5, ma inferiore rispetto alla caratteristica di massima concentrazione. Un aspetto importante dei collettori CPC è che essi raccolgono i fasci, diffusi dal cielo e riflessi dal terreno, della radiazione solare. Questo deve essere preso in considerazione quando si determina la radiazione solare raccolta per i differenti collettori attraverso l’orientamento, tipicamente est-ovest per i sistemi a circolazione forzata o nord-sud per i sistemi a circolazione naturale.

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Fig. 44.15

Sezione di un collettore solare piano con concentratore parabolico.

L’efficienza dei collettori solari CPC stazionari è determinata utilizzando gli stessi standard dei collettori piani vetrati, definiti dalla stessa equazione 44.2. L’efficienza dipende da come il collettore è stato progettato, specialmente rispetto al rapporto di concentrazione. I costruttori di collettori solari CPC stazionari utilizzano superfici selettive per gli assorbitori. Ciò significa che collettori di questo tipo possono avere minori perdite di calore rispetto ai collettori solari piani, dipende dal rapporto di concentrazione che possono raggiungere. Una sezione di un collettore solare CPC è mostrata nella fig. 44.15. Collettori progettati per usi domestici, come la produzione di acqua calda sanitaria, possiedono un fattore di concentrazione pari a 1,12, mentre per la produzione di acqua calda a temperature medie (80  110 °C) il fattore di concentrazione è pari a 1,5. Nella tabella 44.1 vi sono esempi delle più importanti tipologie di collettori a non inseguimento presenti sul mercato. Parametri di efficienza e costo sono mostrati con riferimento alle differenti aree dei collettori solari (aperture area, absorber area e gross area). Tab. 44.1

Valori caratteristici e costi per differenti tipologie di collettori.

Esempi di collettori solari sottovuoto Unità

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Costruttore

–

Microterm Energietechnik GmbH

Thermomax Ltd.

Nome

–

Sydney SK-6

Memotron TMO 600

Tipo

–

Collettore a tubi sottovuoto, assorbitore cilindrico: concentratore CPC

Collettore a tubi sottovuoto, assorbitore cilindrico: heat-pipe

Area del singolo modulo

m2

0,984

1,088

1,181

1,975

2,154

2,762

c0

–

0,735

0,665

0,617

0,84

0,770

0,601 (segue)

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(seguito tabella 44.1) Unità

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

c1

W/(m2 K)

0,65

0,59

0,54

2,02

1,85

1,44

c2

W/(m2 K)

0,0021

0,0019

0,0017

0,0046

0,0042

0,0033

K1,long(50°)

–

0,93

0,91

K2,trans(50°)

–

0,79

0,96

η (ΔT  50 K, 800 W/m2)

–

68,8%

62,2%

57,3%

69,9%

64,1%

50,0%

η (ΔT  70 K, 800 W/m2)

–

66,5%

60,2%

55,4%

63,5%

58,2%

45,4%

Costo specifico di riferimento

€/m2

771,00

698,00

643,00

777,00

712,00

555,00

Esempi di collettori solari piani vetrati Unità

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Costruttore

–

Sonnenkraft Vertiebs GmbH

Wagner & Co Solartechnik GmbH

Nome

–

SK 500

Euro C18

Tipo

–

Collettore piano vetrato, trattamento selettivo

Collettore piano vetrato, trattamento selettivo

Area del singolo modulo

m2

2,215

2,307

2,567

2,305

2,34

2,617

c0

–

0,8

0,768

0,690

0,789

0,777

0,696

c1

W/(m2 K)

3,02

2,90

2,61

3,69

3,63

3,26

c2

W/(m2 K)

0,0113

0,0108

0,0098

0,007

0,0069

0,0062

K1,2(50°)

-

0,94

η (ΔT  50 K, 800 W/m2)

–

57,6%

55,3%

49,7%

53,7%

52,8%

47,7%

η (ΔT  70 K, 800 W/m2)

–

46,7%

44,8%

41,3%

42,3%

41,7%

37,4%

Costo specifico di riferimento

€/m2

271,00

260,00

234,00

265,00

261,00

234,00

0,91

(segue) Note. K1,long (50°) e K2,trans (50°) denotano l’angolo di incidenza longitudinale e trasversale di un collettore solare sottovuoto con un angolo di incidenza di 50°. K1,2 (50°) denota l’angolo di incidenza di un altro collettore, dove l’orientamento dell’angolo di indicenza non è stato preso in considerazione. I valori di efficienza, η, sono presi per due differenti condizioni operative. ΔT è la differenza tra la temperatura media di fluido nel collettore e la temperatura media dell’aria esterna.

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(seguito tabella 44.1) Unità

Collettore integrato nel tetto

Collettore CPC stazionario

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Parametri riferiti all’area absorber aperture gross

Costruttore

–

Sun-Pro GmbH

AO SOL. Lda

Nome

–

Sunbox HFK-S

CPC AO SOL 1.5

Tipo

–

Collettore piano vetrato, trattamento selettivo, integrazione

CPC stazionario, (concentrazione 1,5) trattamento selettivo e pellicola in Teflon

Area del singolo modulo

m2

5,444

5,478

6,082

1,59

2,38

2,69

c0

–

0,786

0,781

0,704

0,94

0,628

0,556

c1

W/(m2 K)

3,38

3,36

3,03

2,2

1,47

1,3

c2

W/(m2 K)

0,0107

0,0106

0,0096

0,033

0,0220

0,0195

K1,2(50°)

–

0,92

η (ΔT  50 K, 800 W/m2)

–

54,1%

53,8%

48,5%

69,9%

46,7%

41,3%

η (ΔT  70 K, 800 W/m2)

–

42,5%

42,2%

38,0%

54,5%

36,4%

32,2%

Costo specifico di riferimento

€/m2

196,00

195,00

175,00

377,00

252,00

223,00

44.4

–

TIPOLOGIE D’IMPIANTI SOLARI

Un impianto ad energia solare può essere realizzato secondo due metodi principali, a seconda che il fluido termovettore circoli in modo spontaneo o forzato all’interno del sistema. Nel primo caso si dice che l’impianto solare è a circolazione naturale, nel secondo si dice che è a circolazione forzata. 44.4.1 Impianti a circolazione forzata. La circolazione forzata del fluido termovettore può essere impiegata con qualsiasi tipo di fluido (acqua, miscele incongelabili, fluidi diatermici); consente il funzionamento dell’impianto qualunque sia la posizione del serbatoio di accumulo, permettendo di impiegare tubazioni con diametri inferiori e percorsi più lunghi di quelli a circolazione naturale. Permette una pronta messa a regime dell’impianto e una rapida risposta anche a minime variazioni delle condizioni dell’energia incidente. Inoltre, la velocità del fluido può essere fissata a valori ottimali, per ottenere un efficace scambio termico ai collettori solari e allo scambiatore di calore, quando è impiegato. Un impianto solare a circolazione forzata è sostanzialmente costituito da collettori solari, serbatoio d’accumulo e centralina di regolazione. Si prenda in considerazione un sistema a circuito indiretto, a vaso chiuso (fig. 44.16).

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Fig. 44.16 Schema impiantistico di un impianto solare a circolazione forzata. I tratteggi con linea più lunga indicano i collegamenti per la regolazione automatica.

Il principio di funzionamento è molto semplice. Il fluido termovettore riscaldatosi nei collettori è forzato a circolare nello scambiatore di calore posto all’interno del serbatoio d’accumulo, trasferendo così il suo calore all’acqua di consumo; raffreddatosi, ritorna poi ai collettori iniziando un nuovo ciclo. Viceversa, l’acqua riscaldatasi salirà verso l’alto del serbatoio spingendone altra, più fredda, verso il basso, creando così un lento moto convettivo. Col passare del tempo si formeranno strati sempre più caldi in alto e sempre più freddi in basso, in rispetto del principio della stratificazione termica, vista in precedenza. A mano a mano che procede l’apporto di energia, il livello termico salirà fino a raggiungere valori confrontabili con quelli del fluido termovettore. A questo punto, se non si interrompe la circolazione, parte dell’energia accumulata viene dispersa: il fluido ritorna ai collettori con livelli di temperatura alti impedendo così una completa raccolta di energia utile; oppure, fatto ancor più grave, può asportare del calore disperdendolo poi ai collettori, con grave danno per l’efficienza del sistema. Il funzionamento ha quindi bisogno di essere controllato e regolato: a differenza del sistema a circolazione naturale, autoregolante, qui occorre l’intervento esterno di un organo di regolazione (termostato differenziale).

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Questo dispositivo è provvisto di sensori che rilevano i valori di temperatura del fluido all’uscita dai collettori e dell’acqua nella parte bassa dell’accumulo. Dopo averne eseguita la differenza la confronta con un differenziale di temperatura prefissato. Ogni qualvolta questo valore viene raggiunto o superato si ha l’azionamento della pompa di circolazione. Viceversa il suo spegnimento avviene nel momento in cui la differenza di temperatura è inferiore al differenziale, dato che il regolatore è dotato di una certa isteresi. Questo tipo di regolazione è del tipo attacca-stacca (segnali di on-off) e di conseguenza richiede portate costanti. Alcuni costruttori, invece, regolano l’impianto mantenendo costante la temperatura di uscita dai collettori, di conseguenza variando la portata del circuito primario. Le efficienze di sistemi a portata costante o a temperatura d’uscita costante differiscono durante le ore della giornata, ma sono molto vicine su base giornaliera. Risulta allora preferibile il più semplice sistema a portata costante che, oltretutto, garantisce un funzionamento migliore dello scambiatore di calore. C’è da aggiungere, per completare, che quando il regolatore disattiva la pompa può generarsi una circolazione naturale inversa di fluido, tendente a ridisperdere il calore accumulato nel serbatoio. Occorrerà allora prevedere l’installazione di una valvola di ritegno ad azione meccanica in un punto qualsiasi del circuito. Per far fronte ai prolungati periodi di cattivo tempo è necessario provvedere tale sistema di dispositivi di integrazione termica, le cui fonti d’energia possono essere di origine elettrica o fossile. La scelta tra le due dipenderà da criteri differenti; per quella elettrica, ad esempio: – disponibilità in abbondanza per alcune zone; – tariffe agevolate durante determinate ore della giornata; – praticità d’installazione; – necessità limitata di manutenzione. Per quella fossile invece la scelta dipenderà da: – impianto termico di riscaldamento ambiente già esistente, avente installata un’unità di produzione autonoma di acqua calda (caldaia combinata a pavimento o pensile, scalda-acqua istantaneo o ad accumulo a gas); – impianto termico di riscaldamento nuovo, con previsione di installare gli apparecchi di cui sopra. 44.4.2 Impianti a circolazione naturale. La circolazione del fluido termovettore negli impianti solari più semplici può essere naturale. Questo sistema si è rivelato particolarmente adatto negli impianti solari per il riscaldamento dell’acqua sanitaria situati in località con pericolo minimo di congelamento. In tal caso il fluido termovettore è la stessa acqua di rete. È possibile anche utilizzare un circuito chiuso con anticongelante, ma questo si scontra con una delle più gravi limitazioni di questi impianti, cioè la piccola prevalenza disponibile, che mal si concilia con la presenza di uno scambiatore di calore. La circolazione avviene per differenza di densità del fluido a temperature diverse, perciò è tanto più rapida quanto più intensa è la radiazione solare. L’impianto è

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così provvisto di una sorta di autoregolazione, nel senso che la circolazione è attivata direttamente dalla disponibilità di energia solare. Risulta inutile la consueta centralina di regolazione, la cui incidenza nel costo complessivo è sensibile nei piccoli impianti. Esistono tuttavia altre controindicazioni, oltre a quella relativa al pericolo di gelo. Anzitutto il serbatoio di accumulo deve essere situato al di sopra dei collettori per garantire l’effetto termosifone (fig. 44.17). Questa disposizione può essere sgradevole dal punto di vista estetico e può costringere a sistemare l’accumulo all’esterno dell’edificio con conseguenti forti dispersioni termiche nella stagione fredda. L’accumulo può anche trovar posto nel sottotetto, purché non ci si trovi costretti per questo ad allungare eccessivamente il circuito rispetto alla prevalenza disponibile. Allungare il circuito significa infatti, a parità di velocità, aumentare le perdite di carico: la velocità di equilibrio diventa più ridotta e aumenta la soglia di insolazione per cui si ha raccolta di energia utile. In ogni caso il moto del fluido nei collettori è quasi sempre laminare e di conseguenza i coefficienti di convezione all’interno del collettore sono piuttosto ridotti. La riduzione di efficienza è in qualche modo compensata dall’accresciuta capacità di conservare la stratificazione nell’accumulo, data la bassa velocità di circolazione. Nei periodi di limitata insolazione o di notte vi è il rischio che la circolazione, anziché cessare, si inverta, con conseguente raffreddamento dell’acqua calda accumulata. A questo inconveniente si può ovviare collocando l’intero accumulo al di sopra della parte più alta dei collettori o, meglio, con l’inserimento di una valvola di non-ritorno (che però accresce le perdite di carico). La progettazione di impianti solari a circolazione naturale è piuttosto laboriosa, salvo che nel caso di piccoli impianti, ove il rispetto di alcune regole fondamentali, per limitare le perdite di carico e disporre di adeguata prevalenza, garantisce un risultato quasi sempre soddisfacente. 44.4.3 Impianti solari a circolazione naturale e impianti compatti per la produzione di ACS. Di seguito sono mostrate le possibili interazioni dell’impianto solare con i comuni impianti di produzione di acqua calda sanitaria e riscaldamento. Impianto senza dispositivo di riscaldamento ausiliario. Nella figura 44.17 è mostrato un impianto con le caratteristiche descritte di seguito. Circuito solare. Negli impianti a circolazione naturale il serbatoio di accumulo può essere riscaldato direttamente dal moto convettivo del fluido instaurato all’interno del circuito solare oppure mediante uno scambiatore di calore. Nel sistema integrato collettore solare - serbatoio di accumulo, il collettore e l’accumulo compongono una sola unità compatta. Non è presente alcun dispositivo di regolazione attiva del circuito solare. Accumulo. Negli impianti a circolazione naturale il serbatoio di accumulo deve necessariamente trovarsi a un livello più alto del collettore, può essere ubicato all’esterno o all’interno della copertura. Integrazione dell’impianto. L’acqua sanitaria viene prelevata direttamente dal-

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Fig. 44.17

Impianto senza dispositivo di riscaldamento ausiliario.

l’accumulo. Per impianti in cui l’acqua può raggiungere una temperatura superiore ai 65 °C è necessario installare un miscelatore a valle del serbatoio. Riscaldamento ausiliare. Non è prevista nessuna unità di back-up. Per un uso sporadico può essere prevista l’installazione di una resistenza elettrica all’interno del serbatoio. Nel caso di serbatoi di accumulo orizzontali, in particolare, questa non deve essere utilizzata in maniera permanente. Impianto con generatore termico istantaneo. La figura 44.18 mostra un impianto a circolazione naturale in cui è inserito un generatore termico istantaneo. Circuito solare. Il circuito solare ha le stesse caratteristiche illustrate per l’impianto della fig. 44.17. Accumulo. Negli impianti a circolazione naturale il serbatoio di accumulo deve necessariamente trovarsi a un livello più alto del collettore, può essere ubicato all’esterno o all’interno della copertura. Integrazione dell’impianto. L’impianto, dotato di generatore ausiliario dovrebbe essere eseguito come centrale dislocata nel tetto, per evitare lunghe tubazioni tra il serbatoio e il dispositivo di integrazione del riscaldamento.

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Fig. 44.18

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Impianto con generatore termico istantaneo.

L’acqua sanitaria viene prelevata direttamente dal serbatoio di accumulo. Se la temperatura dell’acqua sanitaria all’interno dell’accumulo è inferiore alla temperatura nominale desiderata (per esempio 45 °C), l’acqua viene convogliata da una valvola a tre vie a un generatore termico istantaneo e quindi riscaldata fino a raggiungere la temperatura richiesta. In alternativa l’acqua sanitaria può anche essere condotta direttamente alle utenze (ai rubinetti) senza essere ulteriormente riscaldata. Negli impianti in cui l’acqua può raggiungere una temperatura superiore ai 65 °C è necessario installare un miscelatore a valle del serbatoio. Riscaldamento ausiliare. Generatore termico alimentato a gas o boiler elettrico. La caldaia istantanea utilizzata deve essere predisposta per lavorare con le diverse temperature di ingresso che si possono verificare. La caldaia istantanea dovrebbe essere regolata non solo dalla differenza di pressione, bensì anche dalla temperatura di uscita. 44.4.4 Impianti con collettore e accumulo separati. Nelle figure 44.19  44.23 il circuito solare è composto dal collettore, dal “gruppo pompe e sicurezza” e dalle

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Fig. 44.19

Impianto con resistenza elettrica integrata.

tubazioni di collegamento. La pompa di circolazione del circuito solare viene attivata da un regolatore differenziale di temperatura quando la temperatura all’interno del collettore è superiore alla temperatura di riferimento impostata nel serbatoio di accumulo. Impianto con resistenza elettrica integrata. Questo tipo di impianto è mostrato nella figura 44.20. Accumulo. È garantito da un serbatoio verticale con integrato uno scambiatore di calore a cui collegare il circuito solare e una resistenza elettrica integrata. Integrazione dell’impianto. L’acqua sanitaria viene prelevata direttamente dal serbatoio di accumulo. Negli impianti in cui l’acqua può raggiungere una temperatura superiore ai 65 °C è necessario installare un miscelatore a valle del serbatoio. Riscaldamento ausiliare. La parte del serbatoio che contiene l’acqua calda a disposizione, cioè quella da tenere sempre in temperatura, può essere riscaldata da una resistenza elettrica integrata. Il riscaldamento ausiliario viene attivato da un termostato quando nel serbatoio la temperatura dell’acqua nella parte a disposizione

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Fig. 44.20

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Impianto con scambiatori di calore integrato per il riscaldamento ausiliario.

scende al di sotto della temperatura nominale desiderata. Per evitare dispersioni di calore, il riscaldamento ausiliario può anche essere gestito da un timer. Ricircolo. La linea del ricircolo viene ricondotta dall’utenza (rubinetto) più lontana fino al serbatoio. Il funzionamento della pompa di circolazione dovrebbe essere limitato da un dispositivo a tempo perché rimanga in funzione solo quando è necessario. Si consiglia inoltre di prevedere l’inserimento di un termostato che escluda la pompa quando si raggiunge una determinata temperatura nominale. Impianto con scambiatori di calore integrato per il riscaldamento ausiliario. Le caratteristiche di questo impianto sono mostrate nella fig. 44.20 e descritte di seguito. Accumulo. È garantito da un serbatoio verticale di accumulo con due scambiatori di calore integrati, uno per il circuito solare e l’altro per il riscaldamento ausiliario. Integrazione dell’impianto. L’acqua sanitaria viene prelevata direttamente dal serbatoio di accumulo. Negli impianti in cui l’acqua può raggiungere una temperatura superiore ai 65 °C è necessario installare un miscelatore a valle del serbatoio.

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Riscaldamento ausiliare. La parte del serbatoio che contiene l’acqua calda a disposizione, cioè quella da tenere sempre in temperatura, può essere riscaldata da uno scambiatore di calore legato a una caldaia. Il riscaldamento ausiliario viene comandato da un termostato quando nel serbatoio la temperatura dell’acqua nella parte a disposizione scende al di sotto della temperatura nominale desiderata. Per evitare dispersioni di calore il riscaldamento ausiliario può in aggiunta essere comandato anche da un timer. Ricircolo. La linea del ricircolo viene ricondotta dall’utenza (rubinetto) più lontana fino al serbatoio. Il funzionamento della pompa di circolazione dovrebbe essere limitato da un dispositivo a tempo perché rimanga in funzione solo quando è necessario. Si consiglia inoltre di prevedere l’inserimento di un termostato che escluda la pompa quando si raggiunge una determinata temperatura nominale. Impianto con caldaia istantanea. La figura 44.21 mostra un’altra variante d’impianto, di seguito illustrata. Accumulo. È presente un serbatoio di accumulo verticale integrato da uno scambiatore di calore per il circuito solare. Integrazione dell’impianto. L’acqua sanitaria viene prelevata direttamente dal ser-

Fig. 44.21

Impianto con caldaia istantanea.

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batoio di accumulo. Se la temperatura dell’acqua sanitaria è inferiore alla temperatura nominale desiderata (per esempio 45 °C), l’acqua viene convogliata da una valvola a tre vie fino a una caldaia istantanea e qui riscaldata fino a raggiungere la temperatura richiesta. In alternativa l’acqua sanitaria può essere anche condotta alle utenze senza essere ulteriormente riscaldata. Negli impianti in cui l’acqua può raggiungere una temperatura superiore ai 65 °C è necessario installare un miscelatore a valle della valvola a tre vie oppure a valle del serbatoio. Riscaldamento ausiliare. È assicurato da una caldaia istantanea a gas o elettrica. Il generatore termico istantaneo deve essere predisposto per lavorare con le diverse temperature di ingresso che si possono verificare. Tale generatore dovrebbe essere regolato non solo dalla differenza di pressione ma anche dalla temperatura di uscita. Impianto di riscaldamento dell’acqua sanitaria mediante uno scambiatore di calore (riscaldamento indiretto). Questa variante (fig. 44.22) è particolarmente adatta per impianti di grandi dimensioni con volumi di accumulo superiori a 1000 litri, poiché il riscaldamento dell’acqua sanitaria mediante scambiatore di calore non crea problemi igienici nemmeno per grandi volumi d’acqua.

Fig. 44.22

Impianto con riscaldamento dell’acqua sanitaria mediante uno scambiatore di calore.

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Accumulo. L’impianto è provvisto di un serbatoio verticale di accumulo con scambiatore di calore integrato per il circuito solare. Può essere utilizzato come scambiatore di calore esterno. Il serbatoio non deve avere caratteristiche prestazionali idonee a contenere acqua potabile. Integrazione dell’impianto. L’acqua sanitaria viene riscaldata mediante uno scambiatore di calore esterno. La pompa del circuito primario (tra accumulo e scambiatore di calore esterno) deve essere regolata in modo che all’uscita dello scambiatore di calore si raggiunga la temperatura nominale desiderata. Riscaldamento ausiliare. La parte del serbatoio che contiene l’acqua calda a disposizione, cioè quella da tenere sempre in temperatura, può essere riscaldata da uno scambiatore di calore legato a una caldaia. Il riscaldamento ausiliario viene comandato da un termostato quando nel serbatoio la temperatura dell’acqua nella parte a disposizione scende al di sotto della temperatura nominale desiderata. Per evitare dispersioni di calore il riscaldamento ausiliario può in aggiunta essere comandato anche da un timer. Ricircolo. La linea del ricircolo viene ricondotta dall’utenza (rubinetto) più lontana fino al serbatoio. Il funzionamento della pompa di circolazione dovrebbe essere limitato da un dispositivo a tempo perché rimanga in funzione solo quando è necessario. Si consiglia inoltre di prevedere l’inserimento di un termostato che escluda la pompa quando si raggiunge una determinata temperatura nominale. Impianto con centrale di riscaldamento sottotetto. La fig. 44.23 mostra un’ulteriore variante. Accumulo. È presente un serbatoio verticale integrato da uno scambiatore di calore a cui collegare il circuito solare e una resistenza elettrica. Serbatoio verticale di accumulo con scambiatore di calore integrato per il circuito solare. Può essere utilizzato come scambiatore di calore esterno. Il serbatoio non deve avere caratteristiche prestazionali idonee a contenere acqua potabile. Integrazione dell’impianto. L’impianto viene eseguito con riscaldamento ausiliario compreso, come centrale di riscaldamento sottotetto. Riscaldamento ausiliare. La parte del serbatoio che contiene l’acqua calda a disposizione, cioè quella da tenere sempre in temperatura, può essere riscaldata da una resistenza elettrica integrata. Il riscaldamento ausiliario viene attivato da un termostato quando nel serbatoio la temperatura dell’acqua nella parte a disposizione scende al di sotto della temperatura nominale desiderata. Per evitare dispersioni di calore, il riscaldamento ausiliario può anche essere gestito da un timer. È presente una caldaia istantanea a gas o una resistenza elettrica. La caldaia istantanea deve essere predisposta per lavorare con le diverse temperature di ingresso che si possono verificare. La caldaia istantanea utilizzata dovrebbe essere regolata non solo dalla differenza di pressione ma anche dalla temperatura di uscita. La parte del serbatoio che contiene l’acqua calda a disposizione, cioè quella da tenere sempre in temperatura, può essere riscaldata da uno scambiatore di calore legato a una caldaia. Il riscaldamento ausiliario viene comandato da un termostato quando nel serbatoio la temperatura dell’acqua nella parte a disposizione scende al di sotto della temperatura nominale desiderata.

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Impianto con centrale di riscaldamento sottotetto.

Impianto combinato di riscaldamento e produzione di acqua calda sanitaria e di riscaldamento piscina. La fig. 44.24 mostra un impianto più complesso. Circuito ACS. Se la temperatura del collettore supera di circa 6 °C la temperatura del boiler, avviene il caricamento del serbatoio mediante la pompa del circuito primario del solare, fino al raggiungimento della temperatura di funzionamento del serbatoio di accumulo di 50  60 °C. Circuito di riscaldamento: Come seconda scelta avviene il riscaldamento parziale solare dell’ambiente. Se la temperatura del collettore solare supera di ca. 6 °C la temperatura di ritorno del circuito di riscaldamento a bassa temperatura, entrano in funzione le pompe e riscaldano il circuito di ritorno dell’impianto di riscaldamento tramite uno scambiatore di calore a piastre. Sul lato del primario la temperatura massima sul sensore dovrebbe essere limitata alla temperatura massima ammessa dal circuito di riscaldamento (40 °C). Nel funzionamento invernale l’impianto solare serve per il preriscaldamento del ritorno del circuito di riscaldamento (posizione valvola da AB ad A). Nei periodi in cui funziona la caldaia viene attivata la valvola di commutazione, per cui l’energia solare viene deviata nel circuito di riscaldamento, aumentando la temperatura dell’acqua di ritorno alla caldaia. Circuito piscina. Come terza scelta, avviene il carico della piscina. Se la temperatura del collettore solare supera di 6 °C la temperatura della piscina, la piscina viene riscaldata, mediante lo scambiatore di calore a piastre. Controlli e suggerimenti. Il riscaldamento del serbatoio di accumulo e della pisci-

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Fig. 44.24

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Impianto combinato riscaldamento e produzione acqua calda sanitaria e riscaldamento piscina.

na avviene mediante il comando caldaia. Per evitare di danneggiare lo scambiatore di calore, si consiglia una limitazione termostatica da 50 a 55 °C, sul circuito piscina, mediante valvola deviatrice a tre vie. Sul lato secondario dello scambiatore deve essere montato un by-pass per regolare la portata totale. 44.5

METODOLOGIA DI CALCOLO

Con il Mandato 343 la Commissione Europea ha emanato un pacchetto di norme a supporto della direttiva europea sull’efficienza (si veda il capitolo 20). La norma di riferimento per la determinazione dell’energia prodotta attraverso sistemi solari termici è la UNI EN 15316-4.3(4), che fornisce una metodologia di calcolo che consente di stimare l’energia prodotta da impianti solari termici per soddisfare il fabbisogno di energia per il riscaldamento degli ambienti e/o produzione di acqua calda sanitaria, le perdite termiche e il consumo di energia degli ausiliari di un impianto solare. (4)

UNI EN 15316-4.3 Heating systems in buildings - Method for calculation of system energy requirements and system efficiencies. Part 4.3: Heat generation systems, thermal solar systems.

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Tale metodologia può essere applicata nei seguenti modi: – valutazione del raggiungimento di determinati livelli di efficienza energetica del sistema; – ottimizzazione e confronto tra varie tipologie di sistemi di generazione del calore; – valutazione del contributo in termini energetici che un impianto solare termico può fornire se introdotto all’interno di un sistema esistente. Prima di descrivere le due metodologie di calcolo previste dalla norma, vanno valutati i principi su cui si fonda questo metodo. Il fabbisogno di energia termica applicato all’impianto a energia solare deve tenere conto di due aspetti: – per il riscaldamento degli ambienti, del fabbisogno di energia dell’edificio (valore di out-put della UNI EN ISO 13790) incluse però le dispersioni termiche del sistema di distribuzione (UNI EN 15316-2.3) e del sistema di emissione (UNI EN 15316-2.1); – per la produzione di acqua calda sanitaria, del relativo fabbisogno di calore, incluse le perdite di emissione (UNI EN 15316-3.1) e le relative perdite di calore del sistema di distribuzione dell’acqua calda sanitaria (UNI EN 15316-3.2). Il contributo positivo che un impianto solare termico può dare al sistema edificioimpianto è dato da: – diminuzione del fabbisogno energetico dell’edificio da fonti convenzionali; – incremento a seconda della tipologia di impianto solare del consumo di energia elettrica dell’edificio; – riduzione del tempo di funzionamento della fonte convenzionale di generazione del calore. In taluni casi la sorgente di calore convenzionale può essere spenta durante la bella stagione. Tutto questo però dipende fortemente dalle caratteristiche prestazionali del sistema solare termico che si utilizza e che dipendono in prima analisi da: – caratteristiche del collettore solare: indicatori di performance (energia annuale risparmiata, frazione solare, energia ausiliaria annuale necessaria) e caratteristiche dei collettori (superficie di apertura del collettore, η0, a1, a2 ecc.); – caratteristiche del sistema di accumulo (capacità, tipo di accumulo ecc.); – perdite di energia nell’impianto di riscaldamento ad energia solare e perdite per trasmissione tra l’accumulo e il riscaldatore ausiliario (lunghezza tubazioni, isolamento ecc.); – tipologia del sistema di regolazione dell’impianto di riscaldamento ad energia solare (temperature differenziali, set-point ecc.); – condizioni climatiche (irradiazione solare, irradianza solare, temperatura esterna ecc.); – energia ausiliaria necessaria ai sistemi di pompaggio e ai sistemi di regolazione; – energia necessaria al riscaldamento degli ambienti; – energia necessaria alla produzione di acqua calda sanitaria. Le fig. 44.25 e 44.26 rappresentano i bilanci energetici dei sottosistemi impiantistici inerenti all’impianto solare, la prima riferita a un impianto di preriscaldamento

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Fig. 44.25 Bilancio energetico dei sottosistemi impiantistici inerenti all’impianto solare riferito a un impianto di preriscaldamento solare oppure a sola energia solare. solare oppure a sola energia solare, mentre la seconda a un impianto a energia solare con fonte di energia ausiliaria. Nella figura 44.25:  energia fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per la QW,sol,out produzione di acqua calda sanitaria QH,sol,out  energia fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per il riscaldamento ambienti QHW,sol,out  energia complessiva fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per il riscaldamento ambienti e la produzione di acqua calda sanitaria  energia elettrica ausiliaria per il funzionamento dei circolatori e delle Wsol,aux regolazioni QH,sol,aux,rbl  energia elettrica ausiliaria, per circolatori e regolazioni, recuperabile; parte di energia elettrica ausiliaria che è recuperabile per riscaldamento ambienti

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Qsol,aux,rvd ⫽ parte di energia elettrica ausiliaria che è trasferita, come energia termica, all’impianto di riscaldamento ad energia solare Qsol,aux,nrbl ⫽ parte di energia elettrica ausiliaria non recuperabile ⫽ perdite complessive dell’impianto ad energia solare Qsol,th,ls QH,sol,th,ls,rbl ⫽ perdite dell’impianto ad energia solare recuperate per riscaldamento ambienti Qsol,th,ls,nrbl ⫽ perdite dell’impianto ad energia solare non recuperabili per riscaldamento ambienti. Nel caso di impianto a preriscaldamento solare, l’energia necessaria per il riscaldatore ausiliario è ridotta della quantità Qh,sol,out. Nella figura 44.26: Esol,in ⫽ energia solare incidente sul campo dei collettori ⫽ energia fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per la QW,sol,out produzione di acqua calda sanitaria ⫽ energia fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per il QH,sol,out riscaldamento ambienti QHW,sol,out ⫽ energia complessiva fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per il riscaldamento ambienti e la produzione di acqua calda sanitaria ⫽ energia richiesta al riscaldatore ausiliario Qbu,sol,in ⫽ energia elettrica ausiliaria per il funzionamento dei circolatori e delle Wsol,aux regolazioni QH,sol,aux,rbl ⫽ energia elettrica ausiliaria, per circolatori e regolazioni, recuperabile; parte di energia elettrica ausiliaria che è recuperabile per il riscaldamento ambienti Qsol,aux,rvd ⫽ parte di energia elettrica ausiliaria che è trasferita, come energia termica, all’impianto di riscaldamento ad energia solare Qsol,aux,nrb ⫽ parte di energia elettrica ausiliaria non recuperabile ⫽ perdite complessive dell’impianto ad energia solare Qsol,th,ls QH,sol,th,ls,rbl ⫽ perdite dell’impianto ad energia solare recuperate per riscaldamento ambienti Qsol,th,ls,nrbl ⫽ perdite dell’impianto ad energia solare non recuperabili per il riscaldamento ambienti. Come già in precedenza accennato la norma fornisce due metodologie di calcolo per la determinazione dell’energia prodotta dall’impianto solare termico, del consumo energetico degli ausiliari e delle perdite recuperate dal sistema solare termico. Esse si differenziano per il tipo di dati iniziali utilizzati. – Metodo A: utilizza come dati di ingresso quelli dell’impianto di riscaldamento ad energia solare (visto come sistema) ovvero dati provenienti da test sul sistema o dati di default come prescritto dalla UNI EN 12976-2 (indicatori di performance) ovvero dati provenienti da test simulati. – Metodo B: utilizza come dati in ingresso quelli caratteristici dei componenti costituenti l’impianto di riscaldamento ad energia solare, ovvero dati provenienti da test sui componenti stessi.

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Fig. 44.26 Bilancio energetico dei sottosistemi impiantistici inerenti all’impianto solare riferito ad un impianto a energia solare con fonte di energia ausiliaria. È importante notare che il metodo A può anche essere utilizzato per impianti solari combinati con superficie di apertura totale dell’insieme dei collettori minore di 6 m2. Condizioni limite per testare questi sistemi in accordo con la norma UNI EN 12976-2 è che sia possibile testare separatamente la funzione per la produzione di acqua calda sanitaria da quella per riscaldamento ambienti. 44.5.1 Metodo A. Questo metodo di calcolo utilizza i dati prestazionali ottenuti dalle prove di efficienza sul sistema solare completo e si articola nelle seguenti fasi: – individuazione degli indicatori di performance in accordo con la norma UNI EN 12976-2; – determinazione dell’energia fornita dall’impianto di riscaldamento ad energia solare; – determinazione dell’eventuale energia ausiliaria necessaria all’impianto di riscaldamento ad energia solare; – calcolo delle perdite di energia dell’impianto di riscaldamento ad energia solare:

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- determinazione delle perdite di energia dell’accumulo; - determinazione delle perdite di energia tra l’impianto di riscaldamento ad energia solare ed il riscaldatore ausiliario; – calcolo delle perdite di energia recuperabili dell’impianto di riscaldamento ad energia solare: - determinazione dell’energia ausiliaria recuperabile; - determinazione delle perdite di energia dell’accumulo recuperabili; - determinazione delle perdite recuperabili della distribuzione tra impianto di riscaldamento a energia solare e riscaldatore ausiliario. Attualmente questo metodo è valido solo per sistemi di produzione d’acqua calda sanitaria caratterizzati in accordo la norma UNI EN 12976-2. Il fabbisogno di energia termica applicato all’impianto di riscaldamento a energia solare dipende dalla configurazione del sistema (impianto di preriscaldamento solare, a sola energia solare, a energia solare con riscaldatore ausiliario). Vengono fatte, in via esemplificativa, le seguenti ipotesi: – per tutte le configurazioni, il fabbisogno applicato all’impianto di riscaldamento a energia solare terrà conto dei fabbisogni (per la produzione di acqua calda sanitaria) e delle perdite di distribuzione; il valore numerico di questo fabbisogno è un valore in ingresso in questa metodologia di calcolo; – per un impianto di preriscaldamento solare, le perdite di energia tra l’impianto e il riscaldatore ausiliario non dovranno essere sommate al fabbisogno applicato; – le perdite di energia tra l’accumulo e il campo solare non dovranno essere sommate al fabbisogno applicato. Al fine di determinare l’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento ad energia solare invece: – devono essere disponibili gli indicatori di performance per l’impianto in esame e per le attuali condizioni operative, secondo quanto indicato in UNI EN 12976-2; – devono essere disponibili indicatori di performance per le attuali condizioni climatiche e per un fabbisogno minore o uguale e maggiore o uguale a quello attuale applicato. 44.5.2 Metodo B. Questa metodologia di calcolo si fonda sul metodo F-Chart e si articola in quattro fasi. 1. Definizione del fabbisogno applicato all’impianto di riscaldamento ad energia solare (PH + PW) (dato in ingresso per questo calcolo): – calcolo del rapporto tra il fabbisogno dovuto al riscaldamento ambienti (PH) e il fabbisogno totale; – calcolo del rapporto tra il fabbisogno dovuto alla produzione di acqua calda sanitaria (PW) e il fabbisogno totale (PH + PW). 2. Calcolo del rapporto X: – determinazione della superficie di apertura A; – determinazione del coefficiente di perdita di energia del circuito dei collettori solari Uloop; – determinazione dell’efficienza ηloop del circuito comprendente collettori, circola-

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tore, tubazioni e scambiatore di calore, utilizzato per trasportare l’energia dai collettori al dispositivo di accumulo; comprende l’efficienza dello scambiatore di calore tra circuito solare e accumulo; – calcolo della differenza tra le temperature di riferimento ΔT; – calcolo del coefficiente di correzione della capacità dell’accumulo fst; – attribuzione della capacità dell’accumulo al riscaldamento ambienti o alla produzione di acqua calda sanitaria. 3. Calcolo del rapporto Y: – determinazione dell’efficienza del collettore a perdita nulla η0; – determinazione del valore di irradianza solare I sul piano del collettore; – calcolo dell’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento ad energia solare per riscaldamento ambienti e/o produzione di acqua calda sanitaria; – calcolo dell’energia necessaria al funzionamento degli ausiliari; – calcolo delle perdite dell’impianto: - determinazione delle perdite dell’accumulo; - determinazione delle perdite del circuito di distribuzione tra l’impianto e il riscaldatore ausiliario. 4. Calcolo delle perdite recuperabili dell’impianto: – determinazione dell’energia recuperabile dall’energia necessaria al funzionamento degli ausiliari; – determinazione delle perdite recuperabili del sistema di accumulo; – determinazione delle perdite recuperabili del circuito di distribuzione tra l’impianto di riscaldamento a energia solare e il riscaldatore ausiliario. Il fabbisogno di energia termica applicato all’impianto di riscaldamento ad energia solare dipende fondamentalmente da due punti: – dal tipo di utilizzo: produzione di acqua calda sanitaria e/o riscaldamento ambienti; – dal tipo di impianto: impianto di preriscaldamento solare o a sola energia solare ovvero impianto di riscaldamento ad energia solare con fonte ausiliaria. Al fine di semplificare il calcolo si fanno le seguenti ipotesi: – per tutti gli usi, il fabbisogno da applicare all’impianto di riscaldamento ad energia solare è la somma del fabbisogno dovuto all’edificio (energia necessaria al riscaldamento ambienti e/o energia necessaria alla produzione di acqua calda sanitaria) e delle perdite di distribuzione; – per un impianto di preriscaldamento solare, le perdite di calore tra l’impianto di riscaldamento a energia solare e il riscaldatore ausiliario non devono essere sommate al fabbisogno applicato; – le perdite di calore dell’impianto di riscaldamento ad energia solare (perdite tra l’accumulo solare ed i collettori) non devono essere sommate al fabbisogno applicato. È necessario porre attenzione al fatto che, in questa metodologia di calcolo, il riscaldatore ausiliario non compensa le perdite di distribuzione dell’acqua calda sanitaria. Per quanto riguarda invece il calcolo dell’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare si possono avere i tre casi seguenti. a) Sola produzione di acqua calda sanitaria. In questo caso l’energia prodotta dal-

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l’impianto di riscaldamento a energia solare QW,sol,out è calcolata utilizzando il solo fabbisogno per la produzione di acqua calda sanitaria e le caratteristiche dell’impianto stesso (superficie dei collettori, capacità dell’accumulo ecc.). b) Solo riscaldamento ambienti. In questo caso l’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare QH,sol,out è calcolata utilizzando il solo fabbisogno per il riscaldamento ambienti e le caratteristiche dell’impianto stesso (superficie dei collettori, capacità dell’accumulo ecc.). c) Produzione di acqua calda sanitaria e integrazione al riscaldamento ambienti (solar combysistem). In questo caso l’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare è calcolata sommando il fabbisogno per il riscaldamento ambienti, Qout,shw,s, a quello per la produzione di acqua calda sanitaria, Qout,hw,s. Il metodo si applica dividendo la superficie di apertura dei collettori ed il volume di accumulo in due: uno relativo alla sola produzione di acqua calda sanitaria, l’altro per il solo riscaldamento ambienti (in base al rapporto tra il fabbisogno per la produzione di acqua calda sanitaria e quello per il riscaldamento ambienti). L’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare per la produzione di acqua calda sanitaria e riscaldamento ambienti è data da: Qtot,sol,out ⫽ QW,sol,out ⫹ QH,sol,out

(44.7)

dove: QW,sol,out ⫽ energia fornita dall’impianto di riscaldamento a energia solare per la sola produzione di acqua calda sanitaria (kWh) QH,sol,out ⫽ energia fornita dall’impianto di riscaldamento a energia solare per il solo riscaldamento ambienti (kWh). Ripartizione della superficie di apertura dei collettori. Ai fini del calcolo dell’energia prodotta (si veda la successiva eq. 44.10) la superficie di apertura dei collettori viene suddivisa in due: una parte, relativa al solo riscaldamento ambienti, proporzionale alla seguente quantità: QH,sol,us,i PH,i ⫽ ––––––––––––––––– (%) QH,sol,us,i ⫹ QW,sol,us,i

(44.8)

e una parte, relativa alla sola produzione di acqua calda sanitaria, proporzionale alla seguente quantità: QW,sol,us,i PW,i ⫽ ––––––––––––––––– (%) QH,sol,us,i ⫹ QW,sol,us,i

(44.9)

dove: QH,sol,us,i ⫽ fabbisogno di energia mensile per il riscaldamento (kWh) QH,sol,us,i ⫽ il fabbisogno di energia per la produzione di ACS (kWh) Al fine di determinare i fattori X, Y e fst la superficie dei collettori deve essere moltiplicata per il valore di PH, per calcolare (mediante l’eq. 44.10) l’energia prodotta per il riscaldamento ambienti e per il valore di PW, per calcolare (sempre mediante l’eq. 44.10) l’energia prodotta per la produzione di acqua calda sanitaria.

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Ripartizione del volume di accumulo. Nel caso di un unico sistema di accumulo: – la capacità dell’accumulo usata per il calcolo dell’energia prodotta per riscaldamento ambienti è pari alla capacità totale moltiplicata per PH; – la capacità dell’accumulo usata per il calcolo dell’energia prodotta per la produzione di acqua calda sanitaria è pari alla capacità totale moltiplicata per PW. Nel caso esistano due accumuli distinti, uno per la sola produzione di acqua calda sanitaria e l’altro per la sola integrazione al riscaldamento ambienti, verranno assunti i rispettivi reali valori di capacità per il calcolo dell’energia prodotta. 44.5.3 Calcolo dell’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare. L’energia prodotta da un impianto di riscaldamento a energia solare è calcolata, su base mensile, mediante la seguente relazione: Qsol,out,m  (aY  bX  cY 2  dX 2  eY 3  fX 3)Qsol,us,m

(44.10)

dove: Qsol,us,m

 fabbisogno mensile applicato all’impianto di riscaldamento a energia solare (kWh) a, b, c, d, e  coefficienti di correlazione del metodo F-Chart, dati nella tab. 44.2 f  nuovo coefficiente di correlazione nel caso in cui l’impianto di riscaldamento a energia solare riscaldi direttamente un sistema a pannelli radianti a pavimento; i valori sono riportati nella tab. 44.2 XeY  fattori adimensionali Limitazione dell’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare. L’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare non può essere negativa o maggiore del fabbisogno applicato. In fase di calcolo dovranno essere posti uguali a zero (0) i valori negativi di energia prodotta mentre saranno posti al valore del fabbisogno i valori più alti dello stesso. Tab. 44.2

Coefficienti di correlazione

Tipologia impianto di riscaldamento ad energia solare Coefficienti di correlazione

a b c d e f

Accumulo ad acqua: il campo solare è collegato a un serbatoio dove il calore viene accumulato 1,029 0,065 0,245 0,0018 0,0215 0

Accumulo ad acqua: il campo solare è direttamente collegato all’impianto a pavimento che si comporta sia come accumulo che come scambiatore di calore 0,863 0,147 0,263 0,008 0,029 0,025

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Determinazione del coefficiente X. relazione:

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Il valore di X è determinato dalla seguente

(A Uloop η loop ΔT fst tm) X  –––––––––––––––––––– (Qsol, us, m 1000)

(44.11)

dove: A  superficie di apertura del campo solare in accordo con UNI EN 12975-2 (m2) Uloop  coefficiente di perdita di energia del circuito del collettore (si veda eq. 44.12) [W/(m2 K)] ηloop  efficienza del circuito comprendente collettori, circolatore, tubazioni e scambiatore di calore; il valore tipico è pari a 0,9 ΔT  differenza di temperatura di riferimento (si veda eq. 44.13) (K)  coefficiente di correzione della capacità dell’accumulo (si veda eq. 44.16) fst  ore nel mese (h) tm Qsol,us,m  fabbisogno mensile applicato all’impianto di riscaldamento ad energia solare (kWh) Il coefficiente di perdita di energia del circuito del collettore (collettori e tubazioni) è determinato dalle caratteristiche del collettore e dalla buona qualità dell’isolamento delle tubazioni ed è dato da: Uloop Uloop  a1  40 a2  –––––– A dove: a1 a2 Uloop, p

(44.12)

 coefficiente semplice di interpolazione dell’efficienza; tale parametro è ottenuto in accordo con UNI EN 12975-2  coefficiente quadratico di interpolazione dell’efficienza; tale parametro è ottenuto in accordo con UNI EN 12975-2  coefficiente globale di perdita di calore delle tubazioni nel circuito comprendente i collettori, le tubazioni tra i collettori e le tubazioni tra i collettori e il sistema di accumulo [W/(m2 K)]

Se il percorso delle tubazioni è noto, si conoscono i diametri delle stesse e l’isolamento termico, il coefficiente di perdita può essere calcolato mediante le metodologie analitiche. Se le caratteristiche del circuito dei collettori non sono note con certezza, allora Uloop,p può essere stimato secondo l’equazione 44.13. Uloop,p  5  0,5 A

(44.13)

La differenza di temperature di riferimento è calcolata mediante la seguente relazione: ΔT  θref  θe,avg

(44.14)

dove: θref  temperatura di riferimento che varia a seconda dell’uso (produzione di acqua calda sanitaria o riscaldamento ambienti) (K):

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 per impianti di riscaldamento a energia solare usati per integrazione al riscaldamento ambienti:

θref  100 °C  per impianti per la produzione di acqua calda sanitaria:

θref  11,6  1,18 θw  3,86 θcw  2,32 θe,avg (°C)

(44.15)

dove: θw  temperatura di utilizzo dell’acqua calda sanitaria pari a 40 °C θcw  temperatura dell’acqua fredda all’ingresso nell’accumulo (°C) θe,avg  temperatura media dell’ambiente esterno nel periodo considerato (°C) e dipendente dal tipo di accumulo utilizzato θe,avg  la temperature media mensile esterna Il coefficiente di correzione della capacità d’accumulo fst è definito dell’equazione 44.16. Nel caso di accumulo ad acqua, il coefficiente di correzione fst è dato da: fst  (Vref /Vsol)0,25

(44.16)

dove: Vref  capacità di riferimento pari a 75 L/m2 di superficie di apertura del collettore solare (L) Vsol  capacità dell’accumulo solare (L) Nel caso di impianti a preriscaldamento solare Vsol  Vnom (valore nominale). Nel caso di un impianto di riscaldamento a energia solare con riscaldatore ausiliario, la capacità dell’accumulo solare Vsol è data da: Vsol  Vnom (1  faux)

(44.17)

dove: faux  frazione del volume di accumulo usata per l’integrazione Vnom  capacità nominale di accumulo (L) Valori di default di faux sono dati da: 0,50 per accumulo ad asse verticale; 0,66 per accumulo ad asse orizzontale. Determinazione di Y.

Il valore di Y è dato dalla seguente equazione: (A  IAM η0 ηloop Im tm) Y  –––––––––––––––––––– (Qsol, us, m  1000)

(44.18)

dove: A  superficie di apertura del campo solare in accordo con UNI EN 12975-2 (m2) IAM  coefficiente di modifica dell’angolo di incidenza secondo UNI EN 129752 [K50(τα)].

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η0

 efficienza del collettore a perdite nulle; valore ricavabile dal certificato del collettore ηloop  efficienza del circuito comprendente collettori, circolatore o ventilatore, tubazioni e scambiatore di calore; valore di default pari a 0,9  media mensile dell’irradianza solare sul piano del collettore (W/m2) Im  ore nel mese (h) tm Qsol,us,m  il fabbisogno termico applicato all’impianto di riscaldamento a energia solare (kWh) – – – –

Valori di default di IAM possono essere: per collettori vetrati piani, IAM  0,94; per collettori non vetrati, IAM  1,00; per collettori a tubi sottovuoto con assorbitore piano, IAM  0,97; per collettori a tubi sottovuoto con assorbitore circolare, IAM  1,00.

44.5.4 Consumo di energia elettrica dei componenti ausiliari di un impianto di riscaldamento ad energia solare. Gli impianti di riscaldamento a energia solare possono o meno utilizzare energia elettrica: – nel caso di un impianto a circolazione naturale il consumo di energia elettrica è nullo; – nel caso di un impianto a circolazione forzata occorre calcolare l’energia elettrica utilizzata dagli ausiliari (circolatori, centraline di regolazione ecc.) Circolatori. L’energia elettrica necessaria al funzionamento dei circolatori in un impianto di riscaldamento a energia solare è data da: Wsol,aux,m  Paux,nom taux,m/1000 (kWh)

(44.19)

dove: Paux,nom  potenza nominale del circolatore (W), ovvero la potenza riportata sulla targhetta del circolatore; taux,m  periodo di tempo mensile in cui funziona il circolatore. Il periodo di funzionamento in un anno è di 2000 h, in accordo con la UNI EN 12976. I valori mensili del periodo di funzionamento degli ausiliari possono essere determinati moltiplicando il periodo di funzionamento annuale per la percentuale mensile dell’irradianza solare (ad esempio se l’irradianza solare mensile in gennaio è il 5% del valore di irradianza solare annuale allora l’energia richiesta per il funzionamento degli ausiliari nel medesimo mese sarà pari al 5% del valore annuale). 44.5.5

Perdite

Perdite dell’accumulo. Le perdite dell’accumulo o degli accumuli solari sono date dal coefficiente di perdita globale di energia dell’accumulo Ust (W/K). Ust può essere ricavato dai risultati dei test secondo UNI ENV 12977-3 o determinato secondo l’equazione 44.20. Ust  0,16 Vsol0,5 (W/K) (44.20)

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Nel caso di accumuli per la produzione di acqua calda sanitaria le perdite di energia QW,sol,st,ls,m possono essere calcolate secondo la seguente relazione: QW,sol,st,ls,m  Ust (θset point  θa,avg) (QW,sol,out,m / QW,sol,us,m) tm /1000 (kWh)

(44.21)

dove: tm  ore nel mese (h) θset point  temperatura di produzione dell’acqua calda sanitaria, 60 °C θa,avg  temperatura media dell’aria dell’ambiente in cui l’accumulo è installato. Se l’accumulo è installato in un ambiente riscaldato θa,avg  20 °C. Se l’accumulo è installato in un ambiente non riscaldato θa,avg  θo  (20  θe,avg)/2. Se l’accumulo è installato all’esterno θa,avg  θe,avg Nel caso di accumuli per l’integrazione al riscaldamento ambienti le perdite di energia QW,sol,st,ls,m possono essere calcolate secondo la seguente relazione: QW,sol,st,ls,m  Ust (θset point  θa,avg) (QW,sol,out,m / QH,sol,us,m) tm /1000 (kWh)

(44.22)

dove: θset point  temperatura media, di progetto, nel sistema di distribuzione. Perdite di distribuzione tra l’impianto di riscaldamento a energia solare e il riscaldatore ausiliario. Il metodo di calcolo delle perdite di distribuzione Qbu,dis,ls,m tra l’impianto di riscaldamento a energia solare e il riscaldatore ausiliario è in funzione della presenza o meno dell’isolamento. Se le tubazioni sono isolate: Qbu,dis,ls,m  0,02 Qsol,us,m (Qsol,out,m /Qsol,us,m)

(44.23)

Se le tubazioni non sono isolate: Qbu,dis,ls,m  0,05 Qsol,us,m (Qsol,out,m /Qsol,us,m)

(44.24)

Perdite totali dell’impianto a energia solare. Le perdite totali dell’impianto a energia solare sono calcolate mensilmente mediante: Qsol,ls,m  QW,sol,st,ls,m  QH,sol,st,ls,m  Qbu,dis,ls,m 44.5.6

(44.25)

Perdite recuperabili

Perdite recuperabili dal funzionamento degli ausiliari. La quota di energia recuperabile dal funzionamento degli ausiliari Qsol,aux,rbl è pari al 50% dell’energia degli ausiliari. Perdite dell’accumulo recuperabili. Sia le perdite dell’accumulo recuperabili, Qsol,st,ls,rbl sia le perdite tra l’impianto ed il riscaldatore ausiliario Qbu,dis,ls,rbl sono recuperabili solo durante il periodo di riscaldamento. Durante il periodo di riscaldamento le perdite recuperabili sono: 100% se i componenti sono installati nello spazio riscaldato; 50% se i componenti sono installati nello spazio non riscaldato; 0% se i componenti sono installati all’esterno.

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Perdite totali recuperabili dall’impianto di riscaldamento a energia solare. Le perdite totali recuperabili dall’impianto di riscaldamento a energia solare sono calcolate mediante la seguente relazione: Qsol,ls,rbl,m  Qsol,aux,rbl,m  Qsol,st,ls,rbl,m  Qbu,dis,ls,rbl,m

(44.26)

44.5.7 Calcolo della riduzione del periodo di funzionamento dei riscaldatori ausiliari. Un impianto di riscaldamento a energia solare riduce il tempo di funzionamento dei generatori di calore convenzionali utilizzati per la produzione di acqua calda sanitaria e riscaldamento ambienti. Ciò porta a una diminuzione dell’energia elettrica utilizzata e delle perdite in stand-by del sistema convenzionale. Riduzione dell’energia elettrica utilizzata dai riscaldatori ausiliari. Si assume che la diminuzione dell’energia elettrica utilizzata dai riscaldatori ausiliari sia proporzionale al rapporto fsol,m tra l’energia fornita dall’impianto di riscaldamento a energia solare, Qsol,out,m, e il fabbisogno applicato allo stesso Qsol,us,m: fsol,m  Qsol,out,m / Qsol,us,m

(44.27)

L’energia elettrica utilizzata dal riscaldatore ausiliario integrato da/con un impianto di riscaldamento a energia solare è data da: Wbu,aux,m  Wbu,nom,m (1  fsol) (kWh)

(44.28)

Riduzione delle perdite di calore del riscaldatore ausiliario. Nel caso in cui l’impianto di riscaldamento ad energia solare riesca a soddisfare l’intero fabbisogno di energia richiesto dall’utenza, il riscaldatore ausiliario può essere spento e quindi possono essere annullate le perdite di energia ad esso imputabili. In ogni caso dovrà comunque essere garantita la sicurezza microbiologica dell’acqua calda sanitaria accumulata (ad esempio trattamenti antilegionella). La riduzione delle perdite energetiche, conseguente all’adozione di un impianto di riscaldamento a energia solare, può essere determinata in funzione di fsol,m nel seguente modo: (44.29) fsol,m  80% Qbu,ls,m  Qbu,ls,nom,m fsol,m 80% Qbu,ls,m  Qbu,ls,nom,m (1  fsol,m)

(44.30)

dove Qbu,ls,m rappresenta le perdite di energia nominali del riscaldatore ausiliario. Ovvero le perdite di energia del riscaldatore ausiliario nella condizione in cui lo stesso non si trovi abbinato a un impianto di riscaldamento a energia solare. 44.6

LEGISLAZIONE

Con la pubblicazione nella Gazzetta Ufficiale n. 222 del 23 settembre 2005 del Decreto Legislativo n. 192 “Attuazione della direttiva 2002/91/CE relativa al rendimento energetico nell’edilizia” veniva prescritta la predisposizione per gli impianti solari termici (allegato D) negli edifici di nuova costruzione ad uso privato, mentre per gli edifici pubblici o ad uso pubblico prescriveva (allegato I comma 14) l’obbli-

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go di installazione di impianti solari termici per la produzione di acqua calda sanitaria, progettati per garantire almeno il 50% del consumo annuo di energia termica richiesta dall’utenza per la produzione di acqua calda sanitaria. In caso di impossibilità tecnica e non economica, bisognava darne motivata spiegazione da parte del progettista all’interno della relazione tecnica. Dopo poco più di un anno dalla pubblicazione del D.Lgs. 192/05, il primo febbraio 2007 è stato pubblicato nella Gazzetta Ufficiale n. 26 il decreto legislativo 311 entrato in vigore il 2 febbraio 2007. Tale decreto sostituisce tutti gli allegati del D.Lgs. 192/05, eliminando l’allegato D e aggiungendone altri. Il nuovo allegato I comma 12, recita quanto segue: “Per tutte le categorie di edifici, così come classificati in base alla destinazione d’uso all’articolo 3 del decreto del Presidente della Repubblica 26 agosto 1993, n. 412, nel caso di edifici pubblici e privati, è obbligatorio l’utilizzo di fonti rinnovabili per la produzione di energia termica ed elettrica. In particolare, nel caso di edifici di nuova costruzione o in occasione di nuova installazione di impianti termici o di ristrutturazione degli impianti termici esistenti, l’impianto di produzione di energia termica deve essere progettato e realizzato in modo da coprire almeno il 50% del fabbisogno annuo di energia primaria richiesta per la produzione di acqua calda sanitaria con l’utilizzo delle predette fonti di energia. Tale limite è ridotto al 20% per gli edifici situati nei centri storici.” L’eventuale impossibilità tecnica e non economica di rispettare la disposizione di cui al comma 12 deve essere dettagliatamente motivata nella relazione tecnica. In mancanza di tali elementi giustificativi, la relazione tecnica di cui al comma 15 dello stesso allegato viene dichiarata irricevibile. Tale disposizione entra in contrasto con il comma 15 dell’articolo 5 del DPR 412/92 che invece obbliga alla verifica tecnico–economica della utilizzabilità delle fonti rinnovabili. Tale comma non è stato abrogato né dal D.Lgs 192 versione 2005 né dalla versione aggiornata del D.Lgs. 311/07. La Legge finanziaria 2007 “Disposizioni per la formazione del bilancio annuale pluriennale dello Stato”, al comma 346 dell’articolo 1 recita quanto segue: “Per le spese documentate, sostenute entro il 31 dicembre 2007, relative all’installazione di pannelli solari per la produzione di acqua calda per usi domestici o industriali e per la copertura del fabbisogno di acqua calda in piscine, strutture sportive, case di ricovero e cura, istituti scolastici e università, spetta una detrazione dall’imposta lorda per una quota pari al 55 per cento degli importi rimasti a carico del contribuente, fino a un valore massimo della detrazione di 60.000 euro, da ripartire in tre quote annuali di pari importo”. Il comma 349 (sempre dell’art. 1) prevede l’emanazione di un decreto attuativo da parte del Ministero dell’Economia e delle Finanze, di concerto con il Ministero dello Sviluppo Economico, per l’attuazione di quanto previsto ai commi 344, 345, 346 e 347 della legge finanziaria.

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Tale decreto è stato pubblicato nella Gazzetta Ufficiale n. 47 del 26 febbraio 2007 e prevede un innalzamento dal 36 al 55% della detrazione fiscale per interventi che consentono di ridurre le dispersioni termiche dell’involucro, per l’installazione di pannelli solari e per la sostituzione di vecchie caldaie con nuove ad alta efficienza. Vista l’evoluzione normativa si consiglia di verificare l’eventuale emanazione di nuovi decreti e leggi da parte del legislatore. 44.6.1 Normativa di riferimento Di seguito viene riportata la normativa di riferimento. UNI 8211:1981 – Impianti di riscaldamento a energia solare. Terminologia, funzioni, requisiti e parametri per l’integrazione negli edifici. UNI 8477-1:1983 – Energia solare. Calcolo degli apporti per applicazioni in edilizia. Valutazione dell’energia raggiante ricevuta (tale norma è stata ritirata da UNI, ma rimane comunque l’unico riferimento normativo). UNI 8477-2:1985 – Energia solare. Calcolo degli apporti per applicazioni in edilizia. Valutazione degli apporti ottenibili mediante sistemi attivi o passivi. UNI 9711:1991 – Impianti termici utilizzanti energia solare. Dati per l’offerta, ordinazione e collaudo. UNI EN ISO 9488:2001 – Energia solare – Vocabolario. UNI ENV 12977-1:2004 – Impianti solari termici e loro componenti – Impianti assemblati su specifica – Requisiti generali. UNI ENV 12977-2:2004 – Impianti solari termici e loro componenti – Impianti assemblati su specifica – Metodi di prova. UNI ENV 12977-3:2004 – Impianti solari termici e loro componenti – Impianti assemblati su specifica – Caratterizzazione delle prestazioni dei serbatoi di stoccaggio per impianti di riscaldamento solare. UNI EN 12975-1:2006 – Impianti termici solari e loro componenti – Collettori solari – Requisiti generali (sostituisce la versione del 2002 che è stata ritirata). UNI EN 12975-2:2006 – Impianti solari termici e loro componenti – Collettori solari – Parte 2: Metodi di prova (sostituisce la versione del 2005 che è stata ritirata). UNI EN 15316-4.3:2008 – Impianti di riscaldamento degli edifici – Metodo per il calcolo dei requisiti energetici e dei rendimenti dell’impianto – Parte 4.3 Sistemi di generazione del calore, sistemi solari termici.

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ACCUMULO TERMICO

L’idea dell’accumulo termico nasce quando, avendo la disponibilità di calore (o di freddo) e non potendolo immediatamente utilizzare, si pensa a quanto sarebbe utile poterlo immagazzinare (conservare) per servirsene quando effettivamente è necessario. L’accumulo termico nel settore della climatizzazione può essere fatto a diverse temperature: alta nell’accumulo di calore, bassa o bassissima nell’accumulo del freddo. È chiaro che, perché l’accumulo sia conveniente, è necessario che una o più favorevoli condizioni siano verificate: – carichi di punta di breve durata; – carichi di punta non frequenti; – difficoltà di far fronte alle richieste energetiche; – tariffe multiorarie che, quindi, possono privilegiare i consumi nelle ore di fermo degli impianti; – incentivi dati dalla compagnie produttrici e distributrici dei vettori energetici (elettricità, gas). Anche in Italia esistono le tariffe multiorarie che prevedono, sia per l’impegno di potenza sia per il consumo di energia elettrica, prezzi più convenienti in alcune ore del giorno quando, cioè, la minore richiesta generale fa sì che si possano incentivare i consumi allo scopo di ottenere un migliore sfruttamento degli impianti di produzione. Ciò avviene di notte ed è, pertanto, in questi periodi che si possono far funzionare, i gruppi frigoriferi per accumulare, in apposite vasche, acqua gelida o ghiaccio, da sfruttare poi l’indomani. I vantaggi offerti da questa soluzione impiantistica sono, quindi, i seguenti. – Riduzione della taglia delle macchine che devono essere proporzionate per il carico medio e non per le punte a cui si farà fronte attingendo dall’accumulo. – Funzionamento delle macchine con carico pressoché costante e, quindi, con elevati rendimenti per lunghi periodi di tempo; fra l’altro ciò è vero anche perché, con il funzionamento notturno, si possono avere temperature di condensazione più basse. – Risparmio negli impianti elettrici correlati. – Qualora si possano realizzare impianti di distribuzione di acqua e di aria a bassa o bassissima temperatura si conseguono risparmi anche nelle pompe, nelle tubazioni, nelle macchine di trattamento aria, nei canali ecc. – Riduzione del costo energetico per la possibilità di usufruire di tariffe multiorarie. – L’utilizzo dell’acqua consente di accumulare caldo e freddo e di avere a disposizione una riserva d’acqua molto importante negli impianti antincendio. Molti possono essere i materiali utilizzati per accumulare calore, le loro caratteristiche, comunque, devono essere tali da rendere economico e semplice l’accumulo.

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ACCUMULO TERMICO

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L’ASHRAE ne elenca alcune: – facile reperibilità; – basso costo; – non aggressivo per l’ambiente; – non infiammabile; – non esplosivo; – non tossico; – compatibile con gli altri materiali impiegati negli impianti; – non corrosivo; – inerte; – con documentate proprietà fisiche; – con elevata massa volumica; – con elevato calore specifico (per accumulo di calore sensibile); – con elevato calore di fusione (per accumulo di calore latente); – possibilità di accumulo a pressione ambiente; – caratteristiche termofisiche non variabili con l’uso e con il tempo. I più comuni materiali impiegati per accumulare calore sensibile sono: l’acqua, il terreno, i materiali ceramici ecc. Nelle applicazioni a bassa temperatura si possono impiegare soluzioni acquose incongelabili. Per accumulare il calore latente di fusione viene usato il ghiaccio o altre sostanze come sali idrati e polimeri, con cambiamento di fase. Fra le diverse possibili sostanze, comunque, è il ghiaccio quella che possiede praticamente tutte le caratteristiche sopra elencate. Per l’acqua si può sfruttare un salto termico di ca. 10 K (da 5 °C a 15 °C) per cui, essendo il calore specifico pari a 4,187 kJ/(kg K), la quantità di calore che può essere accumulata in 1 m3 di acqua (1000 kg) è 41.870 kJ, equivalente a 11,6 kWh/m3. Con il ghiaccio, che ha il più alto valore del calore di fusione pari a 334 kJ/kg, si ricava che la quantità di calore accumulabile in 1 m3 (avendo il ghiaccio una massa volumica di 921 kg/m3) è pari a 307.600 kJ, a cui va aggiunto il calore reso disponibile nel riscaldamento da 0 °C a 10 °C per cui, teoricamente, il calore totale accumulabile e successivamente utilizzabile è pari a 349.000 kJ, equivalente a 97 kWh/m3 che è ben 8 volte maggiore di quello ottenibile con l’acqua. In realtà sia con l’acqua sia con il ghiaccio le capacità di accumulo sono ridotte al 70 ⫼ 75% in quanto: – con l’acqua, nella fase di riutilizzo a seguito della miscelazione dell’acqua di ritorno dall’impianto con quella accumulata, non è possibile sfruttare fino alla fine l’accumulo, per cui ci si deve accontentare di avere 9 kWh/m3; – con il ghiaccio l’effettivo accumulo è ridotto per esigenze funzionali, per cui si possono accumulare da 40 a 65 kWh/m3. Come si vede, quindi, l’accumulo in ghiaccio consente un grande risparmio nel volume dell’accumulo a parità di energia accumulata. L’impiego dell’acqua consente, però, di far funzionare i gruppi frigoriferi con temperatura di evaporazione tale da non penalizzare la resa, mentre per la produzione di ghiaccio l’evaporazione scende a ⫺5 ⫼ ⫺10 °C, con un incremento della potenza assorbita dal 20 al 25%, a parità di resa.

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45.1

OPPORTUNITÀ ECONOMICHE E TECNICHE

Da quanto si è detto risulta evidente, quindi, che l’accumulo può essere fatto quando concorrono due convenienze: quelle del più basso costo iniziale e del minimo costo di gestione. Un basso costo iniziale è ottenibile in quei casi in cui il diagramma di carico è favorevole e ciò, per chiarire meglio il concetto, è quanto si verifica in utenze tipo centri sportivi, chiese, sale di spettacolo ecc., ambienti cioè, con elevati carichi termici però di breve durata e con ampi intervalli di tempo fra un utilizzo e il successivo. In questi casi, quindi, invece di installare macchine frigorifere aventi potenzialità pari a quella massima richiesta è possibile, effettuando l’accumulo, installare macchine più piccole che, funzionando per molte ore consentono di caricare il sistema di accumulo. Ulteriori risparmi si possono avere, come si è già accennato, se si realizzano impianti con distribuzione di aria a bassa temperatura. Per esemplificare, comunque, si supponga che il diagramma di carico di una utenza sia quello riportato nella fig. 45.1a, nel quale sulle ascisse sono riportate le ore del giorno e in ordinate il fabbisogno di potenza frigorifera. Il diagramma, del tutto immaginario, si suppone tracciato per la giornata di carico massimo.

Fig. 45.1a

Diagramma di carico immaginario.

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ACCUMULO TERMICO

Fig. 45.1b

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Diagramma di carico immaginario, con accumulo parziale.

Si può ricavare che: – la potenza massima richiesta è pari a 600 kW; – l’energia totale giornaliera richiesta è di 5350 kWh. A questo punto occorre scegliere se effettuare un accumulo parziale, vale a dire installare macchine che funzionino 24 ore su 24 così da accumulare nelle ore notturne e compensare il fabbisogno diurno sia con l’accumulo sia con la macchina funzionante, oppure fare un accumulo totale. Nel caso di accumulo parziale, dal diagramma della fig. 45.1b, si vede che la potenza fornita dalla macchina dovrà essere di 223 kW. L’energia accumulata dalle ore 0 alle 6 (area A pari a 1337 kWh), quella accumulata dalle 20 alle 24 (area C pari a 964 kWh) e quella fornita dalla macchina, che continua a funzionare (area B), compensano esattamente il fabbisogno frigorifero dalle 6 alle 20. Per cui, concludendo: A ⫹ B ⫹ C ⫽ 5350 kWh, fabbisogno energetico giornaliero; A ⫹ C ⫽ 2301 kWh, energia accumulata. Il gruppo frigorifero da installare avrà una potenzialità pari a circa 1/3 di quella necessaria senza accumulo; l’investimento è molto contenuto e il gruppo refrigera-

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tore è più piccolo anche di quello che sarebbe necessario per un accumulo totale. La capacità dell’accumulo è pari, se in acqua, a 2301/9 ⫽ 255 m3 e risulta minore di quella necessaria per un accumulo totale.

Fig. 45.1c

Diagramma di carico immaginario, con accumulo totale.

Certamente, però, il risparmio gestionale è inferiore a quello ottenibile con l’accumulo totale. Nell’accumulo totale si prevede che il gruppo frigorifero funzioni soltanto durante le ore notturne (l’esempio prevede un periodo dalle ore 20 alle ore 6 pari a 10 h) allo scopo di poter usufruire di tariffe agevolate. Dovendo accumulare 5350 kWh in un tempo di 10 h la potenza del gruppo frigorifero sarà di 535 kW, per cui le aree A e C della fig. 45.1c, che rappresentano l’energia accumulata, sono pari rispettivamente a 3210 kWh e 2140 kWh. Come si vede, in questa ipotesi estrema, la potenzialità del gruppo è soltanto leggermente inferiore a quella massima occorrente nel caso non si facesse l’accumulo e il volume di accumulo è molto grande. Qualora l’accumulo sia fatto in acqua, la capacità sarebbe pari a 5350/9 e, cioè, circa 600 m3. Il costo di investimento di questa soluzione è, quindi, molto alto e deve essere bilanciato da un minor costo di gestione.

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ACCUMULO TERMICO

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È evidente che, modificando le ore di funzionamento, si potrà variare l’accumulo e la potenzialità (basterebbe iniziare l’accumulo alle ore 17 per ridurre la potenzialità a 410 kW) fino a trovare la soluzione che rende minimo il costo totale: di investimento e di gestione. Come si è detto prima, comunque, la convenienza discende anche dal tipo di diagramma di carico. L’accumulo parziale è quello che più spesso viene realizzato per i minori costi di investimento. È stato dimostrato che in impianti con accumulo di acqua si possono realizzare risparmi energetici annuali fino al 12%. Negli impianti con accumulo di acqua possono essere impiegati diversi tipi di gruppi refrigeratori, con compressori alternativi, centrifughi e anche macchine ad assorbimento. Per la produzione del ghiaccio, a causa delle più basse temperature di aspirazione, è necessario impiegare macchine con elevati rapporti di compressione (compressori alternativi, vite, scroll), non ottenibili con i compressori centrifughi. Negli impianti di climatizzazione esistenti, può essere interessante l’opportunità di sopperire a maggiori richieste di freddo, senza modificare la potenzialità installata, effettuando un accumulo senza, peraltro, modificare la centrale frigorifera; in altri casi, invece, considerato che l’accumulo in ghiaccio richiede uno spazio minore, può essere interessante esaminare questa possibilità che, comunque, comporta una modifica dei circuiti e una maggiore complessità operativa. Dell’opportunità di accumulare il calore, recuperabile dai condensatori di gruppi funzionanti anche durante il periodo invernale, se ne parla al cap. 36. In diversi edifici, infatti, esistono aree che richiedono di essere raffreddate sempre per cui è opportuno il recupero del calore di condensazione e la sua conservazione (in vasche d’acqua) nei periodi di ridotto o nullo utilizzo, per poterlo impiegare quando occorre. Sistemi ben progettati hanno reso possibile il funzionamento invernale anche di grandi impianti, senza la necessità di ricorrere alle caldaie tradizionali per far fronte ai fabbisogni energetici.

45.2

ACCUMULO IN ACQUA

L’accumulo di calore è abbastanza diffuso in quanto, fra l’altro, è utilizzabile sia nel periodo estivo sia in quello invernale. Si è già visto che la quantità di energia che può essere accumulata è direttamente proporzionale alla massa di acqua e alla differenza di temperatura dell’acqua fra ingresso e uscita; si è anche visto che per acqua accumulata, in estate, a ⫹5 °C è opportuno, per contenere il volume dell’accumulo, che il ritorno sia a ⫹15 °C, così da utilizzare un Δt ⫽ 10 °C. Ciò consente anche una minor portata in circolazione (con risparmio nel circuito idrico e sulle pompe) anche se può penalizzare la resa delle batterie di raffreddamento che possono subire un incremento di superficie. In tal caso la capacità specifica di accumulo, essendo pari a 4,187 kJ/(kg K) il calore specifico dell’acqua, diventa 41,87 kJ/kg e, cioè 41,87 MJ/m3, pari a 11,63 kWh/m3; ovvero il volume di accumulo necessario è pari a 0,085 m3/kWh. Si tratta di un valore teorico, in quanto la non perfetta stratificazione peggiora questi valori del 20 ⫼ 30%.

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RISORSE ENERGETICHE

Come si può comprendere, considerando quello che si è detto prima a proposito dell’accumulo con ghiaccio, l’accumulo in acqua comporta un volume da 4 a 7 volte più grande. I serbatoi di accumulo (spesso cilindrici verticali) sono ubicati ai livelli più bassi (per questioni di peso), sono generalmente aperti, vale a dire a pressione atmosferica e sono coibentati per evitare fughe di calore. Il principale problema da risolvere è quello di mantenere il più a lungo possibile una separazione netta fra l’acqua calda che rientra nel serbatoio e l’acqua fredda in essa contenuta, evitando la miscelazione che potrebbe ridurre drasticamente l’accumulo. Dalla letteratura si rileva che sono stati sperimentati con successo alcuni sistemi che qui vengono descritti. Un primo sistema, applicabile con serbatoio a prevalente sviluppo verticale (fig. 45.2), prevede l’immissione dell’acqua fredda, proveniente dall’evaporatore, con una serie di ugelli posti al fondo, dai quali l’acqua esce a bassa velocità e diffonde verso l’alto; analogamente l’acqua viene ripresa in alto, sempre con molti ugelli e con velocità molto basse, proprio per impedire rimescolamenti. Nella fase di carico, quindi, l’acqua fredda, salendo lentamente verso l’alto, si miscela con quella calda esistente, formando un cuscino di acqua (nel quale vi è un gradiente di temperatura e densità) dello spessore da 30 a 50 cm. Questo cuscino (tratteggiato nella figura) impedisce miscelazioni fra l’acqua fredda sottostante e l’acqua calda sovrastante. Il cuscino si sposta lentamente in alto in fase di carica e verso il basso in fase di scarica. Un altro sistema prevede, all’interno della vasca, una membrana flessibile che divide fisicamente la zona dell’acqua fredda da quella dell’acqua calda (fig. 45.3); la membrana, quindi, in funzione dei diversi regimi, si sposta in alto (fase di carica) o verso il basso (fase di scarica). Pare che le membrane siano, però, di scarsa affidabilità nel tempo, per danni subiti a contatto con le pareti del serbatoio e perché possono essere aspirate dalle prese d’acqua.

Fig. 45.2 Accumulo di acqua fredda e distribuzione con ugelli al fondo e in sommità.

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ACCUMULO TERMICO

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Qualora, per esigenze costruttive, si debba realizzare una vasca con andamento prevalentemente orizzontale, si possono inserire alcuni setti in modo da ricavare molti serbatoi verticali più piccoli, sempre allo scopo di evitare, nei limiti del possibile, la miscelazione (fig. 45.4).

Fig. 45.3

Vasca di accumulo con membrana flessibile di separazione.

Fig. 45.4

Vasca di accumulo con setti separatori.

Un altro sistema, infine, è quello che prevede una vasca a più compartimenti (fig. 45.5). Le singole vasche possono essere riempite e svuotate automaticamente o manualmente. Il sistema prevede che una vasca sia sempre vuota; in tal modo nella fase di scarica si svuota una di acqua fredda e si riporta l’acqua calda, di ritorno dagli impianti, in quella vuota e così via; lo stesso accade in fase di carica quando, cioè,

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RISORSE ENERGETICHE

Fig. 45.5

Vasca di accumulo a compartimenti.

una vasca calda viene svuotata e l’acqua a ⫹5 °C viene accumulata in una vuota e così via di seguito. Il sistema è molto complesso e costoso. Un aspetto importante da esaminare e risolvere con cura è la coibentazione della vasca, in quanto le perdite di calore attraverso la pareti, il fondo ecc., possono ridurre considerevolmente la capacità termica, e ciò è tanto più vero per quanto più piccolo è il volume visto l’elevato valore che, in questi casi, assume il rapporto superficie esterna/volume. Da non trascurare, infine, il trattamento dell’acqua (e il suo costo), nonché l’opportunità di filtrare l’acqua ripresa dalla vasca ed eventualmente aggiungere un biocida, trattandosi di vasche aperte.

45.3

ACCUMULO IN GHIACCIO

Accumulare il calore latente di fusione è molto conveniente e l’impiego del ghiaccio è di gran lunga il sistema migliore considerato che l’acqua ha il più alto valore di tale calore (334 kJ/kg alla temperatura di fusione di 0 °C). I possibili sistemi sono: – con spirale immersa in vasca; – con batterie immerse in vasca; – a sfere contenenti acqua e ghiaccio; – a raccolta di ghiaccio. Spirale immersa in vasca (Fig. 45.6) Questo sistema viene realizzato con una vasca circolare in polietilene nella quale è disposta una spirale realizzata con tubo in plastica. La vasca, inizialmente piena di acqua, si riempie gradatamente di ghiaccio quando all’interno della spirale viene

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fatta circolare una soluzione di glicole etilenico (25% di glicole e 75% di acqua). Nella fig. 45.6 sono schematizzate le diverse possibili fasi. Durante la fase di carica la soluzione esce dell’evaporatore a temperature variabili da ⫺3,5 °C a ⫺4 °C e vi ritorna a ⫺0,5 ⫼ ⫺1 °C. Quando la vasca è piena al 90% di ghiaccio e, quindi, la quantità rimasta di acqua si è ridotta, la temperatura di ingresso e uscita della soluzione dall’evaporatore scende rapidamente e quando si raggiungono i ⫺5,5 °C il compressore viene fermato. Nella fase di scarica si possono avere due modalità a seconda che sia stato previsto l’accumulo parziale o quello totale. Nel primo caso, al riavviamento degli impianti, il termostato del refrigeratore può essere portato da ⫺5,5 °C a ⫹7 °C; così si ha un sistema di controllo con priorità sul refrigeratore e l’accumulo viene utilizzato solo se il fabbisogno frigorifero è maggiore della potenza resa dal frigo. È, questo, un metodo di controllo semplice che può minimizzare, però, il vantaggio di aver accumulato freddo con tariffa agevolata. L’altro sistema, invece, prevede di sfruttare a pieno l’accumulo e utilizzare il frigo solo quando occorre, tenendo però conto che l’accumulo non può esaurirsi prematuramente e non essere, quindi, disponibile nella punte. Un sistema di regolazione appropriato è, oggi, possibile con i sistemi a microprocessore. Nei periodi medio-stagionali, con carichi ridotti, si può far funzionare il gruppo frigorifero soltanto nelle ore notturne con ridotta tariffa elettrica; il sistema consente, infine, anche di funzionare di giorno senza accumulo e con buon rendimento. Batterie immerse in vasca L’accumulo del ghiaccio viene ottenuto, con questo secondo sistema, utilizzando vasche nelle quali sono immerse batterie formate da serpentine di tubi. Nelle batterie viene fatta circolare una soluzione incongelabile o viene fatto evaporare direttamente un fluido frigorigeno. L’impiego di acqua glicolata comporta un rendimento inferiore per la presenza di uno scambiatore intermedio; tale soluzione, però, è preferita in quanto si riesce così a contenere il quantitativo di gas frigorigeno che altrimenti assumerebbe valori notevoli. Una volta avviato l’impianto, l’acqua, che viene agitata da aria soffiata sotto le batterie per assicurare un buon scambio di calore e per ottenere ghiaccio trasparente e più compatto, comincia a raffreddarsi così che gradualmente inizia a formarsi ghiaccio. Occorre, però, che lo spessore di ghiaccio sia tenuto sotto controllo per almeno tre buoni motivi: – per evitare che il ghiaccio impedisca la regolare circolazione dell’acqua nella fase di scarica, riducendo la superficie di scambio; – per evitare di ridurre troppo lo scambio di calore fra il fluido nei tubi e l’acqua esterna perché ciò determina un aumento della potenza assorbita dal compressore e il probabile intervento del pressostato di sicurezza di bassa pressione; – per accumulare una quantità di ghiaccio correlata all’effettivo fabbisogno energetico. Il controllo dello spessore di ghiaccio può essere ottenuto meccanicamente o elettricamente; nel primo caso un sensore posto a distanza prestabilita dalla batteria segnala il raggiungimento dello spessore desiderato nel momento in cui viene tocca-

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a)

b)

c)

Fig. 45.6

Accumulo di ghiaccio: a) fase di carica; b) scarica con accumulo parziale; c) scarica con accumulo totale.

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to dal ghiaccio. Elettricamente, invece, lo spessore di ghiaccio viene rilevato misurando la conduttività elettrica che per il ghiaccio è tre volte quella dell’acqua. In entrambe le situazioni il segnale fa fermare il gruppo frigorifero. Nel caso di più batterie il controllo è fatto per ognuna di esse e il segnale che ne deriva chiude le valvole solenoidi di intercettazione del fluido all’ingresso nella batteria. Nella fig. 45.7 è riportato lo schema funzionale del sistema. Si nota la presenza di uno scambiatore fra l’acqua gelida e l’acqua refrigerata, occorrente, fra l’altro, anche per dividere i due circuiti: uno aperto e quello di utilizzo chiuso nel quale regna, in genere, una pressione notevole pari al battente idrostatico del circuito. Un altro possibile schema prevede un secondo scambiatore in parallelo al primo, al primario del quale viene inviata l’acqua glicolata a 3 °C quando, alla ripresa del funzionamento normale, è possibile tarare più alta la regolazione del gruppo frigorifero (miglior rendimento). In questo modo si può anche ottenere una temperatura di mandata più bassa. Sfere contenenti acqua e ghiaccio Il sistema con sfere di plastica, contenenti acqua deionizzata e un agente antigelo, sfrutta sempre il calore latente di fusione/cristallizzazione per accumulare energia. Le sfere, del diametro da 77 a 100 mm, vengono impilate in contenitori cilindrici, che possono essere serbatoi in pressione di acciaio o vasche in cemento, polipropilene ecc., nei quali viene fatta circolare alternativamente soluzione glicolata a bassa temperatura (⫺4 °C) nella fase di carica e acqua refrigerata nella fase di scarica (fig. 45.8). Le sfere possono contenere anche altre sostanze soggette a cambiamenti di fase come sali idrati polimeri ecc.

Fig. 45.7

Sistema di accumulo del ghiaccio con batteria sommersa.

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RISORSE ENERGETICHE

Fig. 45.8

Accumulo di freddo con sfere contenenti acqua.

Raccolta di ghiaccio Nel sistema detto a raccolta di ghiaccio la formazione del ghiaccio sulla superficie esterna dell’evaporatore (a forma di piastre) avviene al di sopra della vasca di accumulo. Il ghiaccio dopo aver raggiunto uno spessore da 6 a 10 mm, è fatto cadere nella vasca sottostante, a seguito di un riscaldamento delle piastre nelle quali periodicamente viene inviato gas caldo (fig. 45.9). Il processo di formazione dura da 20 a 30 min, la fase di riscaldamento e distacco del ghiaccio ha una durata variabile da 20 a 90 s.

Fig. 45.9

Accumulo di ghiaccio con produttore esterno (a caduta).

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In generale esistono diverse piastre così che esse possono essere “scongelate” una per una utilizzando il calore di condensazione, rimosso dalle piastre attive. Il ghiaccio, staccatosi dalle piastre, cade nella vasca formando una massa di alta densità. Il prelievo viene effettuato facendo circolare l’acqua dalla vasca al circuito utilizzatore e da questo alla sezione di generazione del ghiaccio. Nella fase di preparazione del ghiaccio una pompa, a bassa prevalenza, preleva l’acqua dalla vasca e la riversa sulle piastre. In questo sistema vengono impiegati compressori alternativi; la temperatura di aspirazione sarà mantenuta fra ⫺5,5 °C e ⫺8 °C. Occorre, infine, raccomandare un ottimo rivestimento coibente (con barriera vapore) delle vasche di accumulo sia per evitare perdite energetiche sia condense sulla superficie esterna del serbatoio che, a lungo andare, potrebbero provocare corrosione e perdita delle caratteristiche dell’isolamento. Una variante al sistema descritto è quella che utilizza ghiaccio fluido, che è una sospensione di ghiaccio finemente disperso in acqua, con l’aggiunta di un agente miscibile o solubile che ne abbassa il punto di congelamento: può essere un alcool (etilico o etanolo), un glicole (etilenico o propilenico) o un sale (cloruro di sodio, carbonato di potassio) ecc. In funzione del tipo e della concentrazione si possono raggiungere temperature da 0 °C (acqua pura) fino a ⫺40 °C. Fra le diverse applicazioni del ghiaccio fluido c’è quella dell’accumulo di freddo, che può essere ottenuto accumulando ghiaccio fluido in serbatoi, anche aperti. Nel condizionamento dell’aria il ghiaccio fluido si utilizza a temperature prossime a 0 °C; ciò consente di realizzare impianti a tutta aria a bassa temperatura (10 ⫼ 12 °C contro i 16 ⫼ 17 °C tradizionali), con riduzione della portata d’aria e, quindi, risparmio nel costo degli impianti per le minori dimensioni delle UTA, delle canalizzazioni ecc. Il ghiaccio fluido (specie se da acqua pura) può essere, quindi, utilizzato sia per l’accumulo che quale vettore di freddo. Per un approfondimento si rinvia alla bibliografia (A. Cavallini – E. Fornasieri). La valutazione della convenienza economica dell’accumulo, cioè la valutazione del costo dell’intera operazione e del costo della relativa gestione, deve essere fatta considerando il profilo del carico termico, la struttura tariffaria ecc. Ciò comporta un’analisi delle possibili soluzioni correlate ai periodi di funzionamento. È certo, comunque, che adeguate strategie possono portare a tempi di ritorno dell’investimento nell’ordine di 3 ⫼ 4 anni.

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TARATURA, BILANCIAMENTO E COLLAUDO DEGLI IMPIANTI DI CLIMATIZZAZIONE

Qualsiasi impianto, anche se ben progettato e costruito, deve essere sottoposto, prima del suo utilizzo, a tutta una serie di prove e di tarature per far sì che esso possa fornire le prestazioni richieste. Le prove e le tarature riguardano le singole apparecchiature installate, nonché i sistemi nei quali queste sono inserite e fra di loro connesse attraverso circuiti aeraulici e idraulici, più o meno complessi. Si tratterà, quindi, di verificare che le rese delle diverse macchine, o di loro parti, siano quelle previste in progetto e che i valori delle portate di aria e di acqua siano prossimi a quelli teorici o che, comunque, lo scarto sia inferiore o uguale alla tolleranza che può essere stata fissata nella specifica contrattuale o in norme di riferimento. Quest’ultima attività viene indicata con il nome di bilanciamento. Perché le tarature e il bilanciamento siano correttamente eseguiti è necessario che fin dalla fase di progettazione degli impianti sia stato studiato e previsto quanto poi sarà necessario per effettuare le diverse operazioni. – Organi di taratura sull’aria e valvole (con buone caratteristiche di regolazione) per i circuiti idrici; – organi di bilanciamento, quali cassette autobilanciate per l’aria, valvole speciali di taratura per l’acqua; – organi di strozzamento dell’aria e dell’acqua per poter misurare le portate fluenti; – strumenti di misura fissi e/o pozzetti in cui poterli inserire in fase di collaudo; si tratta, in generale, di termometri, manometri, pressostati differenziali, tubi di Pitot ecc. Occorre anche predisporre tutta una serie di documenti che saranno poi di grande utilità nelle operazioni di bilanciamento e nel successivo collaudo: – specifiche dettagliate che descrivano tutte le prove di funzionamento da effettuarsi sui diversi componenti; – manuale di conduzione e manutenzione; – schede di ogni macchina o apparecchiatura, contenente tutte le informazioni principali: - modello, - grandezza, - caratteristiche funzionali, - caratteristiche di rendimento ecc.; – schede di collaudo, già predisposte, che dovranno poi essere compilate all’atto del collaudo.

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Le operazioni da eseguire per garantire buone prestazioni di un sistema sono, nell’ordine: – le verifiche e prove preliminari in corso d’esecuzione dei lavori: - messa in pressione delle reti idriche, prima di eseguire il rivestimento coibente, allo scopo di accertarne la tenuta, - prova di tenuta delle canalizzazioni di distribuzione dell’aria, - una volta completati gli impianti, prove di circolazione dei fluidi caldi e freddi, nonché verifica del regolare flusso dell’aria dai terminali; – la taratura e il bilanciamento dei circuiti aeraulici e idraulici; – la verifica delle prestazioni di tutte le apparecchiature; – la verifica delle prestazioni dei sottosistemi (per esempio gruppi frigoriferi, torri, pompe e relativi circuiti ecc.); – la verifica delle prestazioni dei sistemi di regolazione automatica e dei sistemi di sicurezza, nei diversi periodi dell’anno e in diverse condizioni di funzionamento; – la verifica delle prestazioni di quei sistemi e componenti collegati in qualche modo con gli impianti di climatizzazione (per esempio sistemi antincendio ecc.).

46.1

VERIFICHE E PROVE PRELIMINARI

Le principali prove da eseguire sono quelle di tenuta delle tubazioni e delle canalizzazioni. 46.1.1 Prova idraulica delle tubazioni. Tutte le tubazioni, al termine del montaggio e prima del completamento delle opere murarie nonché dell’esecuzione dei rivestimenti coibenti, devono essere sottoposte a prova di pressione idraulica. La pressione di prova deve essere in relazione alla pressione di esercizio dell’installazione; tranne casi speciali, per cui si rimanda alle prescrizioni UNI vigenti, per pressioni d’esercizio inferiori a 1500 kPa (15 bar), la pressione deve essere 1,5 volte la pressione d’esercizio. Per pressioni maggiori la prova idraulica viene eseguita a una pressione superiore di 500 kPa (5 bar) alla pressione di esercizio. Il sistema è mantenuto in pressione per 2 h; durante tale periodo viene eseguita una ricognizione allo scopo di identificare eventuali perdite che devono essere successivamente eliminate. Dopo la prova idraulica e prima della messa in esercizio degli impianti, le tubazioni di acqua fredda, di acqua calda, di acqua surriscaldata e vapore, devono essere accuratamente lavate. Il lavaggio viene effettuato scaricando acqua dagli opportuni drenaggi sino a che essa non esca pulita. È necessario provvedere, immediatamente dopo le operazioni di lavaggio, al riempimento dell’impianto. 46.1.2 Tenuta dei canali. La verifica della tenuta dei canali deve essere eseguita allo scopo di garantirsi sull’efficienza del sistema di distribuzione, visto che all’aria è affidato l’importante compito di mantenere le condizioni termoigrometriche ambientali e assicurare il necessario rinnovo con aria esterna opportunamente filtrata.

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Le tolleranze che possono essere previste nelle specifiche contrattuali sono del tipo di quelle riportate nella tab. 46.1. È, quindi, necessario fare in modo da non “perdere” aria lungo il percorso più o meno lungo del circuito aeraulico. Per un approfondimento dell’argomento si rimanda al capitolo 14. Tab. 46.1

Tolleranze per le misure di portata N° di terminali nello stesso locale

Classificazione del locale

1

2

3 o più

Generico

 5%  10%

 10%

 15%

Industriale/Commerciale

 5%  10%

 15%

 15%

Sale operatorie - Locali speciali

 5%

 5%

 10%

Misure nei condotti

 5%

46.1.3 Prove di circolazione. Dopo aver eseguito la prova idraulica a freddo di pressatura, occorre procedere all’esecuzione di diverse altre prove. a) Prove preliminari di circolazione, di tenuta e di dilatazione con fluidi scaldanti e raffreddanti: – per gli impianti ad acqua calda, portando a 90  95 °C la temperatura dell’acqua nelle reti di distribuzione e negli apparecchi utilizzatori; – per le reti e gli impianti ad acqua surriscaldata, portando la temperatura dell’acqua a quella di progetto. Il risultato della prova sarà positivo solo quando, in tutti i punti delle reti e negli apparecchi utilizzatori, l’acqua arrivi alla temperatura stabilita e i ritorni siano ugualmente caldi, quando le dilatazioni non abbiano dato luogo a fughe o deformazioni permanenti; le dilatazioni non dovranno dar luogo a rumori molesti. Per i fluidi di raffreddamento la prova consisterà nella verifica della regolare circolazione e dell’efficienza del vaso di espansione. Si dovrà accertare la possibilità di vuotare tutte le tubazioni e di sfogare l’aria dai punti più alti. b) Per gli impianti di condizionamento invernale e termoventilazione, dopo aver effettuato le prove di cui alla precedente lettera a), si procederà a una prova preliminare di circolazione di aria portando la temperatura dell’acqua ai valori massimi previsti. c) Per gli impianti di condizionamento d’aria estivi dopo aver effettuato le prove di cui ai precedenti punti a) e b), si procederà anche alla prova preliminare della circolazione dell’aria raffreddata, portando la temperatura dell’acqua fredda circolante nelle batterie ai valori corrispondenti al massimo carico dell’impianto. d) Saranno verificate le portate delle bocchette di mandata, di ripresa e dei diffusori. Si dovrà procedere, ove necessario, alle tarature dell’impianto.

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TARATURE E COLLAUDI DEGLI IMPIANTI

e) I gruppi condizionatori, termoventilatori e i ventilatori dovranno essere fatti funzionare per un periodo sufficiente onde consentire il bilanciamento dell’impianto e l’eliminazione di sporcizia e polvere all’interno dei canali e delle apparecchiature. Durante questo periodo saranno impiegati filtri provvisori. Tale operazione avverrà generalmente prima della posa di diffusori e bocchette.

46.2

MISURA DELLE PORTATE D’ARIA

Come già si è detto è necessario verificare, una volta avviati gli impianti, che le portate di aria (esterna, di ricircolo, di espulsione ecc.) siano quelle di progetto. Non basta però sincerarsi che le portate dei gruppi di trattamento aria, dei ventilatori di ricircolo e quelle di espulsione siano quelle previste, ma è anche essenziale controllare che le portate immesse e riprese da ogni singolo ambiente siano quelle di progetto, con le tolleranze di cui si è detto. Si devono, perciò, eseguire misure di portata d’aria sui gruppi di trattamento, sui canali e, infine, sui terminali di immissione in ambiente (bocchette, diffusori) e sulle griglie di aspirazione (griglie di ripresa, valvole di aspirazione aria viziata ecc.). 46.2.1 Misura delle portate nei canali. Già al capitolo 8 ci si è soffermati sulle apparecchiature più idonee per le misure: griglia di Wilson, Annubar, tubo di Pitot, flange tarate ecc. Si tratta, quindi, di apparecchiature fisse (non sempre utilizzate negli impianti civili) e mobili. Come è noto, per tutti i tipi di elementi primari di misura, occorre, ai fini della precisione della misura stessa, che il flusso dell’aria sia il più possibile regolare (ovvero che la velocità dell’aria sia uniforme su tutta la superficie di passaggio) e privo di gorghi che provocano errori di lettura sia della pressione statica sia di quella dinamica. Le ditte costruttrici degli strumenti forniscono, in ogni caso, i dati per la corretta installazione; nel caso non fosse disponibile un tratto di canale con le caratteristiche richieste, si dovrà provvedere all’installazione di adeguati raddrizzatori dei filetti fluidi nel canale. Un’altra possibilità di misura (da verificare con letture fatte con altri strumenti) è quella fornita da un pressostato differenziale che legga il Δp fra monte e valle di un componente del sistema aeraulico: per esempio la batteria di un condizionatore. Nota la perdita di carico per la portata di progetto si può ricavare la portata effettiva, con l’espressione: Veff  Vprog



1/n



Δpeff –––––––– Δpprog

(46.1)

Qualora si assuma che il moto dell’aria sia turbolento e completamente sviluppato, l’esponente 1/n vale 1/2. Qualora il componente di riferimento sia una batteria occorre conoscere i dati forniti dal costruttore, perché in funzione della velocità, del numero di ranghi e del passo dell’alettatura, l’esponente 1/n dell’espressione (46.1) varia da 1/1,8 (batterie asciutte a 2 ranghi) a 1/1,3 (batterie bagnate a 6 ranghi).

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Per determinare con buona approssimazione le portate d’aria esterna e di ricircolo di un impianto di cui si conosca la portata totale (determinata come più sopra indicato), si può ricorrere al metodo delle temperature. Si tratta, cioè, di misurare (con un termometro digitale, per esempio) le temperature dell’aria esterna, dell’aria di ricircolo e della miscela immediatamente all’ingresso nel condizionatore. Le misure è bene che siano eseguite quando massima è la differenza di temperatura fra l’aria esterna e l’aria di ricircolo e in condizione di carico costante. Se si indica con: % Vae  portata d’aria esterna in per cento sulla portata d’aria totale;  temperatura dell’aria esterna; to  temperatura dell’aria di ricircolo; tr  temperatura della miscela, letta a monte delle batterie o con batterie intertm cettate; si può scrivere: tr  tm %Vae  ––––––– 100 tr  to

(46.2)

che permette di ricavare la portata d’aria esterna in percento della portata totale. Qualora, invece, si voglia fissare la portata di aria esterna al valore di progetto, si può far variare, con serrande coniugate, il rapporto aria esterna/aria di ricircolo, in modo tale che, note le temperature to e tr, si ritrovi una temperatura dell’aria di miscela che soddisfi la relazione: tm  % Vae to  % Vr tr

(46.3)

Per comodità si potrà utilizzare il diagramma della fig. 46.1, riportando sull’asse delle ordinate di destra la temperatura dell’aria esterna, sull’asse delle ordinate di sinistra la temperatura dell’aria di ricircolo e collegando con un segmento i punti rappresentativi delle due temperature. Si può, allora, in corrispondenza della percentuale di aria esterna (in ascissa), determinare la temperatura dell’aria di miscela, o viceversa. Se, per esempio, la temperatura esterna è di 0 °C e quella del ricircolo è 20 °C, perché la percentuale di aria esterna sia del 25% la temperatura della miscela deve essere di 15 °C; oppure, il che è lo stesso, se la temperatura della miscela è 15 °C, la percentuale di aria esterna è del 25%. Qualora non sia possibile leggere la temperatura della miscela all’ingresso nel gruppo di trattamento e si possa accedere solo al canale di mandata, occorrerà tener conto dell’incremento di temperatura dovuto al ventilatore; occorrerà, inoltre, considerare se il motore è immerso nella corrente d’aria o no. A scopi pratici si può considerare che l’incremento di temperatura della miscela d’aria sia pari a: – 0,8 °C per ogni kPa di pressione totale del ventilatore, con motore esterno; – 1,0 °C per ogni kPa di pressione totale del ventilatore, quando il motore sia nella corrente d’aria.

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Fig. 46.1

Diagramma della miscela aria esterna - aria ricircolata.

Volendo una maggior precisione, si potrà misurare anche il valore dell’umidità relativa dell’aria esterna e di ricircolo, ricavandone quindi la massa volumica, e utilizzare la relazione più esatta che considera la portata ponderale al posto di quella volumetrica. 46.2.2 Misura delle portate su diffusori e griglie. Prima di eseguire la misura della portata effluente da un qualsiasi diffusore sarebbe opportuno avere a disposizione la letteratura tecnica del costruttore allo scopo di conoscere: – eventuali strumenti suggeriti per le misure; – l’area della superficie di riferimento per poter calcolare, nota la velocità, la portata. I metodi suggeriti sono: – l’impiego di anemometro a ventolina per bocchette, griglie ecc; – l’impiego di cappe di misure (balometri) per diffusori a soffitto. L’esecuzione delle misure con l’anemometro prevede che questo venga posizionato in un piano perpendicolare alla direzione dell’aria e che il corpo della persona, che effettua la misura, non ostacoli il libero flusso dell’aria.

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La misura deve essere effettuata per mezzo di più letture di durata non inferiore a 10 s, esplorando tutta l’area della bocchetta e su aree di dimensioni appena superiori a quella dello strumento. Nel calcolo della portata occorre considerare un fattore di correzione per tener conto della forma della bocchetta, della velocità di efflusso e dell’effettiva sezione di passaggio dell’aria. La misura della portata effluente o aspirata da diffusori, circolari o rettangolari, può essere eseguita mediante una “cappa” o “balometro” (fig. 46.2). Si tratta di una cappa in materiale molto leggero, in genere alluminio o tessuto rinforzato, a tenuta d’aria, di forma conica o tronco-piramidale con la base maggiore munita di una guarnizione in gomma da appoggiare sul controsoffitto intorno al diffusore e con la base minore, dalla quale esce l’aria proveniente dal diffusore, provvista di uno strumento di misura che, in genere, fornisce direttamente il valore della portata. Le cappe si trovano in commercio in più dimensioni, tali da adattarsi alle diverse dimensioni dei diffusori. L’uso della cappa introduce una resistenza addizionale al flusso dell’aria, che tende a ridurre leggermente la portata del diffusore; le cappe in commercio però ten-

Fig. 46.2

Balometro (AccuBalance - TSI).

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gono conto di questa riduzione e, quindi, il valore della portata fornito dallo strumento di cui è dotato la cappa è abbastanza affidabile. Possono anche essere costruite artigianalmente cappe in alluminio o simili alle quali applicare un anemometro a ventolina; i risultati non sono altrettanto precisi. Non bisogna illudersi, comunque, sulla attendibilità completa delle misure così eseguite per cui, ogni qual volta sia possibile, è meglio misurare la portata nel canale a monte del o di alcuni diffusori, con risultati certamente migliori. Durante i rilievi di temperatura e di portata di aria nei singoli locali, potrà essere molto utile eseguire alcuni smoke test, ricorrendo a fialette fumogene che consentono di visualizzare il movimento dell’aria e come essa si sposti nei diversi punti con velocità variabili. 46.3

MISURA DELLE PORTATE NEI CIRCUITI IDRICI

In molti casi è opportuno conoscere le portate dell’acqua in alcuni circuiti o in alcune apparecchiature. È pur vero, comunque, che, a differenza di quanto accade per l’aria, un certo sbilanciamento nelle portate idriche non altera sensibilmente la resa dei terminali; la relazione fra portata d’acqua e tale resa è, infatti, non lineare e si può, quindi, accettare una discreta tolleranza sui dati di progetto. Nella fig. 46.3 si riporta un grafico dal quale desumere le tolleranze ammesse sulle portate, a secondo che si tratti di raffreddamento o di riscaldamento, in funzione delle temperature dell’acqua e delle differenze di temperatura fra andata e ritorno. Si può notare come, sia in raffreddamento sia in riscaldamento, la tolleranza (negativa, che è quella che interessa) aumenti al diminuire del Δt, a conferma che una riduzione di portata rispetto ai dati di progetto, ha effetti ridotti per quanto più piccolo è il salto di temperatura. 46.3.1 Strumenti di misura. Le principali apparecchiature per la misura sono illustrate al capitolo 3. Nelle flange tarate e similari, la relazione che lega la portata fluente alla pressione differenziale rilevata è del tutto simile a quella usata per il calcolo delle valvole (paragrafo 16 del capitolo dedicato alle reti di distribuzione fluidi): Q  Kv

  ΔP –––– 

n

(46.4)

in cui: Kv  valore di correlazione proprio del misuratore Q  portata (m3/h) ΔP  caduta di pressione (bar)   densità relativa del fluido n  esponente caratteristico, generalmente 1/2 Questa sostanziale identità di comportamento tra un organo di misura e una generica resistenza localizzata suggerisce di utilizzare i normali componenti della rete di distribuzione come possibili sostituti.

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Fig. 46.3

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Tolleranze ammesse per le portate d’acqua.

In questo modo alcune apparecchiature idrauliche, di cui siano note e certe le caratteristiche idrauliche, possono diventare stazioni di misura d’emergenza. È il caso, come si è visto, delle valvole di regolazione o delle valvole a globo di qualità che, equipaggiate a monte e a valle di attacchi piezometrici (simili a quelli illustrati nella fig. 46.4) consentono il rilievo della perdita di carico e il successivo calcolo della portata fluente. La formula di correlazione da utilizzare per le valvole è la seguente: Q  Kv  Δp

(46.5)

in cui Kv è il coefficiente di portata della valvola e rappresenta la portata di acqua a

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Fig. 46.4

Rilievo Δp di una valvola.

20 °C che, attraversando la valvola, determina una perdita di carico unitaria; Q è la portata in m3/h, Δp è la caduta di pressione rilevata, in bar. I dati ottenuti con questo sistema sono certamente approssimativi, per l’incertezza delle caratteristiche idrauliche (precisione del coefficiente Kv). Essi costituiscono tuttavia una informazione sufficiente per effettuare le operazioni di bilanciamento. Alcuni costruttori rendono disponibili diagrammi dai quali si può rilevare la variazione del Kv in funzione del numero di giri dell’asta (e, cioè, della posizione dell’otturatore) (vedasi la fig. 16.14). Una volta noto, quindi, il Δp misurato alla valvola è possibile ricavare con buona approssimazione la portata fluente nel circuito ove essa è inserita. Per le unità terminali più piccole (fan-coil) sono disponibili sul mercato detentori particolarmente adatti all’applicazione ora descritta (fig. 46.5). La lettura della pressione differenziale esistente tra le prese di un misuratore può essere eseguita con qualsiasi manometro differenziale avente un fondo scala di almeno 60 kPa e una risoluzione migliore di 0,5 kPa. Qualità e precisione dello strumento sono ovviamente determinanti per ottenere risultati affidabili. La portata del fluido che alimenta un’unità terminale può essere anche determinata in modo indiretto, mediante la misura del salto termico esistente tra ingresso e uscita del fluido stesso. Per tutte le unità terminali, la relazione che lega l’emissione termica e la portata è sempre: Q  q c  ΔT dove: Q  potenza emessa (kW) c  calore specifico del fluido [kJ/(kg K)] ΔT  salto termico (te  tu) (K)

(46.6)

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Fig. 46.5 q 

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Prese di pressione differenziale per ventilconvettori.

 portata (L/s)  massa volumica (kg/dm3)

Se si conosce la potenza, con un semplice rilievo delle temperature è, quindi, possibile calcolare la portata fluente. Il metodo presuppone alcune condizioni indispensabili per garantire un minimo di affidabilità: – che l’impianto e l’apparecchio in esame siano bene a regime (le temperature misurate dovranno risultare sufficientemente stabili in modo da escludere che la trasmissione di calore avvenga in regime variabile); – che il fattore di carico sia relativamente alto ( 0,5); – che non esistano apporti di calore di altra origine nel locale o nel canale (nessuna condensazione se batteria fredda); – che l’eventuale sistema di regolazione locale venga bloccato durante le prove, meglio se nella posizione tutto aperto; – che il circuito in esame non venga temporaneamente influenzato da altri circuiti a esso connessi; – che si rilevino con la massima accuratezza sia le temperature dell’acqua (entrata e uscita) sia le temperature dell’aria se trattasi batteria (entrata e uscita) o dell’ambiente se radiatore statico; – che i salti termici misurati siano significativi per compensare opportunamente gli inevitabili errori di misura della temperatura. Quest’ultima prescrizione è di particolare importanza in quanto, per esempio, un’imprecisione di lettura di mezzo grado su un salto termico di soli due gradi genera un errore del 25%.

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46.4

BILANCIAMENTO

Si è detto della necessità di tarare e bilanciare gli impianti dopo la loro messa in servizio (al termine dei lavori), allo scopo di metterli in condizioni di fornire le migliori prestazioni; ciò significa: – un corretto funzionamento delle diverse apparecchiature; – un buon controllo delle condizioni termoigrometriche ambientali; – un buon controllo della qualità dell’aria interna; – un buon controllo delle condizioni di comfort acustico; – un consumo energetico strettamente correlato alle esigenze. In una parola un impianto ben bilanciato e, quindi, collaudabile, è la premessa per garantire una gestione (e una manutenzione) di qualità. Come si può ben intuire il bilanciamento è un’operazione complessa, che non si improvvisa; sarà, quindi, come si è già detto, necessario pensarvi fin dalla fase di progettazione e poi predisporre, durante l’esecuzione dei lavori, tutto quanto sarà necessario e che non sarà poi più possibile inserire quando gli impianti saranno stati già completati. Le operazioni di bilanciamento hanno inizio verificando che tutti i necessari documenti siano stati redatti in conformità alle prescrizioni contenute nel contratto di fornitura e installazione dell’impianto; esse proseguono con la verifica della completezza della fornitura e con il controllo che la realizzazione sia a perfetta regola d’arte, nel rispetto delle prescrizioni, delle specifiche nonché delle normative in vigore, anche in relazione alla sicurezza. 46.4.1 Bilanciamento dei circuiti aeraulici. Una volta eseguiti tutti i controlli preliminari ed essersi accertati che tutte le macchine funzionano, che le serrande siano aperte ecc., si iniziano le operazioni. Per potersi mettere nelle condizioni di funzionamento reali, quando, cioè, le batterie di raffreddamento sono bagnate (maggiori perdite di carico), i filtri non sono più nuovi e così via, è necessario simulare queste maggiori perdite di carico inserendo, nei gruppi di trattamento dell’aria, alcune resistenze fittizie; un altro accorgimento da tener presente, quando si tarano le portate d’aria, è quello di considerare valori leggermente superiori a quelli teorici di progetto per tener conto delle perdite d’aria dei condotti. Avviato l’impianto, la prima operazione è quella di misurare le portate dei ventilatori di mandata e di ripresa per verificare gli scostamenti dai valori progettuali: si tenga presente che l’impianto si può ritenere bilanciato se la portata di aria effettiva è contenuta fra il 5 e il 10% di quella di progetto. Si misurano, quindi, le portate dei condotti che si dipartono dal ventilatore e, uno dopo l’altro, si tarano fissando le relative serrande di taratura in maniera da avere una portata sempre leggermente superiore a quella che deve essere erogata a valle. Si arriva, quindi, ai terminali: bocchette, diffusori ecc., per i quali anche va fatta la taratura. A questo punto si ritorna a misurare la portata totale, per effettuare le eventuali correzioni.

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Un altro metodo, più semplice e utilizzabile per impianti di ridotte dimensioni, è quello “proporzionale”; con questo si parte dai terminali e si risale al ventilatore, confrontando la portata letta al terminale più sfavorito con quella di progetto e ricavandone, dal rapporto fra i due valori, un fattore che viene utilizzato per correggere la portata di quello successivo e così via. Una volta eseguite queste tarature sui terminali, si passa alle diramazioni, agendo, sempre adottando il fattore di rapporto, sulle serrande di cui sono dotati i canali. Anche con questo metodo, dopo queste operazioni, deve essere controllata la portata totale del ventilatore. Poiché, però, i terminali sono tarati (entro il 5, 10%) un’eventuale modifica della portata totale si rifletterà in egual misura su tutti, senza modificare il bilanciamento effettuato. 46.4.2 Bilanciamento dei circuiti idrici. Esiste una considerevole differenza fra le esigenze di bilanciamento dei circuiti ad aria e di quelli ad acqua. Il bilanciamento dei circuiti aria è molto più delicato e non ammette larghe tolleranze, dato che l’aria è il mezzo primario di apporto di caldo o freddo; una riduzione della portata d’aria comporta un’immediata e corrispondente diminuzione della cessione di energia da un terminale e dall’aria all’ambiente, nel quale essa viene immessa. Lato acqua, invece, la relazione fra portata d’acqua e resa dei terminali non è lineare, per cui può essere accettata una discreta tolleranza sui valori di portata fissati in progetto (fig. 46.3). Delle verifiche da eseguire nelle diverse apparecchiature si parla al successivo paragrafo 46.5; è qui opportuno accennare alle pompe visto che esse hanno il compito di spingere e far circolare l’acqua nei circuiti. Per ogni gruppo elettropompa è necessario verificare: – i dati di targa (modello, numero di giri, caratteristiche del motore accoppiato); – le curve caratteristiche fornite dal costruttore; – che il montaggio sia stato eseguito correttamente; – che i supporti e i giunti antivibranti siano stati installati a dovere; – l’allineamento motore-pompa; – che i cuscinetti siano lubrificati; – che la rotazione sia senza impedimenti e nel verso giusto; – che sia possibile misurare le pressioni a monte e a valle; – che i valori di temperatura e pressione all’aspirazione rientrino in valori che evitino fenomeni di cavitazione. a) b) c) d) e)

Per quanto riguarda le tubazioni è necessario: accertarsi che i circuiti siano stati pressati, lavati, scaricati e di nuovo riempiti e siano state eliminate le sacche d’aria; verificare l’esistenza e l’accessibilità degli scarichi e degli sfoghi d’aria; accertarsi del regolare funzionamento dei gruppi automatici di riempimento; controllare l’esistenza e la taratura di eventuali valvole di sicurezza; accertarsi che tutte le valvole manuali e automatiche siano aperte per le successive operazioni di bilanciamento;

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f) verificare livello e pressione nei vasi di espansione; g) accertarsi che siano state installate tutte le apparecchiature di misura e controllo di temperatura, pressione, portata ecc. e che siano facilmente raggiungibili e manovrabili. Una volta verificato che l’impianto è in perfette condizioni e pronto a funzionare, occorre seguire le procedure sottoelencate. a) A pompe ferme, leggere ai manometri (idrometri) le pressioni statiche nel sistema. b) Avviare gli impianti, scaricare l’aria e attendere che le portate si stabilizzino. c) Leggere i valori di tensione e delle correnti assorbite dai diversi motori e metterli a confronto con quelli di targa. d) Accertarsi delle velocità di rotazione delle pompe. e) Con pompa in funzione, chiudere lentamente la valvola sul premente e leggere i valori di pressione in aspirazione e in scarico; si determina in tal modo il valore della prevalenza della pompa con portata zero. Avendo le curve caratteristiche della pompa si individua qual è il diametro della girante e, quindi, la curva caratteristica di riferimento. Per avere una buona precisione occorre fare le letture, preferibilmente, con un solo manometro ed è necessario che le due prese di pressione siano collocate alla stessa altezza, in corrispondenza dell’asse della pompa. f) Aprire lentamente la valvola sul premente della pompa fino a completa apertura e leggere le pressioni in aspirazione e in mandata onde, per differenza, ricavare la prevalenza; con questo valore leggere sulla curva caratteristica prima individuata, il valore della portata. Se la pressione totale è più alta di quella di progetto, la portata sarà inferiore; se, invece, la pressione è più bassa la portata sarà maggiore. In questo caso occorrerà chiudere un po’ la valvola di bilanciamento sul premente finché la portata non raggiunga il 110% di quella teorica di progetto. A questo punto si potranno rilevare gli assorbimenti del motore per confrontarli con quelli di targa. Qualora siano presenti circuiti secondari dotati di proprie pompe, avviarle, tararle e se del caso, correggere la taratura della pompa primaria. g) Se nel circuito sono previsti dispositivi per la misura delle portate, procedere a una lettura iniziale, onde poter controllare, nel corso delle operazioni di bilanciamento, le variazioni che intervengono. A questo punto, in funzione del tipo di circuito e di impianti, si passa alla fase propriamente detta di taratura e bilanciamento, tenendo sempre ben presente le tolleranze, che, nella generalità dei casi, possono essere del 10%. Prima di passare a descrivere le principali operazioni necessarie per il bilanciamento delle reti, è opportuno fare qualche considerazione. Quando si dimensiona un circuito idraulico la prevalenza della pompa è calcolata perché all’unità più sfavorita sia garantita la pressione differenziale adatta al mantenimento della portata richiesta. A causa delle perdite di carico delle tubazioni, però, le pressioni differenziali disponibili alle diverse unità sono tanto minori quanto più esse sono distanti dalla pompa.

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Le unità terminali più vicine alla pompa sono, quindi, sottoposte a una pressione differenziale elevata, che può dar luogo a una sovraportata. Per limitare questo inconveniente è necessario aumentare le perdite di carico di tali unità; bisogna, in altre parole, introdurre una resistenza aggiuntiva con un valore noto e soprattutto modificabile. Il dispositivo ideale per attuare questa compensazione è una valvola. Valvole apposite, dette di bilanciamento, permettono anche di verificare, mediante la lettura della portata istantanea, la correttezza delle tarature eseguite ed eventualmente modificarle (si veda il paragrafo 18.1.12). Per consentire un buon bilanciamento, quindi, è opportuno prevedere, nel progetto, valvole di taratura sulle tubazioni principali, sulle diramazioni, sulle colonne e sulle unità terminali più importanti. È evidente che la perdita di carico aggiuntiva va calcolata onde contenere lo squilibrio di pressione: ciò consente, quindi, di scegliere le valvole di bilanciamento e il loro grado di taratura. Questo metodo di preregolazione, faciliterà molto le successive operazioni da eseguirsi in campo. Altri metodi utilizzati sono il “proporzionale” e quello “compensato”; se ne possono ideare altri, in relazione alle diverse tipologie di circuito. Metodo “proporzionale”. Questo metodo implica una lunga procedura di preparazione ed è di difficile esecuzione. In pratica si basa sul principio (come del resto si è già accennato per i circuiti aeraulici) che una variazione di pressione differenziale, ai capi di un circuito, dal quale siano derivate utenze fra di loro in parallelo, si ripercuote nella stessa proporzione su tutte. Se, quindi, con una valvola di bilanciamento VP, posta all’inizio del circuito, si modifica il Δp, si avrà una proporzionale riduzione delle differenze di pressioni disponibili per le singole utenze (fig. 46.6) Metodo “compensato”. Questo metodo consiste, partendo dall’utenza più lontana, di tarare la valvola di bilanciamento (V3 della fig. 46.6) una sola volta e poi, man mano che si tarano le altre per avere le portate di progetto, intervenire sulla valvola di compensazione VP per mantenere sempre costante il valore iniziale del Δp3 alla valvola V3, che tende a modificarsi per le variazioni introdotte nel circuito dalla taratura delle altre. Per attuare questa proceduta occorre un manometro differenziale (se elettronico le letture potranno essere trasmesse a distanza, con grande utilità durante le operazioni di bilanciamento) permanentemente collegato alla valvola V3 (detta anche valvola di riferimento), in tal modo man mano che si procede alla taratura si può tener sotto controllo il Δp3, mantenendolo costante operando sulla valvola di compensazione VP. Quanto si è detto vale per circuiti nei quali la portata non possa variare; è noto, peraltro, che tutte le utenze (batterie, ventilconvettori, radiatori ecc.) sono munite di valvole di regolazione automatiche e sono soggette, quindi, a variazioni di portata per poter adeguare la resa alle esigenze del sistema servito. Le portate, perciò, in un circuito si modificano continuamente, specie se le valvole di regolazione sono del tipo a due vie.

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Fig. 46.6

Circuito da bilanciare.

Sono, quindi, stati messi a punto stabilizzatori automatici di portata la cui funzione è quella di mantenere costante la portata al variare della pressione differenziale. In ogni caso il segreto per garantire un buon funzionamento degli impianti è quello di scegliere le valvole di regolazione con valori elevati di autorità, come già si è illustrato nel paragrafo 16.5.1. Il manuale del bilanciamento. Si tratta di un volume nel quale devono essere raccolti tutti i documenti relativi alle operazioni di bilanciamento che, come si è detto, precedono il collaudo. Esso deve contenere essenzialmente: – la relazione tecnica illustrativa delle procedure impiegate in relazione alle diverse tipologie di impianti; – la raccolta dei disegni (as-built), utilizzati per le operazioni di bilanciamento; – la raccolta delle schede tecniche di ogni componente (check lists); – la raccolta delle schede di collaudo delle macchine (test reports); – l’elenco del personale che ha eseguito il bilanciamento; – una relazione finale con il riepilogo dei risultati raggiunti.

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Questo manuale è molto importante perché consentirà di poter intervenire con cognizione ogni qual volta gli impianti subiranno varianti o modifiche. Il manuale di conduzione. Il manuale, indispensabile per poter gestire gli impianti con competenza, deve comprendere i punti seguenti. a) I dati tecnici (di riferimento e di funzionamento) ai quali ci si è riferiti per il calcolo degli impianti: è molto importante conservare la memoria di questi dati perché essi diventano indispensabili nel caso di eventuali future modifiche, anche parziali agli impianti. b) La descrizione molto dettagliata degli impianti e delle modalità di funzionamento sia nelle condizioni normali sia in quelle di emergenza. c) Le monografie per tutte le apparecchiature installate; ognuna di esse dovrà contenere sia le schede, da cui rilevare tutte le caratteristiche costruttive e di funzionamento (potenzialità, rendimenti, potenze assorbite, dati elettrici, curve caratteristiche ecc.), sia la descrizione dettagliata del funzionamento e delle operazioni da compiere in caso di emergenza o guasto. Ogni monografia sarà, inoltre, completa dei disegni d’insieme e di dettaglio per rappresentare compiutamente tutti i componenti e comprenderà anche l’elenco di tutte le parti di ricambio con indicate marca, modello, sigla ecc. Saranno riportate anche le norme per il montaggio, lo smontaggio, gli attrezzi occorrenti e quanto necessario per fornire un quadro completo ed esaustivo delle caratteristiche del componente in esame. La monografia conterrà, infine, i verbali di collaudo delle apparecchiature e i certificati di garanzia, anche delle parti costituenti l’apparecchiatura. d) Le monografie complete e dettagliate del sistema di regolazione automatica con i relativi schemi funzionali, con riportati i valori di set-point dei diversi regolatori. Saranno descritti il funzionamento dei sistemi e le modalità di esecuzione delle tarature, dei controlli nonché i provvedimenti da prendere in caso di guasto. e) Le norme di conduzione degli impianti: – i controlli da eseguire prima dell’avviamento stagionale degli impianti; – le operazioni per l’avviamento e lo spegnimento; – le operazioni da compiere al fermo stagionale; – le operazioni di manutenzione. f) Gli interventi da eseguire in caso di anomalie degli impianti o di loro parti. g) I disegni as-built di tutti gli impianti, riportanti le portate d’aria e d’acqua, la posizione di tutti i principali accessori: serrande di taratura, tagliafuoco, sonde di temperatura dell’acqua e dell’aria, termostati, umidostati, sensori di presenza, di qualità dell’aria ecc. h) Gli schemi funzionali e tutte le informazioni necessarie sia per il collaudo sia per una corretta gestione. i) Gli schemi elettrici funzionali e multifilari, dei quadri di potenza e di regolazione, con tutti i necessari dettagli.

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46.5

VERIFICA DELLE PRESTAZIONI DELLE PRINCIPALI APPARECCHIATURE

Si passano ora in rassegna le prove che devono essere effettuate per verificare le prestazioni di alcune apparecchiature, le principali e cioè: – sezione filtrante; – batterie di trattamento dell’aria: di riscaldamento e di raffreddamento; – sezione di umidificazione; – recuperatori di calore; – ventilatori; – ventilconvettori; – scambiatori di calore; – gruppi refrigeratori d’acqua; – torri di raffreddamento; – generatori di calore ad acqua calda. 46.5.1 Sezione filtrante. Dei filtri, installati in una sezione filtrante di un gruppo di trattamento dell’aria, occorre conoscere le caratteristiche e l’efficienza che sono date dal fornitore; è necessario, comunque, verificare: – che i filtri siano installati secondo le prescrizioni del fornitore; – che la distribuzione dell’aria sia uniforme sull’intera superficie; – che non vi siano filaggi di aria fra i pannelli filtranti e fra questi e il telaio di contenimento. Sarà opportuno procedere anche alla misura: – della portata d’aria; – della caduta di pressione, controllando che l’indicatore di pressione differenziale sia tarato e fornisca anche il segnale di allarme per raggiunto valore limite della perdita di carico per intasamento. 46.5.2 Batterie di scambio termico. Si tratta delle batterie impiegate nei gruppi di trattamento dell’aria o singolarmente, quali batterie di postriscaldamento a canale negli impianti a tutta aria con controllo di zona della temperatura ambiente. Nel capitolo 36 si è già avuto modo di esaminarne le principali caratteristiche costruttive. Le misure che possono essere eseguite per verificarne le prestazioni sono di due tipi: sull’aria e sull’acqua. La potenzialità QB di una batteria di riscaldamento può essere, infatti, espressa mediante due relazioni: lato aria: QB  ca ρa Va (tau  tai)

(kW)

(46.7)

dove: ca  calore specifico a pressione costante dell’aria che si può porre eguale a 1,006 kJ/(kg K)

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ρa

 massa volumica dell’aria, che nel campo fra 5 °C e  40 °C, è pari a 1,23 kg/m3 Va  portata dell’aria (m3/s) tau, tai  temperature dell’aria in uscita e ingresso alla batteria lato acqua: QB  c ρ q Δt

(kW)

(46.8)

dove: c  calore specifico dell’acqua, che si assume eguale a 4,187 kJ/(kg K) ρ  massa volumica dell’acqua, che, per temperature fino a 80 °C, si può porre eguale a 1 kg/dm3 q  portata dell’acqua (L/s) Δt  differenza di temperatura (K) fra ingresso e uscita dell’acqua, (twi  twu) È evidente che per poter fare questi calcoli si deve procedere a misurare la portata di uno dei fluidi e le relative temperature prima e dopo la batteria. Nel caso di misure lato aria, qualora sia possibile misurare la caduta di pressione della batteria e sia noto il valore che questa ha per la portata di progetto, si può scrivere: Veff  Vprog





Δpeff ––––––– Δpprog

1/n

(46.9)

dove: Veff e Vprog sono le portate effettiva e di progetto. L’esponente 1/n varia, come si è già detto, da 1/1,8 a 1/1,3. Se, invece, è possibile misurare la caduta di pressione (in bar) lato acqua, si può ricavare la portata d’acqua con l’espressione: qeff  qprog

Δp ––––––– Δp eff

(L/s)

(46.10)

prog

quando i valori di portata e di perdita di carico di progetto siano noti, perché forniti dal costruttore. È evidente che i valori così calcolati saranno tanto più attendibili per quanto affidabili e precisi sono i dati teorici. Meglio è leggere la portata dell’acqua con un misuratore inserito nel circuito a ultrasuoni da posizionare sui tubi all’atto della verifica. Note le portate di aria e di acqua e le relative temperature di ingresso e uscita, si tratta di valutare se la batteria è in grado di fornire la potenza termica massima. Per semplificare la verifica è opportuno introdurre il concetto di resa specifica della batteria, espressa in termini di potenza termica per grado centigrado di differenza fra la temperatura di ingresso dell’acqua e la temperatura d’ingresso dell’aria: QB Qs  ––––––– twi  tai

(kW/K)

(46.11)

Questa resa specifica, per valori costanti di portata aria e acqua, si può ritenere costante.

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Nelle effettive condizioni di funzionamento le portate di aria e di acqua potranno essere diverse da quelle teoriche di progetto, per cui la resa specifica effettiva sarà Q B, calcolabile con i valori noti di QB (potenza termica resa all’aria, per esempio) e delle temperature effettive dell’aria e dell’acqua rilevate con termometri in campo. In realtà l’ipotesi che le portate di aria e acqua siano quelle teoriche di progetto non è credibile e, quindi, per procedere a una verifica della resa della batteria occorrerà misurare la portata effettiva dell’aria e dell’acqua, calcolando così la resa nelle condizioni di collaudo. Si può in tal modo calcolare la resa specifica Q B, e valutare, in base a questa, la bontà della batteria. Per le batterie di raffreddamento ad acqua fredda il metodo è lo stesso, occorre tener conto, però, che se la batteria effettua anche la deumidificazione, bisognerà leggere i valori della temperatura al bulbo umido (o l’umidità) dell’aria in ingresso e in uscita, onde poter valutare, con l’ausilio di un diagramma psicrometrico, i valori dell’entalpia h (kJ/kg) che entrano nell’espressione: QR  ρaV (hi  hu)

(kW)

(46.12)

dove: ρa  massa volumica dell’aria (kg/m3) V  portata volumetrica dell’aria (m3/s) hi , hu  valori di entalpia dell’aria entrante e uscente dalla batteria (kJ/kg) Lato acqua l’espressione è quella già riportata. Per valutare la portata di aria o di acqua si dovrà procedere come già detto per il caso delle batterie di riscaldamento. Occorre prestare attenzione alle condizioni di funzionamento della batteria perché la perdita di carico lato aria è diversa a seconda che essa sia bagnata (nella fase di deumidificazione) o meno. Anche in questo caso la verifica della resa della batteria si può effettuare leggendo le temperature dell’aria e dell’acqua in ingresso e in uscita e calcolando la resa specifica nelle condizioni di progetto e in quelle di collaudo così da ricavarne il fattore di carico. La resa specifica può calcolarsi considerando la temperatura dell’aria entrante e la temperatura dell’acqua entrante. Nel corso delle verifiche sarà opportuno controllare: – la corretta esecuzione degli attacchi di ingresso e uscita dell’acqua affinché sia realizzato un percorso controcorrente fra aria e acqua; – il regolare funzionamento delle valvole di regolazione; – l’intervento di eventuali sistemi di sicurezza (termostati antigelo, termostati limite ecc.); – che siano stati previsti gli scarichi dell’acqua e gli sfoghi d’aria; – che l’alettatura sia in buone condizioni. Nelle figg. 46.7, 46.8, 46.9 e 46.10 sono riportati gli schemi per l’attuazione delle verifiche.

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Fig. 46.7

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Rilevazione delle prestazioni di una batteria di riscaldamento o raffreddamento senza deumidificazione.

46.5.3 Sezione di umidificazione. Un’ispezione visiva consentirà di accertare la facilità di ispezione e di pulizia del sistema di umidificazione (pacco evaporante, rete con ugelli, distributore di vapore ecc.) nonché (attraverso un oblò di cui deve essere dotata la sezione di umidificazione) il regolare afflusso del fluido (acqua o vapore). Le prove funzionali riguarderanno: – misura della portata d’aria; – rilievo della temperatura al bulbo asciutto e al bulbo umido dell’aria a monte e a valle del dispositivo di umidificazione;

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Fig. 46.8

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Rilevazione delle prestazioni di una batteria di raffreddamento con deumidificazione ad acqua.

– misura della temperatura e della portata dell’acqua di umidificazione, nonché della potenza assorbita dalla pompa di circolazione; – rilievo della temperatura, pressione e portata del vapore; – rilievo della caduta di pressione della sezione nel suo complesso.

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Fig. 46.9

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Rilevazione delle prestazioni di una batteria di riscaldamento elettrica.

Con i dati relativi alle condizioni dell’aria prima e dopo l’umidificazione sarà possibile calcolare l’efficienza del sistema, che può essere definita quale rapporto fra la quantità effettiva di acqua immessa nell’aria e quella teorica massima a saturazione. Questo valore è molto importante e deve essere quanto più elevato è possibile per impedire fluttuazioni notevoli dell’umidità relativa in ambiente al modificarsi del contenuto di acqua nell’aria esterna.

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Fig. 46.10

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Rilevazione delle prestazioni di una batteria di raffreddamento a espansione diretta.

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46.5.4 Recuperatori di calore. I dati di progetto necessari per la verifica delle prestazioni di un recuperatore di calore sono qui di seguito elencati.

– – – – –

Per recuperatori aria-aria: solo calore sensibile: portata dell’aria primaria, che è il fluido scaldante (m3/s), portata dell’aria secondaria, che è il fluido da riscaldare (m3/s), Δt dell’aria primaria (°C), Δt dell’aria secondaria (°C), potenzialità alle condizioni di progetto (kW).

– – – – –

Per recuperatori aria-aria:calore sensibile e latente: portata dell’aria primaria (m3/s), portata dell’aria secondaria (m3/s), temperatura a bulbo asciutto e umido dell’aria primaria in ingresso e in uscita (°C), Δt dell’aria secondaria (°C), potenzialità alle condizioni di progetto (kW).

Le misure da effettuare per la verifica delle prestazioni devono essere tali da permettere il confronto fra i dati di progetto e quelli effettivi (fig. 46.11). Il calcolo delle quantità di calore in gioco verrà eseguito come nel caso delle batterie; per il tipo con recupero di calore sensibile e latente occorrerà calcolare i valori del calore totale in ingresso e in uscita dal circuito primario. Per recuperatori con batterie ad acqua le verifiche sono simili a quelle già descritte. 46.5.5 Ventilatori. La misura delle prestazioni dei ventilatori viene eseguita in laboratorio secondo normativa di prove standardizzate. Negli impianti aeraulici pochi sono i ventilatori che sono installati in condizioni simili a quelle di prova e, pertanto, nel verificare le prestazioni dei ventilatori occorre fare molta attenzione all’influenza che su di esse ha la configurazione del circuito: canali a valle, ostruzioni, curve, variazioni di sezione ecc., per cui si ha una caduta delle prestazioni non facilmente misurabile. Si parla in tal caso di Fan System Effect, di cui si deve tener conto per valutare in modo realistico le prestazioni di un ventilatore inserito nel circuito reale; a tal proposito sono utili le pubblicazioni AMCA a cui si rimanda per un approfondimento. Una delle prestazioni più interessanti da verificare negli impianti di climatizzazione è la portata d’aria; è necessario, quindi, la migliore precisione possibile. La portata può essere calcolata mediante misura dell’area della sezione trasversale di un condotto, nel quale si sia determinata la pressione dinamica (ottenuta dalla differenza fra la pressione totale e quella statica). La portata si otterrà convertendo la pressione dinamica in velocità e moltiplicandola per l’area della sezione. Per misurare la pressione dinamica si utilizza un tubo di Pitot e un micromanometro (vedere capitolo 8). Per misurazioni che abbiano un minimo di attendibilità è necessario scegliere con attenzione il piano di misura, in maniera tale che:

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Fig. 46.11

Rilevazione delle prestazioni di un recuperatore di calore.

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a) la distribuzione della velocità sia quanto più uniforme possibile; l’uniformità è considerata accettabile quando più del 75% delle letture della dinamica fatte in diversi punti della sezione, siano maggiori di 1/10 rispetto alla dinamica, massima; b) i filetti fluidi siano quanto più possibile perpendicolari al piano di misura; un’inclinazione del tubo di Pitot di 10 gradi rispetto all’andamento dei filetti è considerato accettabile; c) la forma della sezione del canale sia regolare e uniforme per tutta la lunghezza del tronco rettilineo che contiene il piano di misura; d) sia minima la perdita di carico fra il piano di misura e il ventilatore. Una buona posizione del piano di misura si ottiene quando esiste un tronco rettilineo a valle del ventilatore, la cui lunghezza non dovrebbe essere inferiore a 2,5 diametri (per w  12,5 m/s) per salire fino a 5 dh (*) per w  25 m/s. Nel caso si effettui una misura a monte del ventilatore la posizione del piano di misura non deve essere a una distanza inferiore a 0,5 diametri equivalenti dalla bocca di aspirazione. Per la misura della pressione dinamica occorre effettuare più misure estese all’intera sezione. La pressione statica Ps viene calcolata come media aritmetica delle diverse misure, mentre la pressione dinamica Pw è data dal quadrato della media aritmetica delle radici quadrate delle diverse lettere della dinamica fatte nel piano trasversale di misura:



2



Σ (Pwi)0,5 Pw  –––––––––––––– numero letture

(46.13)

La velocità dell’aria nella sezione è data da: w  1,414 (Pw /ρ)0,5

(46.14)

Un altro dato molto interessante è la potenza assorbita dal ventilatore, che si può stimare calcolando la potenza assorbita dal motore elettrico a esso accoppiato o direttamente o tramite una trasmissione (normalmente con pulegge e cinghie). Misurati i valori della tensione (V) e della corrente assorbita (I), la potenza elettrica assorbita dal motore (comprensivo quindi, anche di quella assorbita dalla trasmissione di accoppiamento) è data: Pa  1,73 V I cosϕ 103 (kW)

(46.15)

Comunque, per avere un quadro completo è necessario disporre dei dati di fabbrica per lo specifico modello in prova, in maniera tale da poterli confrontare con i dati rilevati, che dovrebbero essere: – portata (m3/s), – temperatura (°C), – pressione statica all’aspirazione (Pa), – pressione statica sul premente (Pa), (*)

2 ab Il diametro idraulico dh di un canale rettangolare di lati a e b è eguale a ––––––– . (a  b)

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– numero di giri (giri/min), – tensione (V), – corrente assorbita (A). Nelle figg. 46.12 e 46.13 sono schematizzate le misure da effettuare e le posizioni degli strumenti. La misura della temperatura è importante per calcolare la massa volumica dell’aria e apportare, se del caso, le opportune correzioni ai valori letti. Il controllo dell’installazione di una sezione ventilante, deve essere rivolto alla verifica: – della corretta sistemazione dei diversi componenti (ventilatore, motore, trasmissione, supporti e raccordi antivibranti) ecc.; – della rispondenza delle macchine al progetto: tipo di pale dei ventilatori, tipo di motore ecc. 46.5.6 Ventilconvettori. Le case costruttrici forniscono, con diagrammi o tabelle, le principali caratteristiche funzionali per i diversi modelli di ventilconvettori e per diverse possibili velocità di rotazione: – potenza di riscaldamento: quantità di calore sensibile immesso in ambiente dal ventilconvettore, nell’unità di tempo; – potenza di raffreddamento: quantità totale di calore rimossa dall’ambiente nell’unità di tempo dal ventilconvettore, somma del calore sensibile e del calore latente. Questi valori vengono forniti in funzione: – della temperatura dell’aria in ingresso al mobiletto: al bulbo asciutto e al bulbo umido; – della portata dell’acqua calda e fredda e della sua temperatura. – – – –

Vengono altresì forniti: il valore di perdita di carico lato acqua della o delle batterie di scambio termico, alle diverse portate; il valore della portata di aria alle diverse velocità di rotazione del ventilatore; la potenza assorbita dal motore nelle diverse condizioni di funzionamento; il livello di potenza sonora emessa.

Le verifiche sull’impianto consistono, essenzialmente, nel controllo della corretta esecuzione: – degli attacchi di ingresso e uscita acqua, nel rispetto delle indicazioni del fornitore e delle regole di buona esecuzione (per lo scarico dell’acqua, per lo sfogo dell’aria, per lo svuotamento della bacinella di raccolta della condensa ecc.); – del montaggio delle griglie di ingresso e uscita dell’aria, nel caso di installazione in mobiletti non di serie; – del sistema di regolazione automatica; – della coibentazione delle tubazioni; – del montaggio delle valvole di intercettazione ecc. Dal punto di vista funzionale occorrerà verificare: – il funzionamento alle diverse velocità;

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Fig. 46.12

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Rilievo delle prestazioni di un ventilatore.

– l’intervento della regolazione automatica nei sistemi on-off (con riguardo anche all’inversione di funzionamento all’atto della commutazione stagionale); – l’efficacia della posizione della sonda di rilievo della temperatura ambiente; – la rumorosità del mobiletto; – le correnti d’aria nelle zone immediatamente circostanti il mobiletto. Un controllo della resa si potrà effettuare leggendo le temperature dell’aria in ingresso e in uscita e la portata o, se possibile, rilevando le temperature e la portata dell’acqua (fig. 46.14). 46.5.7 Scambiatori di calore acqua/acqua. Per la verifica delle prestazioni di uno scambiatore di calore è necessario disporre dei dati di fabbrica per lo specifico modello in prova.

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Fig. 46.13 Zone per il rilievo delle caratteristiche di un ventilatore con tubo di Pitot.

– – – – –

I dati sono: portata dell’acqua primaria (L/s), temperatura di ingresso e di uscita dell’acqua primaria (°C), portata dell’acqua secondaria (L/s), temperatura di ingresso e di uscita dell’acqua secondaria (°C), potenzialità termica (kW).

Le misure da effettuare per il controllo delle prestazioni sono quelle che permettono il raffronto fra i dati di progetto e quelli effettivi. Occorrerà, quindi, procedere alle misure seguenti, accertandosi che le condizioni di carico degli utilizzi si mantengano costanti durante le misure: – portate dell’acqua primaria e secondaria, direttamente con uno strumento o indirettamente; in quest’ultimo caso occorrerà disporre della perdita di carico del primario e del secondario alle portate di progetto; – temperature di ingresso e di uscita dell’acqua al primario ed al secondario. La potenzialità Qs resa dallo scambiatore è data dalla relazione seguente: Qs  qw c ρ Δt

(kW)

(46.16)

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Fig. 46.14 Rilevazione delle prestazioni di un ventilconvettore. Per la determinazione della quantità di calore all’ingresso ed all’uscita si useranno le due misure di temperature e di umidità relativa portandole su un diagramma psicrometrico.

dove: qw  portata dell’acqua secondaria (L/s) Δt  salto di temperatura dell’acqua (K) c  calore specifico dell’acqua [kJ/(kg K)] ρ  massa volumica dell’acqua (kg/dm3)

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46.5.8 Gruppi refrigeratori dell’acqua e dell’aria. Per la verifica delle prestazioni di un gruppo frigorifero è necessario disporre dei dati di fabbrica per lo specifico modello in prova. I dati sono: – potenzialità termica resa (kW), – intensità di corrente assorbita dal motore elettrico alle condizioni di progetto (A), – portata dell’acqua di condensazione (m3/s), – salto termico dell’acqua di condensazione alle condizioni di progetto (K), – portata dell’acqua refrigerata (m3/s) per i gruppi refrigeratori d’acqua, – portata dell’aria da raffreddare (m3/s) per i gruppi refrigeratori d’aria, – salto termico dell’acqua refrigerata alle condizioni di progetto (K) per gruppi refrigeratori d’acqua, – temperatura e umidità relativa dell’aria all’ingresso e all’uscita dall’evaporatore (per gruppi refrigeratori d’aria). Occorrerà, quindi, procedere alle misure seguenti, accertandosi che il carico rimanga costante durante le prove: – intensità di corrente assorbita dal motore elettrico, con gruppo a regime, su tutte le fasi, – portata dell’acqua di condensazione, direttamente con uno strumento o indirettamente con il metodo illustrato per le batterie, – temperatura di ingresso e di uscita dell’acqua di condensazione, – portata dell’acqua refrigerata, o, per gruppi refrigeratori d’aria: portata dell’aria da raffreddare, – temperatura d’ingresso e d’uscita dell’acqua refrigerata, – o, per gruppi refrigeratori d’aria: temperatura e umidità relativa dell’aria in ingresso e all’uscita dell’evaporatore. La potenzialità QF (kW) resa dal gruppo frigorifero è data dalle relazioni seguenti: 1) QF  4186,7 qw Δt (per il refrigeratore dell’acqua), dove: qw  la portata dell’acqua refrigerata in m3/s Δt  salto di temperatura dell’acqua refrigerata in °C 2) QF  ca ρa V Δt (per il refrigeratore dell’aria) dove: ca  calore specifico dell’aria [kJ/(kg K)] ρa  massa volumica dell’aria (kg/m3) V  portata dell’aria (m3/s) Δt  salto di temperatura dell’aria (K) Le prove devono poi riguardare anche il regolare intervento di tutte le protezioni e sicurezze previste per impedire funzionamenti anomali e pericolosi dovuti, per esempio, a mancanza di flusso di acqua e/o di aria ecc. Nel corso delle verifiche è bene accertarsi della rispondenza dei dati di targa a quelli di progetto e che siano stati installati i supporti e i raccordi antivibranti, i termometri e tutto quanto occorra per il controllo del funzionamento. 46.5.9 Torri evaporative. Per la verifica delle prestazioni di una torre evaporativa è necessario disporre dei dati di fabbrica per lo specifico modello in prova.

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I dati sono: potenzialità termica alle condizioni di progetto (kW), portata dell’aria (m3/s), temperatura al bulbo umido dell’aria in ingresso (°C), portata dell’acqua da raffreddare (m3/s), temperatura dell’acqua all’ingresso e all’uscita dalla torre evaporativa (°C).

Le misure da effettuare per il controllo delle prestazioni sono quelle che permettono il raffronto fra i dati di progetto e quelli effettivi. Prima di iniziare le misure occorrerà controllare: – che i dati di targa corrispondano a quelli di progetto, – lo stato di pulizia del pacco evaporante (per torri a circuito aperto), – lo stato di efficienza degli ugelli, – il corretto funzionamento della valvola di alimento dell’acqua, – che, con pompa di circolazione in moto e, per le torri a circuito chiuso, con pompa ugelli in moto, sia mantenuto un corretto livello dell’acqua nel bacino, – lo stato di pulizia del sistema (per esempio, condensatore di gruppo frigorifero) servito dalla torre, – che siano state previste le apparecchiature per il controllo delle temperature, delle pressioni e delle portate, – che l’eventuale impianto di trattamento dell’acqua di reintegro sia efficiente, – che la torre sia stata installata in maniera da evitare un cortocircuito fra aria espulsa (calda e umida) e quella in ingresso. – – – –

Occorrerà, quindi, procedere alle misure seguenti: portata del ventilatore (dopo averne accertato il corretto senso di rotazione), portata dell’acqua da raffreddare, direttamente con uno strumento o indirettamente con il metodo illustrato per le batterie; in quest’ultimo caso occorrerà disporre del valore della perdita di carico del sistema utilizzatore alla portata di progetto, temperatura al bulbo umido dell’aria, temperatura di ingresso e di uscita dell’acqua, con funzionamento a carico costante. La potenzialità QT resa è data dalla relazione: QT  4186,7 qw Δt

(kW)

(46.17)

dove: qw  la portata dell’acqua (m3/s) Δt  salto di temperatura dell’acqua (K) 4186,7  valore numerico del prodotto c ρ Per temperature al bulbo umido superiori a quella di progetto, la potenzialità resa dalla torre risulterà diminuita a causa della minore quantità di acqua evaporata e, quindi, della minor quantità di calore sottratta all’acqua in circolazione. 46.5.10 Generatori di calore. consistono essenzialmente in:

Le prove e le verifiche sui generatori di calore

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– misurazione in opera del rendimento di combustione, secondo le prescrizioni dettate dalla norma UNI-CTI 10389 (per potenze termiche 400 kW e alimentazione con combustibile liquido o gassoso), a cui si rinvia per tutti i dettagli operativi; con tale prova si determinano anche le percentuali di CO, CO2 e O2 nei fumi e la temperatura dei fumi alla base del camino; – controllo del funzionamento del regolatore del bruciatore; – verifica dell’intervento del termostato limite nonché del termostato di sicurezza ISPESL, forzando il funzionamento del bruciatore, onde raggiungere e superare i normali valori di temperatura. Occorrerà ancora effettuare il collaudo del tempestivo intervento delle regolazioni automatiche relative all’avviamento e all’arresto di eventuali pompe anticondensa nonché verificare il regolare funzionamento in cascata delle caldaie, al variare del carico. Opportuna sarà un’ispezione al vaso (o ai vasi) di espansione per controllare che esso abbia una capacità sufficiente per contenere tutte le variazioni di volume dell’acqua contenuta nell’impianto, che il sistema di riempimento dell’impianto sia efficiente, che l’intervento delle segnalazioni di allarme per basso livello (vasi aperti) siano funzionanti, che le tubazioni di sicurezza abbiano le caratteristiche descritte nel cap. 25. È bene verificare i camini, i condotti suborizzontali e la predisposizione degli accessori previsti dalla legge in vigore: sportelli, termometri ecc. Negli impianti con combustibile liquido, qualora la legge preveda la presenza di sistemi di controllo (e/o registrazione) dei parametri della combustione, sarà necessario procedere a una verifica del regolare funzionamento della strumentazione nonché dei sistemi di allarme. Occorre anche verificare il regolare funzionamento di tutti gli organi e apparecchia-ture collegate: bruciatore, pompe di alimento, pompe anticondensa ecc. Utile sarà un’ispezione dell’esecuzione dei collegamenti dell’acqua, del combustibile, dell’energia elettrica ecc. Per tutto quanto sopra elencato si rimanda ai capitoli 25 e 21.

46.6

IL COLLAUDO

Per collaudo si intende la verifica delle prestazioni degli impianti funzionanti nelle condizioni di riferimento progettuali o da queste poco differenti. In quest’ultimo caso si devono introdurre opportuni fattori e fare delle ipotesi di calcolo. Collaudare un impianto significa, quindi, verificare la rispondenza dell’impianto a norme di calcolo stabilite e riconosciute nonché a dati di riferimento e funzionamento che sono stati fissati e concordati all’atto della progettazione dell’impianto. Per l’esecuzione del collaudo è necessario che siano messi a disposizione del collaudatore: – i documenti contrattuali; – le relazioni di calcolo;

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– i disegni as-built di tutti gli impianti, ivi compresi gli schemi funzionali; – i certificati delle prove di pressione e di tenuta effettuate sui circuiti idraulici e aeraulici; – le relazioni dei collaudi eseguiti nel corso dei lavori e presso i fornitori; – eventuali fotografie o verbali relativi a parti di impianto non più visibili; – il manuale del bilanciamento contenente tutte le schede relative alle operazioni di bilanciamento e taratura dei circuiti aria e acqua (check list e test report); – il manuale per la conduzione e la manutenzione (paragrafo 46.4.2.). È, altresì, necessario che il collaudo sia eseguito soltanto dopo che le ditte abbiano provveduto all’avviamento e, quindi, alla taratura e al bilanciamento dei circuiti idraulici e aeraulici e alle prove di funzionamento, così come previsto, peraltro, anche nel paragrafo 8.4 della norma UNI 10339. I collaudi saranno effettuati alla presenza e con la collaborazione delle ditte installatrici le quali dovranno mettere a disposizione il personale necessario nonché tutta la strumentazione occorrente per le verifiche, le prove, le misure e i collaudi, come appresso specificato. Le operazioni di collaudo comprenderanno: 1) la verifica della completezza della documentazione tecnica e contrattuale; 2) la verifica che gli impianti siano stati realizzati secondo le specifiche contrattuali, in accordo alle norme vigenti e secondo i principi di una buona installazione, e che siano completi; 3) la verifica delle prestazioni delle apparecchiature in riferimento alle specifiche; 4) la verifica che gli impianti siano in grado di raggiungere e mantenere le condizioni ambientali previste in contratto; 5) l’interpretazione dei risultati; 6) la stesura del certificato di collaudo, corredato, ove necessario, di schemi, tabelle, registrazioni, disegni ecc., con indicazione dei rilievi eseguiti. 46.6.1 Fase preliminare. In questa fase compito del collaudatore sarà quello di effettuare il controllo che gli impianti siano stati realizzati secondo contratto: allo scopo gli saranno messi a disposizione tutti i documenti contrattuali. Il controllo prevederà anche la verifica del rispetto della normativa vigente. Nell’esame dell’installazione si procederà a un’ispezione accurata con particolare riferimento: – all’accessibilità ai diversi componenti, tale che possa essere consentita un’agevole conduzione e manutenzione; – allo stato di pulizia delle diverse apparecchiature; – alla presenza di idonei sportelli per ispezione e pulizia di macchine e canali; – all’esistenza delle targhette di identificazione delle apparecchiature; – alla funzionalità dei sistemi di protezione antincendio (serrande tagliafuoco, barriera tagliafuoco ecc.); – alla coibentazione dei canali e delle tubazioni, verificando il rispetto delle norme e della funzionalità (integrità della barriera vapore, supporti ecc.); – alla protezione contro la corrosione di manufatti metallici;

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all’installazione di supporti e raccordi antivibranti; alla continuità elettrica onde garantire l’efficacia dell’impianto di messa a terra; alla protezione antinfortunistica delle trasmissioni a cinghie; all’efficiente funzionamento degli scarichi di fondo delle apparecchiature, delle reti idriche, dei condizionatori ecc. e a quello degli sfoghi d’aria; – al regolare funzionamento del valvolame e alla sua idoneità; – all’accessibilità alle sezioni filtranti e alla possibilità di leggere le pressioni differenziali; – alla tenuta dei telai dei filtri; – alla completezza e funzionalità dei sistemi di umidificazione; – alle prese dell’aria esterna (posizione, pulizia ecc.); – alla posizione e la funzionalità delle serrande di taratura; – al regolare funzionamento delle serrande a funzionamento coniugato sui gruppi di trattamento aria e sui relativi ventilatori di ripresa ed espulsione; – alla verifica della corretta installazione dei condotti flessibili e della tenuta delle giunzioni dei canali; – alla verifica del corretto funzionamento di tutte le apparecchiature di regolazione automatica nonché di quelle preposte alla sicurezza (termostati limite, termostati antigelo, pressostati limite ecc.); – alla verifica dei collegamenti elettrici alle diverse macchine e la presenza delle protezioni previste dalle norme (sezionatori sotto carico, messa a terra ecc.). Della verifica delle prestazioni delle diverse apparecchiature si è già detto nel paragrafo 46.5, è necessario, comunque, controllare: che siano stati previsti e installati gli strumenti di misura (termometri, manometri, igrometri ecc.) in diversi punti degli impianti, o almeno i pozzetti per potervi introdurre gli strumenti. Per l’esecuzione dei controlli devono essere messi a disposizione del collaudatore i principali strumenti, quali: – manometri differenziali a U, micromanometri; – manometri campione; – Magnehelic; – anemometri (a ventolina, a filo caldo ecc.); – tubi di Pitot, di differenti dimensioni; – psicrometri; – termometri a mercurio ed elettronici, digitali, a immersione, per contatto ecc.; – pinza amperometrica; – tachimetro; – fonometro; – strumenti registratori, data-logger ecc.; – fumogeni. Le scale degli strumenti dovranno essere correlate ai campi di variazione delle grandezze misurate. 46.6.2 Verifiche funzionali degli impianti. Lo scopo finale del collaudo di un impianto di climatizzazione è il controllo dei valori assunti dalle grandezze fisiche che hanno influenza sul benessere fisiologico delle persone.

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Il collaudo dovrà essere effettuato nelle stagioni durante le quali gli impianti sono destinati a funzionare. Ciò significa che per gli impianti a funzionamento continuo (all-year round) è necessario eseguire verifiche anche nei periodi medio-stagionali quando, spesso, gli impianti mostrano inefficienze e difficoltà di regolazione. Il collaudo, inoltre, potrà essere effettuato soltanto se sono trascorsi almeno due mesi di regolare funzionamento. Le misure devono essere eseguite nelle zone occupate dalle persone. Per zona occupata dalle persone si intende un volume compreso fra piani verticali (normalmente paralleli alle pareti del locale) e orizzontali (normalmente paralleli al pavimento o al soffitto), nel quale devono essere garantite le condizioni interne di progetto. Ciò significa, quindi, che le misure vanno eseguite in questo volume; al di fuori di questa zona le condizioni di comfort possono non essere mantenute. È evidente che la definizione del volume di cui sopra dipenderà dalla geometria dell’ambiente, dal suo utilizzo e potrà, quindi, essere fissata volta per volta. Si può, per esempio, fissare che la zona occupata sia a: – 0,5 ÷ 1,5 m dalle pareti esterne, dalle finestre, dai corpi scaldanti; – sia compresa entro un’altezza di 1,30 m per persone sedute e entro 2,00 m per persone in piedi. Non devono essere considerate zone occupate quelle poste nelle immediate vicinanze di porte con frequenti aperture, le zone di transito e quelle poste a breve distanza dalle bocchette di immissione aria, dai ventilconvettori o da altri terminali. Le altezze alle quali si raccomanda di eseguire le misure di temperatura sono quelle corrispondenti alla testa, al centro del corpo e ai piedi, per cui: – per persone normalmente sedute le misure vanno eseguite a: 1,1; 0,6 e 0,1 m; – per persone in piedi le misure vanno eseguite a: 1,7; 1,1 e 0,1 m. Le altre grandezze da misurare sono: – l’umidità relativa, – la velocità dell’aria, – il livello del rumore. Per la purezza dell’aria si devono misurare le principali grandezze che hanno maggiore influenza: portate dell’aria esterna e di ricircolo, efficienza dei filtri. Eventuali altre misurazioni possono essere oggetto di accordi particolari in sede contrattuale. Le misure devono essere effettuate nei periodi in cui si stima che le condizioni di funzionamento siano le più gravose, e, cioè: – in inverno, nelle giornate più fredde e senza l’irraggiamento solare (dicembre/gennaio); – in estate, nelle giornate e nelle ore di maggiore insolazione (luglio/agosto) e quando il carico termico interno non sia inferiore al 50% di quello massimo ipotizzato nel progetto.

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La durata delle prove deve essere tale da consentire l’acquisizione di informazioni complete, in grado di fornire indicazioni esaurienti circa il comportamento dell’impianto al modificarsi delle condizioni di funzionamento e dei carichi esterni e interni. Le condizioni termoigrometriche esterne, per le quali è possibile effettuare il collaudo, non devono essere troppo discoste da quelle di riferimento di progetto (quelle estive sono fissate nella norma UNI 10339 e quelle invernali nella norma UNI 5364-76: si rimanda al capitolo 12 dove sono riportate nelle tabb. 12.7 e 12.5, rispettivamente). Le operazioni di collaudo sono riportate nella norma UNI EN 12599 del settembre 2001 “Ventilazione per edifici. Procedure di prove e metodi di misurazione per la presa in consegna di impianti installati di ventilazione e di condizionamento dell’aria”. Quella che segue è la versione ufficiale in lingua italiana della norma europea EN 12599 (edizione marzo 2000). “La norma specifica i controlli, i metodi di prova e gli strumenti di misura per verificare l’idoneità all’uso di impianti installati all’atto della presa in consegna. Essa si applica a impianti di ventilazione e condizionamento dell’aria progettati per il mantenimento delle condizioni di benessere negli edifici con l’esclusione delle abitazioni residenziali. La norma comprende: unità e terminali, unità di trattamento aria, reti di distribuzione dell’aria, dispositivi di regolazione automatica e di protezione dall’incendio. La norma non si applica a: – apparecchiature per la produzione di energia termica e loro controlli; – apparecchiature per la produzione di energia frigorifera e loro controlli; – reti di distribuzione dei fluidi di riscaldamento e raffrescamento alle unità di trattamento aria; – impianti di aria compressa; – impianti di trattamento delle acque; – impianti centralizzati per la produzione di vapore a uso umidificazione; – impianti di alimentazione elettrica. La norma si applica a impianti di ventilazione e condizionamento dell’aria progettati per il mantenimento delle condizioni di benessere in edifici con l’esclusione delle abitazioni residenziali. Non è applicabile a impianti per la regolazione di ambienti industriali o altri processi speciali. In quest’ultimo caso, comunque, può essere adottata quale riferimento se la tecnologia dell’impianto è simile a quella dei sopra menzionati impianti di ventilazione e condizionamento dell’aria”. Nella norma vengono definite le condizioni di misurazione. “Le misurazioni durante la stagione di riscaldamento (periodo invernale) dovrebbero essere eseguite con una differenza di temperatura fra interno ed esterno non minore del 50% della differenza di temperatura di progetto e con uno stato del cielo nuvoloso o parzialmente nuvoloso.

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Le misurazioni durante il periodo estivo dovrebbero essere eseguite con la differenza di temperatura appena sopra indicata e con uno stato del cielo sereno o solo parzialmente nuvoloso. Le misurazioni nelle zone interne degli edifici di grande dimensione dovrebbero essere eseguite con un carico termico per ogni zona non minore del 50% del carico termico di progetto. Se le diverse zone non sono regolate in modo proporzionale al loro carico, le misurazioni dovrebbero essere eseguite per almeno un ciclo completo del sistema. Le misurazioni dovrebbero essere eseguite in corrispondenza dei periodi più critici del giorno in relazione alle condizioni climatiche esterne oppure ai carichi interni. I seguenti dati dovrebbero essere registrati o misurati contemporaneamente alle misurazioni in ambiente: – portata di aria esterna di rinnovo; – differenza tra la temperatura ambiente e la temperatura dell’aria immessa; – posizione e tipo dei diffusori d’aria; – velocità di uscita; – posizione, tipo e condizioni degli apparecchi riscaldanti perimetrali; – posizione e dimensioni dei terminali di estrazione; – tipo del sistema di immissione d’aria. Le condizioni climatiche esterne (temperatura, umidità relativa, insolazione, velocità del vento) dovrebbero essere registrate durante il periodo delle misurazioni”. Qualora, durante le misure di collaudo, non si verificassero all’esterno le condizioni termoigrometriche previste in contratto, per le quali l’impianto e le singole apparecchiature che lo costituiscono devono fornire le massime prestazioni, occorrerà che il collaudatore esegua almeno le due seguenti serie di prove curando che le condizioni di funzionamento possano essere considerate a regime entro le tolleranze. La prima serie di prove si effettua facendo funzionare al massimo carico tutte le apparecchiature costituenti l’impianto o nel loro complesso o singolarmente considerate. Raggiunto il regime, si effettuano le misure sia delle grandezze che interessano la zona occupata dalle persone sia di quelle attraverso le quali è possibile determinare l’efficienza e la massima prestazione delle singole apparecchiature. La seconda serie di prove consisterà nell’esecuzione di tutte le misure che permettono di accertare se, con le condizioni esterne che si verificano durante il collaudo, l’impianto è atto a realizzare e mantenere quelle interne previste in contratto. Da tali misure il collaudatore, adoperando un corrente procedimento di calcolo, deve trarre elementi sufficienti per stabilire se, verificandosi all’esterno le condizioni più onerose previste in contratto, l’impianto è idoneo a realizzare e mantenere in tutti i locali le condizioni desiderate all’interno. Il collaudatore deve inoltre rendere conto della capacità dell’impianto non solo a realizzare ma anche a mantenere le desiderate condizioni di regime, malgrado le oscillazioni massime delle cause che possono determinare variazioni nel regime stesso.

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Estensione dei controlli. I controlli e le misure devono essere eseguiti in molti punti o zone di un impianto. Spesso i controlli sono a campione ma, se non è stata fissata contrattualmente l’estensione, saranno la sensibilità e l’esperienza del collaudatore a definire il numero di misure da eseguire e dove. La norma citata fornisce un metodo per determinare il numero necessario di controlli e misure; vengono suggerite quattro classi (A, B, C e D) che individuano il numero di punti p di misure come funzione del numero totale n di apparecchiature o ambienti similari. La scelta di una classe deve essere fatta in sede di contratto e ne deve far parte. In caso contrario la classe è quella A, che prevede un numero ridotto di punti di misura. Altre norme a cui riferirsi per i collaudi sono: – UNI 11169: “Impianti di climatizzazione degli edifici. Impianti aeraulici ai fini di benessere. Procedure per il collaudo”. Novembre 2006. – UNI EN 15240: “Ventilazione degli edifici. Prestazione energetica degli edifici. Linee guida per l’ispezione degli impianti di climatizzazione” Febbraio 2008.

46.7

MISURA DELLE PRINCIPALI GRANDEZZE CHE HANNO INFLUENZA SUL BENESSERE FISIOLOGICO DELLE PERSONE

Per la misura delle diverse grandezze, quali temperatura, umidità relativa ecc., occorre disporre di idonea strumentazione ed è necessario rispettare alcune norme, affinché i valori letti siano attendibili, entro i limiti di precisione degli strumenti e degli errori compiuti nell’effettuare i rilievi. Le misurazioni dovrebbero essere eseguite nelle zone dell’edificio occupate dalle persone. Queste zone possono essere luoghi di lavoro, soggiorni o camere da letto, in relazione alla destinazione d’uso degli ambienti. Nelle zone occupate dalle persone, le misurazioni devono essere effettuate su un numero significativo di punti distribuiti in tutte le zone. Se la presenza delle persone nelle zone occupate non può essere valutata, si può fare riferimento in alternativa ai seguenti punti: i centri delle zone in questione oppure dei punti a 0,6 m di distanza dalle pareti che delimitano le zone. In entrambi i casi le misurazioni devono essere comunque effettuate là dove si ritiene che debbano verificarsi i valori estremi dei parametri termici. L’umidità assoluta deve essere determinata in un solo punto per ognuna delle zone occupate. Le altezze raccomandate per le misurazioni sono quelle corrispondenti alla testa, a metà del corpo e ai piedi di una persona è cioè: 1,1 m, 0,6 m, 0,1 m dal pavimento per persone sedute e 1,7 m, 1,1 m e 0,1 m per persone in piedi. 46.7.1 Misura della temperatura dell’aria. La norma UNI EN 27726: “Ambienti termici. Strumenti e metodi per la misurazione delle grandezze fisiche” 1995, richiede una precisione di  0,5 °C, indicando come desiderabile una precisione di  0,2 °C.

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Temperatura interna. Per temperatura interna deve intendersi quella misurata nella parte centrale degli ambienti, a un’altezza di 1,50 m dal pavimento, e in modo che la parte sensibile dello strumento sia schermata dall’influenza di ogni notevole effetto radiante, per mezzo di una custodia a superficie esterna speculare con fori opportuni, in modo che l’aria vi possa circolare liberamente. Poiché un termometro, posto in ambiente, non indica subito la temperatura dell’aria, è necessario attendere del tempo che non dovrebbe essere inferiore a 1,5 volte il tempo di risposta della sonda. Questo tempo sarà tanto più piccolo quanto più piccolo e leggero è il sensore di temperatura, più basso il suo calore specifico e migliori sono gli scambi termici con l’ambiente. La tolleranza per i valori della temperatura così misurati rispetto a quelli previsti in contratto, è di  0,5 °C in inverno e di  1 °C in estate. La disuniformità di temperatura è verificata controllando le differenze di temperatura che esistono tra un qualunque punto della zona occupata dalle persone e la temperatura ambiente come sopra definita. La differenza fra tali valori risultanti da misure effettuate contemporaneamente nello stesso ambiente non deve superare 1 °C. La differenza fra tali valori risultanti da misure effettuate contemporaneamente in più ambienti serviti dallo stesso impianto non deve superare 1 °C in inverno e 2 °C in estate. Nei locali di grandi dimensioni si misurerà la temperatura in più punti e si assumerà come valore rappresentativo quello ottenuto dalla media aritmetica delle diverse misurazioni eseguite. Quanto prescritto dovrà essere, però, ampliato, come si è detto, in quanto è opportuno eseguire le misure in ambienti occupati, tenendo conto della destinazione dei locali ed effettuando le misure della temperatura a diverse altezze: in corrispondenza della testa, a livello medio e all’altezza delle caviglie. È anche indispensabile verificare le modalità di funzionamento degli impianti (per esempio ventilconvettori in funzione o meno e con quali velocità), le caratteristiche dei locali (presenza di protezioni solari, grado di occupazione, tipo di sorgenti interne di calore e vapore, temperature delle pareti ecc.); è necessario conoscere anche la temperatura dell’aria immessa, il regolare funzionamento del sistema di regolazione automatica e come risponde l’impianto a modifiche delle tarature dei regolatori. Temperatura esterna. Nelle prove relative al funzionamento invernale, per temperatura esterna (salvo contraria indicazione del capitolato) si intende la media delle seguenti 4 temperature misurate nelle 24 ore precedenti il collaudo e, precisamente, nel periodo tra l’ora in cui si iniziano le misure della temperatura interna e la stessa ora del giorno precedente ed effettuate a nord con termometro riparato dalle radiazioni a 2 m dal muro dell’edificio: la massima, la minima, quella delle ore 8 e delle ore 19. In caso di dubbio, si assume la media del diagramma reale delle temperature nelle 24 ore anzidette, rilevato con apparecchio registratore. Il suddetto periodo convenzionale di 24 ore di anticipo del rilievo della tempera-

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tura esterna rispetto a quello delle temperature interne può essere, d’accordo tra le parti, prolungato o abbreviato in relazione alla capacità termica delle strutture murarie dell’edificio. Per le prove relative al funzionamento estivo, in mancanza di precise prescrizioni di capitolato, si misura la media registrata della temperatura esterna all’ombra, nel periodo stesso delle misure di temperatura interna, che sono effettuate dopo che l’impianto ha raggiunto condizioni di regime, durante le ore più calde del giorno, dalle ore 12 alle 16. Qualora nel giorno di collaudo si presentasse notevole scarto della temperatura media esterna, o dell’umidità relativa, rispetto alla media del giorno precedente, è facoltà di ognuna delle parti di non considerare le misure fatte in tali condizioni e di ripetere le prove nei giorni successivi. Per avere un’idea molto precisa delle variazioni nel tempo delle temperature interna ed esterna è sempre opportuno registrarle per tutto il periodo del collaudo e ciò, negli impianti più moderni e sofisticati, è possibile ottenerlo attraverso un centro di supervisione e controllo. 46.7.2 Misura dell’umidità relativa. L’umidità relativa dovrà essere misurata con uno psicrometro ventilato. Ciascuno dei due termometri dello strumento deve rispondere alle prescrizioni contenute nel precedente paragrafo. Le tolleranze dei valori dell’umidità relativa all’interno degli ambienti rispetto a quelle previste in contratto sono di  5% a meno di accordi differenti. Il rilievo dell’umidità all’interno degli ambienti si effettua seguendo le prescrizioni valide per la temperatura. Il rilievo dell’umidità relativa all’esterno deve essere effettuato nella stessa posizione in cui si misurano le temperature e contemporaneamente ai rilievi di temperatura e umidità relativa interna. Le caratteristiche principali dello psicrometro sono illustrate nel paragrafo 8.3.2. 46.7.3 Misura della velocità dell’aria interna. La velocità dell’aria nella zona occupata è un parametro di notevole importanza per il benessere delle persone e, quindi, sarà opportuno che ne vengano fissati i valori da non superare nelle diverse zone servite dall’impianto, con riferimento alle condizioni termoigrometriche di progetto, all’abbigliamento delle persone nonché all’attività fisica svolta. È, peraltro, noto che non basta considerare soltanto la velocità dell’aria, ma è necessario valutare le correnti d’aria (draft), che sono definite come un raffreddamento indesiderato dovuto al movimento dell’aria, localizzato su una parte del corpo umano (Fanger). In numerosi esperimenti si è constatato che il rischio delle correnti d’aria aumenta con la velocità media e con una riduzione della sua temperatura; si è anche accertato che le oscillazioni di velocità contribuiscono alla sensazione di fastidio. Le oscillazioni sono caratterizzate dall’intensità della turbolenza, definita quale rapporto fra la deviazione standard (Sdw) della velocità istantanea e la velocità media. Queste considerazioni hanno permesso di scrivere una relazione che lega la percentuale di insoddisfatti (PPD %) alla temperatura dell’aria, all’intensità della turbolenza e alla velocità media dell’aria (vedasi il capitolo 10).

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Si è anche visto che, con una turbolenza che va dal 30% al 60% (valori normali negli ambienti climatizzati) si può raggiungere una percentuale di insoddisfatti non superiore al 10% con velocità che varia, dall’inverno (ta  20 °C) all’estate (ta  25 °C) da 0,12 a 0,16 m/s. La velocità media può essere misurata con strumenti a filo caldo sensibili alla velocità dell’aria qualunque sia la sua direzione. Vista l’ampiezza delle fluttuazioni di velocità è necessario procedere a misure prolungate (almeno 100 s) per ogni punto di misura. 46.8

VERIFICA DEL COMFORT GLOBALE

Si è visto come sia necessario misurare la temperatura ambiente (a tre diversi livelli), l’umidità relativa e la velocità dell’aria; per una valutazione completa del benessere è necessario misurare la temperatura media radiante e tener conto dell’isolamento termico dell’abbigliamento nonché dell’attività delle persone. Solo con la conoscenza dei 4 parametri termoigrometrici e di quelli che si riferiscono alle persone è possibile determinare con tabelle, di cui alla norma ISO 7730, il voto medio previsto (PMV), che deve risultare compreso fra  0,5 e  0,5. Solo così sarà possibile valutare la percentuale di insoddisfatti (PPD) e avere, quindi, cognizione del comfort o meno di un ambiente. È chiaro che per queste valutazioni, una volta noto il tipo di ambiente e l’attività prevalente che vi si svolge, è necessario fissare i valori dell’isolamento (Icl) e dell’attività metabolica (met). Si può pensare, per ambienti tipici dove si svolge lavoro sedentario, di porre Icl  0,5 clo nella stagione estiva e 0,9 ÷ 1,0 clo per quella invernale. Le altre grandezze da misurare, per avere un’idea complessiva del comfort, sono la temperatura del pavimento (la norma ISO, che si riferisce a persone con scarpe nella stagione invernale, prescrive una temperatura fra 19 e 26 °C, con possibilità di arrivare a 29 °C nel caso di riscaldamento a pavimento) e l’asimmetria della temperatura radiante. L’uomo può essere, infatti, esposto a una radiazione termica asimmetrica e la norma ISO 7730 prescrive che la differenza delle temperature piane radianti sia minore di 5 °C in direzione orizzontale. Il cenno a questa serie di misure, per la valutazione del comfort termoigrometrico, è fatto in quanto sembra opportuno non limitarsi alla misura dei parametri convenzionali ma allargare l’indagine allo scopo di verificare sul campo, fra l’altro, la validità del criterio di valutazione del voto medio previsto (PMV) e della percentuale di insoddisfatti (PPD). 46.9

COLLAUDO DEGLI IMPIANTI DI RISCALDAMENTO

Il collaudo definitivo di un impianto di riscaldamento consiste essenzialmente: – nella misura dei valori di temperatura all’interno dei locali, in corrispondenza di determinati valori della temperatura esterna e delle temperature dell’acqua in uscita e in ingresso al generatore di calore;

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– nella verifica del regolare funzionamento della centrale termica, delle sottocentrali e di tutte le apparecchiature e macchinari in essi contenuti. La norma UNI 5364-1976 fornisce una precisa e circostanziata procedura per la misura delle temperature esterna e interna nonché i criteri di calcolo per poter giudicare la collaudabilità dell’impianto. In effetti le condizioni previste in fase di progettazione e, cioè, la temperatura esterna, la temperatura dell’acqua calda ecc. non si verificano quasi mai; è necessario, quindi, in fase di collaudo, determinare quale dovrebbe essere la temperatura dell’acqua calda ta di alimentazione del corpo scaldante per una temperatura esterna te

diversa da quella di progetto. Se la temperatura dell’acqua misurata è inferiore o eguale al valore ta calcolato, si può supporre che l’impianto sia in grado di sopperire alle richieste in condizioni di carico massimo. Come già accennato precedentemente si definisce un fattore di carico f quale rapporto delle differenze fra la temperatura media interna ti , e quella media esterna t e misurate all’atto del collaudo e fra le corrispondenti temperature di progetto ti e te: ti  te

f  –––––––– ti  te

(46.18)

e ti e ti possono differire solo della tolleranza ammessa. In base al fattore di carico, calcolato con i valori letti, si può determinare il valore della temperatura media tm fra mandata e ritorno dell’acqua che non deve essere superata perché l’impianto sia collaudabile. Per il calcolo di tm si impiega l’espressione: tm  (tm  ti) f (1/1n)  t i

(46.19)

Δt

ta  tm  –––– 2

(46.20)

per cui

Δt

dove ––– è la metà della differenza di temperatura fra andata e ritorno dell’acqua. 2 Per impianti a circolazione forzata: Δt

Δt ––––  ––– f 2 2

(46.21)

Nell’espressione di tm appare il termine n che è variabile a seconda del corpo scaldante come da tab. 46.2.

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Tab. 46.2 Corpo scaldante

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Valori di n per riscaldamento continuo Temperatura media °C

n

1 ––––– 1n

Prevalentemente a convezione Radiatori, o tubi lisci liberi, o tubi alettati liberi

60  90

0,29

0,775

Termoconvettori Aerotermi Pannelli a pavimento

60  90 60  90 30  50

0,50 0,00 0,13

0,667 1,000 0,885

Prevalentemente a irradiazione Pannelli a soffitto Piastre a soffitto Piastre in alto libere Piastre in alto libere

30  50 60  90 60  130 130  180

0,10 0,14 0,18 0,30

0,909 0,877 0,847 0,769

Tutto quanto sopra vale per impianti a funzionamento continuo; la norma si preoccupa anche di precisare che, in caso di funzionamento intermittente, occorre utilizzare un fattore di carico f inferiore a quello calcolato per funzionamento continuo: 1 f  f –––––– 1a

(46.22)

dove a è l’aumento applicato alla potenza dispersa in funzionamento continuo, per tener conto dell’intermittenza: – con rallentamento notturno: a ≈ 0,05  0,10 – discontinuo regolare: a ≈ 0,10  0,20 – discontinuo irregolare: a ≈ 0,25  0,30

46.10

COLLAUDO DEGLI IMPIANTI DI CONDIZIONAMENTO

La norma, alla quale si rimanda per opportuna conoscenza, non approfondisce il tema della collaudabilità in condizioni diverse da quelle di progetto, né fornisce indicazioni sulle procedure di collaudo dei diversi possibili tipi di impianti, specialmente in fase estiva e in condizioni diverse da quelle di carico massima. Anche nel periodo estivo, però, si può calcolare un fattore di carico quale rapporto (trascurando il calore latente) fra il calore sensibile nella fase del collaudo e quello massimo di progetto: f  Qs /Qs .

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Questo fattore nel caso di ambienti soleggiati non è, però, influenzato (se non in minima misura) dalla temperatura esterna, visto che circa l’80% del carico sensibile ambiente è dovuto al soleggiamento. È bene, come si è detto, che il collaudo venga eseguito nelle ore di massimo soleggiamento, con cielo non annuvolato. Nelle effettive condizioni che si ritrovano nelle ore di collaudo si potrà, quindi, assumere quale fattore di carico f un valore compreso fra 0,85 e 0,90 e così calcolare la temperatura dell’aria all’immissione, da confrontarsi con quella letta allo strumento. La temperatura di immissione sarà data, infatti, da: ta  ti  (ti  ta) f dove: ta, ta  temperature dell’aria immessa alle condizioni di progetto e in quelle di collaudo ti, ti  temperature interne di progetto e rilevate Se, quindi, la temperatura di immissione letta è eguale o superiore al valore calcolato t a, il collaudo può considerarsi positivo. Lo stesso ragionamento potrà farsi nel periodo invernale, poiché, noto il fattore di ti  te

carico, f  ––––––––, la temperatura di immissione ta per una temperatura esterti  te na te è data da ta  ti  (ta  ti ) f e il collaudo sarà positivo se la temperatura effettiva di immissione è inferiore o eguale al valore calcolato. Qualora si tratti di un impianto a portata variabile il fattore di carico f consentirà di calcolare quale debba essere la portata d’aria immessa (a temperatura costante). Anche in questo caso il fattore di carico f dovrà essere valutato dal collaudatore in funzione delle condizioni di funzionamento dell’impianto e delle condizioni di carico ambiente. Nel caso di ambienti tutti interni nei quali, quindi, il carico termico è sempre positivo, perché dovuto all’affollamento, all’illuminazione e ad altri carichi interni, il fattore di carico si calcola facilmente una volta che siano disponibili i calcoli termici di progetto; si potranno, quindi, fare calcoli che consentano di valutare la collaudabilità dell’impianto. Un tipo di impianto molto diffuso è quello misto aria-acqua con ventilconvettori e aria primaria, dove l’aria, tutta esterna, ha il compito di provvedere al ricambio e al controllo dell’umidità relativa (sia in estate sia in inverno), mentre i mobiletti condizionatori controllano la temperatura ambiente riscaldando in inverno (con acqua calda) o raffreddando (con acqua fredda) l’aria ambiente che li attraversa, richiamata da un ventilatore di cui sono dotati. Nel collaudo si dovranno verificare le portate e le condizioni di temperatura e umidità dell’aria primaria nonché le rese dei ventilconvettori. È bene che il collaudo estivo sia effettuato durante le ore di massima insolazione,

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verificando che le condizioni termoigrometriche di progetto negli ambienti, in condizione di carico prossima a quella massima, siano soddisfatte. Si procederà, quindi, a variare il set-point della regolazione automatica onde forzare l’impianto a fornire la massima prestazione e si verificheranno, dopo qualche ora di funzionamento in queste condizioni, i valori assunti dalla temperatura ambiente controllando altresì la temperatura dell’acqua in ingresso e la velocità di funzionamento del ventilconvettore. Con questi dati sarà possibile, note le rese specifiche del ventilconvettore (potenza resa per ogni grado di differenza di temperatura fra l’aria entrante e l’acqua entrante), accertare la collaudabilità dell’impianto. Il collaudo riguarderà anche la risposta corretta del sistema di regolazione automatica. Il collaudo invernale si limiterà alla verifica della temperatura interna (correlata alla temperatura esterna e a quella dell’acqua entrante) e del regolare funzionamento della regolazione automatica. La portata d’aria è costante e la sua temperatura in genere viene mantenuta sui 20  22 °C. 46.11

COLLAUDO DEI SISTEMI DI REGOLAZIONE AUTOMATICA

Nel collaudo non si potrà fare a meno di controllare e verificare con molta attenzione i sistemi di regolazione automatica che presiedono al funzionamento di tutti gli impianti. I possibili schemi di regolazione sono moltissimi e, quindi, sarà la sensibilità del collaudatore e le esigenze funzionali a definire le prove da eseguirsi. È certo necessario collaudare la risposta dei regolatori alle diverse richieste dei sensori, verificare la corretta successione negli interventi nei sistemi che prevedono regolazioni in sequenza, controllare il perfetto funzionamento dei sistemi di controllo dell’entalpia (serrande coniugate ecc.) testare il pronto intervento di termostati limite, di sicurezza ecc. Tutte queste verifiche devono essere fatte sia in condizioni normali che in condizioni estreme, ottenute simulando (agendo sui set-point) situazioni di massimo e minimo carico. 46.11.1 Sistemi integrati di supervisione e controllo. Si vanno sempre più diffondendo, specie in grossi e importanti impianti, sistemi integrati di supervisione e controllo, più o meno complessi. Questi sistemi rendono il collaudo più semplice e veloce, con rilievi molto più estesi e anche più precisi: sono possibili controlli che altrimenti non si potrebbero eseguire in tempi brevi. La possibilità di registrare con continuità tutta una serie di dati (temperatura esterna, temperature interne, cadute di pressione, portate dei diversi fluidi termovettori ecc.) costituisce certamente un ausilio di grande valore, perché così si riesce a seguire il comportamento nel tempo degli impianti e delle apparecchiature. A questi aspetti positivi si accoppia, peraltro, il problema del collaudo dello stes-

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so sistema di supervisione che comporta un preciso, puntuale e lungo iter per verificare la correttezza delle letture delle diverse variabili, il rispetto delle procedure di funzionamento e così via. Per il collaudo sia del sistema di supervisione sia di quello degli impianti è bene che il sistema sia dotato di un PC e che sia possibile a coloro che operano di potersi collegare a esso via modem per verificare i dati ed eventualmente modificarli. 46.12

RELAZIONE DI COLLAUDO

Al termine di tutti i controlli, le prove e le misure, dovrà essere redatta la relazione di collaudo nella quale devono essere richiamati e/o contenuti: – i documenti contrattuali esaminati; – la documentazione tecnica delle operazioni di taratura e bilanciamento; – i verbali e/o le certificazioni delle prove di tenuta delle reti e delle prove eseguite sulle diverse apparecchiature sia presso le officine dei fornitori che in opera; – la descrizione delle operazioni di verifica e collaudo eseguite, i luoghi, le circostanze, le persone presenti, le apparecchiature adottate per le misure ecc.; – le registrazioni di tutti i rilievi eseguiti, corredate, se necessario, da tavole e disegni esplicativi. La relazione di collaudo è completata, infine, dal certificato di collaudo che attesta l’esito positivo del collaudo, vista la rispondenza degli impianti al progetto nonché il buon funzionamento nelle diverse condizioni di prova. Il certificato può avere in allegato una lista di eventuali piccoli lavori e/o forniture che devono essere eseguite per poter dichiarare definitivamente collaudato l’impianto.

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BIBLIOGRAFIA

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BIBLIOGRAFIA Capitolo 1

Grandezze fondamentali, unità di misura

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Capitolo 2

Elementi di termodinamica

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Capitolo 3

Macchine termodinamiche

ASHRAE, Handbook Fundamentals, 2005, cap. 1 “Thermodynamics and Refrigeration Cycles”, cap. 2 “Fluid Flow”, cap. 3 “Heat Transfer”, cap. 4 “Two-Phase Flow”, cap. 5 “Mass Transfer”.

Capitolo 4

Trasmissione del calore

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BIBLIOGRAFIA

Capitolo 5

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Diffusione del vapor d’acqua

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Valvolame per impianti termici

Decreto Legislativo n. 93 del 25.2.2000, “Attuazione della direttiva 97/23/CE in materia di attrezzature a pressione”.

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Capitolo 19

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Impianti di trattamento dell’acqua

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Calcolo del fabbisogno termico

AICARR, La certificazione e l’efficienza energetica del sistema edificio-impianto. Aspetti interpretativi, tecnici e procedurali. ANDREINI P. e PITIMADA D., Riscaldamento degli edifici, Hoepli, Milano, 1995. Direttiva 2002/91/CE del 16 dicembre 2002, “Rendimento Energetico nell’edilizia”. DPR n. 412/1993, “Regolamento recante norme per la progettazione, l’installazione, l’esercizio e manutenzione degli impianti termici degli edifici ai fini del contenimento dei consumi di energia, in attuazione dell’art. 4, comma 4, della legge 9 gennaio 1991, n. 10”. DPR n. 551 del 21 dicembre 1999. D.Lgs n. 192 del 19 agosto 2005 - Attuazione della Direttiva 2002/91/CE relativa al rendimento energetico nell’edilizia. D.Lgs. 29 dicembre 2006, n. 311, “Disposizioni correttive ed integrative al decreto legislativo 19 agosto 2005, n. 192, recante attuazione della direttiva 2002/91/CE, relativa al rendimento energetico nell’edilizia”. Legge n. 10 del 9 gennaio 1991, “Norme per l’attuazione del piano energetico nazionale in materia di uso razionale dell’energia, di riparto energetico e di sviluppo delle fonti rinnovabili di energia”. Regolamento per l’attuazione della direttiva 92/42/CEE concernente i requisiti di rendimento delle nuove caldaie ad acqua calda, alimentate con combustibili liquidi e gassosi. UNI, Generatori di calore - Misurazione in opera del rendimento di combustione, Norma UNI 10389, 1994.

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Centrali termiche

ANDREINI P. e IARIA L., Conduzione, controllo e manutenzione degli impianti di riscaldamento, 6a edizione, Hoepli, Milano, 2006. D.Lgs. 3 aprile 2006, n. 152, “Norme in materia ambientale. Disposizioni sulla tutela delle acque dall’inquinamento e recepimento della direttiva 91/271/CEE concernente il trattamento delle acque reflue urbane e della direttiva 91/676/CEE relativa alla protezione delle acque dall’inquinamento provocato dai nitrati provenienti da fonti agricole”. Decreto del Ministero dell’Interno 28 aprile 2005 “Approvazione della regola tecnica di prevenzione incendi per la progettazione, la costruzione e l’esercizio degli impianti termici alimentati da combustibili liquidi”. Decreto del Ministero dell’Interno 12.4.1996, “Approvazione della regola tecnica di prevenzione incendi per la progettazione, la costruzione e l’esercizio degli impianti termici alimentati da combustibili gassosi”. DPR n. 1391 del 22.12.1970, “Regolamento per l’esecuzione della legge 13 luglio 1966, n. 615, recante provvedimenti contro l’inquinamento atmosferico, limitatamente al settore degli impianti termici, procedimenti di calcolo fondamentali”.

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DPR n. 412 del 26.8.1993, “Regolamento recante norme per la progettazione, l’installazione, l’esercizio e la manutenzione degli impianti termici degli edifici ai fini del contenimento dei consumi di energia, in attuazione dell’art. 4, comma 4, della legge 9 gennaio 1991, n. 10”. DPR n. 551 del 21.12.1999, “Regolamento recante modifiche al decreto del Presidente della Repubblica 26 agosto 1993 n. 412, in materia di progettazione, installazione e manutenzione degli impianti termici degli edifici, ai fini del contenimento dei consumi di energia”. Direttiva 90/396/CEE - “Apparati a gas. Direttiva del Consiglio del 29 giugno 1990 concernente il ravvicinamento delle legislazioni degli Stati membri in materia di apparecchi a gas”. Legge n. 615 del 13.7.1966, “Provvedimenti contro l’inquinamento atmosferico”. Legge n. 10 del 9 gennaio 1991, “Norme per l’attuazione del piano energetico nazionale in materia di uso razionale dell’energia, di risparmio energetico e di sviluppo delle fonti rinnovabili di energia”. UNI, Bruciatori automatici di combustibili gassosi ad aria soffiata, Norma UNI EN 676, ottobre 2008. UNI, Calcolo delle dimensioni interne dei camini. Definizioni, procedimenti di calcolo fondamentali, Norma UNI 9615, 1995. UNI, Caldaie di riscaldamento centrale alimentate a combustibili gassosi - Requisiti specifici per caldaie a condensazione con portata termica nominale non maggiore di 70 kW, Norma UNI EN 677:2000. UNI, Generatori di calore ad acqua calda con potenza termica fino a 2,3 MW, funzionanti con combustibile liquido e/o gassoso e bruciatori ad aria soffiata. Prova termica, Norma UNI 7936:1979 e aggiornamenti 1984 e 1987. UNI, Generatori di calore. Misurazione in opera del rendimento di combustione, Norma UNI 10389:1994. UNI, Impianti a gas per uso domestico asserviti ad apparecchi a condensazione e affini - Criteri per la progettazione, l’installazione, la messa in servizio e la manutenzione, Norma UNI 11071:2003. Capitolo 22

Impianti di cogenerazione

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Teleriscaldamento

Linee guida per la progettazione, posa e collaudo di reti di teleriscaldamento, Documento dell’Associazione Italiana Riscaldamento Urbano (AIRU). SACCHI E., “Riscaldamento urbano e interdipendenze industriali”, in ENEA, Metodologie di risparmio energetico, Hoepli, Milano, 1984.

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La pompa di calore

ASHRAE, Handbook Systems and Equipment, 2008, cap. 8 “Applied Heat Pump and Heat Recovery Systems”. Atti del Convegno della Regione Lombardia su “Le pompe di calore geotermiche nel contesto dei sistemi energetici integrati sul territorio urbano”, 9 novembre 2007. DE CARLI M., FELLIN F. e ZECCHIN R., “Impianti con pompa di calore”, in Innovazione tecnologica per il risparmio energetico nella climatizzazione ambientale, atti del Convegno AICARR, Padova, 2006. DE CARLI M., MANTOVAN M., PRENDIN L., ZARRELLA A., ZECCHIN R. e ZERBETTO A., “Pompe di calore geotermiche”, Condizionamento dell’aria, Riscaldamento, Refrigerazione, 3 marzo 2007. LAZZARIN R., “La pompa di calore nella climatizzazione ambientale: evoluzione tecnologica delle macchine e dei sistemi”, in Innovazione tecnologica per il risparmio energetico nella climatizzazione ambientale, atti del Convegno AICARR, Padova, 2006. MORAN M.J. e SHAPIRO H.N., Fundamentals of Engineering Termodynamics, 5th Edition, Wiley, New York. ROSSI N., “Le pompe di calore”, Condizionamento dell’aria, Riscaldamento, Refrigerazione, n. 7, 1984. VIO M., “Macchine frigorifere per la climatizzazione. Le pompe di calore a fluido

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intermedio”, L’installatore italiano, nn. 7 e 8, 2001. VIO M. e DANIELI D., “Le centrali frigorifere”, 2a edizione, Editoriale Delfino, Milano, 2007.

Capitolo 25

Impianti di riscaldamento ad acqua

ASHRAE, Handbook System and Equipment, 2008, cap. 6 “Panel Heating and Cooling”. BRUNELLO R., DE CARLI M., TONON M. e ZECCHIN R., “Aspetti energetici ed economici nel condizionamento con sistemi radianti ad attivazione termica della massa”, in Qualità ambientale e soluzioni sostenibili, Atti del Convegno AICARR, Napoli, 2002. LAZZARIN R. e CROSE D., Il soffitto radiante nella climatizzazione ambientale, SGE Editoriali, Padova, 2000. MANCINI L. e ROSSI N., “Impianti ad acqua” in Misure, bilanciamento e collaudo dei circuiti aria ed acqua nei sistemi di climatizzazione, AICARR, corso CIP, 1995. OLESEN B.W., “Radiant floor heating in theory and practice”, ASHRAE Journal, luglio 2002, p. 19 e seguenti. UNI, Radiatori e convettori. Specifiche tecniche e requisiti, Norma UNI-EN 442-1, 2004. UNI, Valvole termostatiche per radiatori. Requisiti e metodi di prova, Norma UNIEN 215 - 2007. UNI, Riscaldamento a pavimento. Impianti e componenti, Norma UNI-EN 1264 1999. UNI, Ventilazione degli edifici - Metodi di calcolo per la determinazione delle portate d’aria negli edifici residenziali, Norma UNI EN 13465: 2004.

Capitolo 26

Impianti di riscaldamento autonomi

Decreti del Ministero dell’Industria, del Commercio e dell’Artigianato concernenti “Approvazione e pubblicazione delle tabelle UNI-CIG, di cui alla legge 6 dicembre 1971, n. 1083, recante norme per la sicurezza dell’impiego del gas combustibile”. UNI, Contatori di calore, Norma UNI-EN 1434, 2007. UNI, Filettature di tubazioni per accoppiamento con tenuta sul filetto - Parte 1: Filettature esterne coniche e interne parallele - Dimensioni, tolleranze e designazione, Norma UNI EN 10226-1:2006. UNI, Filettature di tubazioni per accoppiamento con tenuta sul filetto - Parte 2: Filettature esterne coniche e interne coniche - Dimensioni, tolleranze e designazione, Norma UNI EN 10226-2:2006. UNI, Impianti a gas per uso domestico alimentati a gas da rete di distribuzione Progettazione, installazione, Norma UNI 7129 - 30 ottobre 2008.

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Capitolo 27

Contabilizzazione

UNI, Contatori di calore, Norma UNI EN 1434, 2007. UNI, Misuratori di energia termica per impianti di riscaldamento mediante bilancio termico sul fluido termovettore, Norma UNI 8157, 1984. UNI, Sistema di ripartizione delle spese di riscaldamento utilizzante valvole di zona e totalizzatore dei tempi di inserzione, Norma UNI 8465, 1983. UNI, Ripartitori dei costi di riscaldamento per la determinazione del consumo dei radiatori. Apparecchiature ad alimentazione elettrica, Norma UNI-EN 834, 1997. UNI, Ripartitori dei costi di riscaldamento per la determinazione del consumo dei radiatori. Apparecchiature basate sul principio di evaporazione, senza l’ausilio di energia elettrica, Norma UNI-EN 835, 1998.

Capitolo 28

Filtrazione

AA.VV. “Controllo della contaminazione aeroportata: normative e linee guida a confronto”, Giornata ASCCA dedicata al settore farmaceutico, ottobre 2001. ANGLESIO P., “Attuali tendenze nella tecnica della filtrazione e normativa di riferimento”, in La ventilazione degli ambienti: sistemi e componenti per la qualità dell’aria, Atti del convegno AICARR, Padova, 1996.

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Recupero del calore

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Umidificazione

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Deumidificazione

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Capitolo 32

Calcolo dei carichi termici estivi

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Capitolo 33

Stima del fabbisogno energetico per il raffreddamento

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Capitolo 34

Classificazione degli impianti di climatizzazione

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Capitolo 35

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Tipologie di impianti di climatizzazione e ventilazione

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Capitolo 39

Evaporatori

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Capitolo 40

Condensatori

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Energia solare

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Accumulo termico

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INDICE ANALITICO Per la stesura dell’indice analitico è stato adottato un criterio spesso usato in molti testi tecnici in lingua inglese, soprattutto americani. Secondo tale criterio si preferisce privilegiare il rapido e semplice ritrovamento dell’argomento o del tema ricercato, piuttosto che delle singole voci. Non si riportano quindi i numeri delle pagine, bensì i paragrafi (con titolo e numero) nei quali si può trovare risposta alle diverse domande. Sono perciò indicati i capitoli, i paragrafi e i sottoparagrafi. Alcuni argomenti contenuti nei sottoparagrafi e degni di essere evidenziati sono contrassegnati con un asterisco. A Abbigliamento, resistenza termica, § 10.2 Accumulo termico, cap. 45 – accumulo in acqua, § 45.2 – accumulo in ghiaccio, § 45.3 – opportunità economiche e tecniche, § 45.1 Accuratezza, cap. 8 Acqua – calore di fusione (ghiaccio), tab. 1.19 – calore di vaporizzazione, tab. 1.21 – calore specifico (c⬘), tab. 1.12 – capacità incrostanti e corrosive, tab. 19.3 – caratteristiche chimico-fisiche, § 19.1 – classificazione delle acque, tab. 19.2 – coefficiente di dilatazione cubica, tab. 1.17 – impianti di trattamento, cap. 19 – massa volumica e volume specifico fra 0 °C e 100 °C, tab. 1.9 – proprietà fisiche, tab. 16.1 – trattamenti, § 19.7

– velocità consigliate e massime, tab. 16.3, tab. 16.4 – viscosità, tab. 1.13 Acustica tecnica, elementi di, cap. 7 – attenuazione del rumore, § 7.8 - attenuazione del rumore nei circuiti aeraulici, § 7.8.1 – coefficienti di assorbimento Sabine α per due frequenze, tab. 7.6 – classi di destinazione d’uso del territorio, tab. 7.10 – criteri di valutazione del rumore, § 7.5 - livello di pressione sonora ponderato A, § 7.5.1 – curve di ponderazione, § 7.3 – Decreto legislativo 195 (14.5.2006), § 7.7 – definizioni, § 7.1 – frequenze (Hz) caratteristiche delle bande di ottava e di 1/3 di ottava normalizzata, tab. 7.5 – isolamento acustico, § 7.10 - pareti semplici, § 7.10.1 - pareti doppie, § 7.10.2 – livelli di pressione sonora da non superare, tab. 7.22

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– misure di potenza sonora, § 7.4 – percezione dei suoni, § 7.2 – potenza sonora in alcune sorgenti, tab. 7.4 – potere fonoisolante di pareti semplici e doppie, tab. 7.22 – rumore esterno, § 7.6 – rumore delle centrali termiche, § 7.8.2 – rumore delle centrali frigorifere, § 7.8.3 – rumore delle torri di raffreddamento, § 7.8.4 – somma di livelli di potenza sonora, tab. 7.2 – supporti elastici, § 7.9 – valori indicativi dei livelli di riferimento, tab. 7.7 - dati pratici, § 7.5.4 - Noise Criterion (NC), § 7.5.2 - Room Criterion (RC), § 7.5.3 – valori limiti assoluti di immissione, tab. 7.11 – valori medi del livello di pressione sonora in alcuni ambienti e condizioni, tab. 7.3 – velocità del suono in diversi mezzi, tab. 7.1 Adduzione gas, § 21.6.3 Adiabatica, trasformazione, § 2.2.4 ADPI, metodo, § 14.2 Aerauliche, reti, cap. 13 Aeroporti, impianti per, cap. 35.12 Aerotermi, § 25.2.2 Alberghi, impianti per, § 35.5 Alimentazione combustibili liquidi, § 21.4 Ambienti a contaminazione controllata, § 28.12, tab. 28.8 Ammoniaca – effetti fisiologici sugli esseri umani, tab. 38.4 – fluido frigorigeno, § 38.2.4 – proprietà, tab. 38.5

Anemometri – a filo caldo, § 8.5.2 – a ventolina, § 8.5.1 Annubar, § 8.5 Apparecchi di illuminazione – potenza elettrica installata, tab. 32.15 Aria – composizione dell’aria secca, § 6.1.2 – fattori di conversione per altitudine e temperatura, tab. 13.4 – massa volumica dell’aria umida, tab. 13.1 – moto dell’aria nei condotti, § 13.1 – parametri di qualità accettabile dell’aria esterna, tab. 11.2 – portata d’aria esterna secondo ASHRAE Standard 62.1-2007, tab. 11.4 – proprietà termodinamiche dell’aria umida a saturazione, tab. 6.2 – qualità dell’aria indoor, § 11.1.1 – regolazione della portata, § 37.4.1 – temperatura media giornaliera dell’aria esterna, tab. 12.4, tab. 12.3 – trasformazioni dell’aria umida, § 6.1.7 – umidità, § 12.2, § 6.1.5 – velocità dell’aria e comfort, § 10.5 Assorbimento, macchine ad, § 38.4 Atmosfera standard, tab. 6.1 Attenuazione del rumore, § 7.8 Auditorium, impianti per, § 35.13 Autorità di una valvola di regolazione, § 16.5.1

B Bacharach, apparecchio, § 9.5.3 Banche, impianti per, § 35.3 Batterie di trattamento aria – calcolo potenzialità, § 36.1.1 – caratteristiche, § 34.2.1 – fattori di by-pass, fig. 36.11 – perdite di carico, tab. 13.5

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– sistemi di regolazione automatica, § 37.4.1 – verifica delle prestazioni, § 46.5.2 Beaufort, scala, tab. 12.12 Benessere termoigrometrico, cap. 10 – attività metabolica, § 10.1 – categorie dell’ambiente termico, § 10.5 – condizioni per il benessere, § 10.3 - nuova temperatura effettiva ET*, § 10.3.2 - temperatura effettiva ET, § 10.3.1 - temperatura operante, § 10.3 – criteri di valutazione del benessere, § 10.4 - elevata disuniformità della temperatura delle pareti dell’ambiente, § 10.4.5 - notevoli gradienti di temperatura dal pavimento al soffitto, § 10.4.3 - pavimento troppo caldo o troppo freddo, § 10.4.4 - percentuale prevista di insoddisfatti (PPD), § 10.4.2 - voto medio previsto (PMV), § 10.4.1 – dati di riferimento per la progettazione di impianti di climatizzazione, § 10.7 – influenza della velocità dell’aria sul comfort, § 10.8 – resistenza termica dell’abbigliamento (clo), § 10.2 – velocità dell’aria e comfort, § 10.6 Bernoulli, equazione generalizzata di, § 13.1 Biblioteche, impianti per, § 35.10.2 Bilanciamento, § 46.4 Biodiesel caratteristiche, tab. 9.10 Boyle-Mariotte, legge di, § 2.2.3 Bromuro di litio, § 38.4 Bruciatori – per combustibili gassosi, § 21.6.2 – per combustibili liquidi, § 21.6.1

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C Calcolo del fabbisogno termico, cap. 20 – calcolo della potenza termica, § 20.6 - fattore di esposizione, tab. 20.18 - fattore di riduzione bu per il calcolo delle dispersioni attraverso vani non riscaldati, tab. 20.19 - metodo dettagliato, caso base, § 20.6.1 - parametri e riferimenti normativi per la determinazione del coefficiente U, tab. 20.17 - temperatura esterna di progetto e temperatura esterna media annuale, tab. 20.15 - temperatura degli spazi riscaldati adiacenti, tab. 20.20 - temperature interne di progetto, tab. 20.16 – decreto legislativo n. 192, § 20.5 - ambito di intervento, § 20.5.2 - edifici pubblici ed assimilabili, commi 12 e 13, § 20.5.11 - metodi di calcolo impiegabili, comma 16, § 20.5.13 - nuova installazione o ristrutturazione totale impianto termico, comma 3, § 20.5.8 - nuovo indicatore di prestazione energetica, comma 1 dell’allegato I, § 20.5.5 - opere di predisposizione, comma 14, § 20.5.15 - prestazione energetica per edifici nuovi e ristrutturati con superficie utile maggiore di 1000 m2, verifica semplificata, comma 6, § 20.5.7 - prestazione energetica per edifici ristrutturati con superficie utile minore di 1000 m2 non E8, comma 2 dell’allegato I, § 20.5.6 - progettazione del solo edificio, § 20.5.14 - progettazione e verifiche del sistema

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edificio-impianto, § 20.5.4 - quadro temporale legislativo, § 20.5.1, tab. 20.3 - regime transitorio, § 20.5.3 - relazione tecnica, comma 15, § 20.5.12 - sostituzione del solo generatore termico, commi 4 e 5, § 20.5.9 - ulteriori dispositivi di regolazione, comma 11, § 20.5.10 - valori limite dell’indice di prestazione energetica: tab. 20.4, tab. 20.5, tab. 20.6, tab. 20.7, tab. 20.8, tab. 20.9 - valori limite della trasmittanza termica U dei vetri, tab. 20.14 - valori limite della trasmittanza termica U delle strutture verticali opache, tab. 20.10 - valori limite della trasmittanza termica U delle strutture orizzontali o inclinate, tab. 20.11 - valori limite della trasmittanza termica U dei pavimenti verso locali non riscaldati o verso l’esterno, tab. 20.12 - valori limite della trasmittanza termica U delle chiusure trasparenti comprensive degli infissi, tab. 20.13 – Direttiva sull’efficienza energetica degli edifici 2002/91/CE, § 20.2 - ambito di applicazione della Direttiva, § 20.2.2 - contenuti della Direttiva, § 20.2.3 - obiettivi, § 20.2.1 – DPR 412 del 26 agosto 1993, § 20.4 - classificazione degli edifici, § 20.4.2 - gradi-giorno dei Comuni capoluoghi di provincia, tab. 20.2 - limiti di esercizio degli impianti termici, § 20.4.4 - norme tecniche, tab. 20.1 - valori massimi della temperatura ambiente, § 20.4.3 - zone climatiche, § 20.4.1

– fabbisogno globale di energia primaria per il riscaldamento degli edifici, § 20.8 - procedura di calcolo, § 20.8.1 - tabella riepilogativa del regime transitorio per esercizio e manutenzione degli impianti termici, allegato I del D.Lgs. 192 e s.m.i., tab. 20.21 – Legge n.10 del 9 gennaio 1991, § 20.3 – requisiti e dimensionamento degli impianti termici, § 20.7 Calore, energia, lavoro – definizioni, § 1.2 Calore specifico o capacità termica massica, § 1.7 – a pressione costante per alcuni gas, tab. 2.2 – del vapore d’acqua a saturazione, tab. 1.12 – dell’acqua, tab. 1.11 – di sostanze liquide a 20 °C, tab. 1.11 – di sostanze solide a 20 °C, tab. 1.10 Cambiamenti di stato, § 1.10 – calore di fusione di alcune sostanze, tab. 1.19 – temperatura di fusione e solidificazione di alcune sostanze, tab. 1.18 Camini, § 21.7 Canali circolari, caratteristiche dimensionali, tab. 15.4 Canali in PP e PVC, tab. 15.13, tab. 15.14 Canali rettangolari, caratteristiche dimensionali, tab. 15.6 Capacità termica massica, § 1.7 Cappe di aspirazione, § 35.7.2 Carboni fossili, § 9.2 Carichi termici estivi, calcolo, cap. 32 – calcolo dei flussi istantanei di calore, § 32.3 - affollamento: calore ceduto dalle persone, tab. 32.13 - altezza solare e azimut, tab. 32.3 - fattori di ombreggiamento (SC) per

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diversi tipi di vetro con veneziane interne, tab. 32.11 - fattori solari e shading coefficient (SC) per vetro semplice, assorbente e vetro camera, tab. 32.4 - flussi di calore da sorgenti diverse, § 32.3.7 - flusso di calore attraverso le pareti esterne e il tetto, § 32.3.3 - flusso di calore attraverso le pareti interne, il soffitto e il pavimento, § 32.3.4 - flusso di calore per infiltrazione e ventilazione, § 32.3.6 - flusso termico istantaneo attraverso le finestre, § 32.3.2 - fonti di calore interno, § 32.3.5 - illuminazione: potenza elettrica installata, tab. 32.15 - macchine accoppiate a motori elettrici, potenza dissipata in ambiente, tab. 32.16 - movimento della terra intorno al sole, § 32.3.1 - protezioni dall’irraggiamento solare: schermi esterni e schermi interni, § 32.3.2 - radiazione solare, § 32.3.1 - radiazione solare massima estiva su superfici verticali, tab. 32.6 - radiazione solare massima estiva trasmessa (solar heat gain), tab. 32.7 - solar heat gain factors, tab. 32.5 - trasmissione attraverso le finestre, § 32.3.2 – calcolo dei flussi termici e del carico di raffreddamento, § 32.1 - space cooling load, § 32.1.2 - space heat gain, § 32.1.1 - space heat extraction rate, § 32.1.3 – calcolo del calore rimosso dall’impianto (heat extraction rate), § 32.5 – calcolo del carico termico (space cooling load), § 32.4 - metodo ASHRAE, § 32.4.2

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- metodo Carrier, § 32.4.1 - metodo rapido, § 32.4.3 – dati di riferimento e di funzionamento, § 32.2 – potenze dissipate, tabelle 32.17÷32.22 Carnot – ciclo inverso (frigorifero), § 38.1 Cassette per impianti di climatizzazione – descrizione, § 36.2.2 – impianti a doppio canale a portata costante, § 34.3.1 – impianti a doppio canale a portata variabile, § 34.3.1 – impianti a doppio condotto a portata variabile, § 34.3.1 – impianti monocondotto a portata variabile, § 34.3.1 – impianti particolari, § 34.4 Caveau, impianti per, § 35.3 Centrale frigorifera, § 36.3 – rumore, § 7.8.3 Centrali termiche, cap. 21 – apparecchi indicatori e di sicurezza, § 21.8 – bruciatori, § 21.6 - adduzione del gas, § 21.6.3 - per combustibili gassosi, § 21.6.2 - per combustibili liquidi, § 21.6.1 – camini, § 21.7 - canali da fumo, § 21.7.1 - dispositivi accessori, § 21.7.2 – deposito combustibili liquidi, § 21.3 – generatori di calore, § 21.1 - classificazione, § 21.1.1 * combustibile * fluido termovettore * materiale di costruzione * pressione nella camera di combustione * temperatura fumi – pompa anticondensa, § 21.1.2 – potenzialità della caldaia, § 21.1.2 – rendimento dei generatori, § 21.1.3 – sistema di alimentazione dei bruciatori di combustibile liquido, § 21.4

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- dispositivi di accensione e sicurezza, § 21.4.3 - dispositivi supplementari, § 21.4.1 - impianti elettrici, § 21.4.2 – sistema di regolazione automatica, § 37.4.2 – ubicazione e caratteristiche dei locali per generatori alimentati con combustibili gassosi, § 21.5 Centri commerciali, impianti per, § 35.9 Centri Elaborazione Dati (CED), impianti per, § 35.4 Centrifughi, compressori, § 38.3.6 Cinema, impianti per, § 35.13.13 Clausius – enunciato, § 21.1.6 Clima, vedi Dati climatici, cap. 12 Clo, definizione, § 10.2 Coanda, effetto – nei misuratori di portata fluidodinamici, § 8.6.5 – nella diffusione dell’aria, § 14.3 Coefficienti di trasmissione, § 4.5 Cogenerazione, impianti di, cap. 22 – analisi economica, § 22.4 – analisi tecnica, § 22.2 – confronto fra sistemi di cogenerazione, tab. 22.1 – ciclo combinato, § 22.14 – criteri di scelta, § 22.3 – motore alternativo, § 22.11 – normativa, § 22.6 – produzione di freddo abbinata alla cogenerazione, § 22.5 – tipi di impianti, § 22.1 – turbine a gas, § 22.12 – turbine a vapore, § 22.13 Colebrook, equazione di, § 16.1.1 Collaudo – degli impianti di condizionamento, § 46.10 – degli impianti di riscaldamento, § 46.9 – dei sistemi di regolazione automatica,

§ 46.11 Colpo d’ariete, § 16.1.1 Combustibili e combustione, cap. 9 – classificazione, tab. 9.1 – classificazione carboni fossili, tab. 9.7 – combustibili gassosi, § 9.4 - altri combustibili gassosi, § 9.4.3 - gas naturale, § 9.4.1, tab. 9.11 - gas di petrolio liquefatti (GPL), § 9.4.2 - principali caratteristiche dei GPL, tab. 9.12 – combustibili liquidi, § 9.3 - biodiesel, tab. 9.10 - caratteristiche di alcuni combustibili liquidi, tab. 9.8 - viscosità di alcuni combustibili liquidi, fig. 9.1 – combustibili solidi, § 9.2 - caratteristiche dei principali combustibili solidi, tab. 9.6 – limiti di impiego dei combustibili, § 9.6 – limiti di infiammabilità e temperature di ignizione, tab. 9.4 – poteri calorifici, § 9.1 – poteri calorifici di sostanze presenti nei combustibili, tab. 9.5 – prodotti della combustione, tab. 9.15 – reazioni di combustione, tab. 9.2 – temperature di preriscaldamento, tab. 9.9 Combustione, § 9.5 – analisi dei fumi, § 9.5.3 – combustione stechiometrica, prodotti della, tab. 9.3 – fattori convenzionali per la potenza del focolare, § 9.7 – obblighi di legge circa il rendimento di, § 9.5.5 – portate d’aria stechiometricamente necessarie, tab. 9.13 – prodotti della combustione, § 9.5.1 – rendimento di combustione, § 9.5.4

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– triangolo di combustione, fig. 9.6 – temperatura teorica di combustione, § 9.5.2 – temperature di combustione, tab. 9.16 – valori dei coefficienti per il calcolo della potenza dispersa, tab. 9.18 – valori dei principali parametri della, tab. 9.19 – valutazione dei risultati di un’analisi di combustione, tab. 9.20 Componenti impianti di climatizzazione, cap. 36 Compressori frigoriferi, § 38.3 Condensatori, cap. 40 – condensatori ad aria, § 40.2 - andamento delle temperature di condensazione, fig. 40.3 - caratteristiche costruttive, § 40.2.1 - installazione e manutenzione, § 40.2.3 - regolazione della pressione di condensazione, § 40.2.2 - temperatura di condensazione per diversi fluidi raffreddanti, tab. 40.3 – condensatori evaporativi, § 40.3 - caratteristiche funzionali, § 40.3.1 - installazione e manutenzione § 40.3.2 - temperature di condensazione per diverse temperature al bulbo umido, tab. 40.4 – condensatori raffreddati ad acqua, § 40.1 - diversi tipi di condensatori, § 40.1.2 * a fascio tubiero * a tubo-in-tubo * a spirale - perdita di carico lato acqua, § 40.1.1 – raffreddamento dei, § 36.3.1 Condizionamento estivo, cap. 32 Condizioni esterne estive di progetto, § 12.1.4, tab. 12.7

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Condotte per la distribuzione dell’aria, cap. 15 – accessori per il sistema di condotte, § 15.9 – canali in polipropilene e PVC, § 15.7 - caratteristiche dei canali rettangolari in PP e PVC, tab. 15.13 - caratteristiche dei canali circolari in PP e PVC, tab. 15.14 – canali in vista non coibentati, § 15.12 - differenze di temperature massime fra punto di rugiada ambiente e aria veicolata, tab. 15.20 – canali rettangolari a bassa velocità, in lamiera nera, § 15.6 - caratteristiche dei canali in lamiera nera, tab. 15.12 – caratteristiche dimensionali dei canali circolari, § 15.3.1, tab. 15.4 – caratteristiche dimensionali dei canali rettangolari, § 15.4, tab. 15.6 – classi di tenuta per canali circolari, tab. 15.15 – classi di tenuta per canali rettangolari, tab. 15.16 – condotte metalliche e raccordi a sezione circolare, § 15.3 - canali in vista non coibentati, § 15.12 - spessori isolanti anticondensa minimi per condotte, tab. 15.19 - valori minimi di isolamento per condotte in ambienti non riscaldati, tab. 15.17 - velocità di attraversamento nelle serrande, tab. 15.8 – condotte tessili, § 15.14 – condotti flessibili, § 15.8 – definizioni, § 15.2 * area della sezione trasversale, Ac * area della superficie laterale, Ai * diametro equivalente, de * diametro idraulico, dh * rapporto di forma, k – differenze di temperatura massime, fra

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punto di rugiada ambiente e aria veicolata, tab. 15.20 – dimensioni minime delle aperture su canali circolari, tab. 15.21 – dimensioni minime delle aperture su canali rettangolari, tab. 15.22 – isolamento termico delle condotte d’aria, § 15.11 - materiali, § 15.11.2 - norme di riferimento, § 15.11.1 - temperature superficiali minime per evitare condensazioni, § 15.11.3, tab. 15.18 – livelli di pulizia richiesti per la consegna, l’installazione e la protezione di una rete di condotte, § 15.13.3, tab. 15.23 – materiali, classificazioni, spessori, § 15.1 - classificazione dei condotti secondo pressione e velocità, tab. 15.1 - spessori dei condotti circolari e ovali, tab. 15.2 - spessori dei condotti rettangolari, tab. 15.3 – modalità costruttive, § 15.4.1 – posizionamento dei deflettori, tab. 15.7 – pulizia dei sistemi di distribuzione dell’aria, § 15.13 – raccordi e pezzi speciali, § 15.3.2 – staffaggio dei canali, § 15.5 - carichi massimi per singolo sostegno, tab. 15.10 - carichi massimi per supporti di canali circolari, tab. 15.11 - supporti per canali rettangolari, tab. 15.9 – resistenza e tenuta dei canali, § 15.10 Condotte tessili, § 15.14 Condotti flessibili, § 15.8 Conduttanza elettrica, definizione, § 1.2 Conduttività termica, § 4.2 – coefficienti di, tab. 4.1÷4.8 Conduzione termica, § 4.2

Contabilizzazione dell’energia, cap. 27 – caratteristiche dei misuratori di energia termica, § 27.2 – contabilizzazione del calore e ripartizione delle spese, § 27.1 – telegestione, § 27.3 Contatori di energia termica, § 27.1.1 Controlli automatici, cap. 37 Conversione – fattori di conversione fra le unità di misura, § 1.12, tab. 1.22 – tabelle di conversione, § 1.5, tab. 1.5 – tabelle per grandezze termotecniche, tab. 1.6 Convezione, § 4.3 – coefficienti di convezione, tab. 4.9 COP – definizione, § 2.1.10 – di compressori alternativi, tab. 38.6 – di una pompa di calore, cap. 24, § 24.3 Corpi scaldanti, § 25.2.1 Corrente elettrica – definizione, tab. 1.1 – misura, § 8.7.2 Correnti d’aria (draft), § 10.6 Corrosione, § 19.3

D Dalton, legge di, § 6.1.4 Darcy-Weisbach, formula di, § 13.1.3 Dati climatici, cap. 12 – condizioni esterne estive di progetto, tab. 12.7 – coordinate geografiche dei capoluoghi di provincia, tab. 12.2 – gradi-giorno, § 12.1.3 – pressione parziale media giornaliera del vapore d’acqua nell’aria, tab. 12.9 – radiazione solare, § 12.3 – simboli e unità di misura, tab. 12.1 – temperatura dell’aria, § 12.1 – temperature esterne minime di proget-

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to, tab. 12.5 – umidità dell’aria, § 12.2 – valori medi mensili della temperatura media giornaliera dell’aria esterna, tab. 12.4 – vento, § 12.4 Decibel, § 7.1 Degenze, impianti per, § 35.6 Densità, § 1.6 Deposito combustibili liquidi, § 21.3 Deumidificazione, cap. 31 – con batterie, § 31.2 - manutenzione delle batterie, § 31.2.1 – con lavatori d’aria, § 31.1 – deumidificazione chimica, § 31.3 - applicazione dei sistemi di deumidificazione, § 31.3.3 - metodi per la deumidificazione, § 31.3.1 - norme di corretto impiego, § 31.3.2 Diaframma calibrato, § 8.5.4 Diagramma di Glaser, cap. 5 Diagrammi psicrometrici, § 6.1.6 Diffusione dell’aria in ambiente, cap. 14 – apparecchi per la diffusione dell’aria, § 14.4 – criteri di comfort, § 14.2 – criteri di progettazione, § 14.3 – guida alla scelta dei diffusori, tab. 14.2 – guida alla scelta dei sistemi di diffusione con metodo ADPI, tab. 14.1 – metodi di distribuzione dell’aria, § 14.1 - sistemi a dislocamento, § 14.1.2 - sistemi a miscelazione, § 14.1.1 - sistemi a ventilazione localizzata, § 14.1.4 - sistemi a ventilazione unidirezionale, § 14.1.3 – velocità consigliate per le griglie di ripresa, tab. 14.3 – velocità massime di efflusso dell’aria dalle bocchette, tab. 14.4 Diffusione del vapor d’acqua, cap. 5

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– calcoli, § 5.3 – caratteristiche termoigrometriche di alcuni componenti delle strutture, tab. 5.2 – formazione di condensa nelle murature, § 5.1 – permeabilità al vapore dei materiali da costruzione, tab. 5.1 – prestazione igrometrica dei componenti e degli elementi per l’edilizia, § 5.2 – quantità limite di condensa ammissibile alla fine del periodo di condensazione, tab. 5.4 – verifica di Glaser, § 5.1 Dilatazioni e contrazioni, § 1.9 – coefficiente di dilatazione cubica di sostanze liquide, tab, 1.17 – coefficiente di dilatazione cubica di sostanze solide, tab. 1.16 – coefficiente di dilatazione lineare di sostanze solide, tab. 1.15 Doppio canale, sistema a, § 34.3 Doppio condotto, sistema a, § 34.3 Due tubi, impianto a, § 34.3

E Ebollizione, § 1.11 – calore di vaporizzazione di alcune sostanze, tab. 1.21 – temperatura di ebollizione di alcune sostanze, tab. 1.20 Edifici per lo spettacolo, impianti per, § 35.13 Efficienza di un recuperatore di calore, § 29.1 Energia solare, cap. 44 – collettori solari, § 44.3 - bilancio energetico del collettore solare, § 44.3.2 - collettori CPC, § 44.3.5 - collettori solari piani vetrati, § 44.3.3 - collettori solari sottovuoto, § 44.3.4

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- considerazioni generali, § 44.3.1 – legislazione, § 44.6 - normativa di riferimento, § 44.6.1 – metodologia di calcolo, § 44.5 - calcolo della riduzione del periodo di funzionamento dei riscaldatori ausiliari, § 44.5.7 - calcolo dell’energia prodotta dall’impianto di riscaldamento a energia solare, § 44.5.3 - consumo di energia elettrica dei componenti ausiliari di un impianto di riscaldamento a energia solare, § 44.5.4 - metodo A, § 44.5.1 - metodo B, § 44.5.2 - perdite, § 44.5.5 - perdite recuperabili, § 44.5.6 – sistemi di conversione dell’energia solare, § 44.2 – tipologie d’impianti solari, § 44.4 - impianti a circolazione forzata, § 44.4.1 - impianti a circolazione naturale, § 44.4.2 - impianti con collettore e accumulo separati, § 44.4.4 - impianti solari a circolazione naturale e impianti compatti per la produzione di ACS, § 44.4.3 Entalpia, definizione, § 2.1.3 Entropia, definizione, § 2.1.11 Evaporatori, cap. 39 – evaporatori per acqua, § 39.1 Exergia, § 2.1.12

F Fan system effect, § 13.2.9 Fabbisogno globale di energia primaria, § 20.8 Fattori di conversione fra le unità di misura, § 1.12, tab. 1.22 Fieristici (quartieri), impianti per, § 35.14

Filtrazione, cap. 28 – ambienti a contaminazione controllata: filtri per camere bianche, § 28.12 - norma UNI EN ISO 14644-1, § 28.12.1 - norma UNI EN ISO 14644-4, § 28.12.2 – aspetti energetici e ambientali di un filtro, § 28.14 – caratteristiche dei sistemi filtranti, § 28.2 – effetti del particolato fine sulla salute, § 28.1 – filtri a carbone attivo, § 28.10 – filtri a elevata efficienza HEPA e ULPA, § 28.6 - efficienza del media filtrante piano, § 28.6.1 - determinazione perdite locali del filtro, § 28.6.2 – filtri HEPA e ULPA, § 28.9 – filtri inerziali automatici, § 28.11 – filtri per polvere grossa, § 28.7 – filtri per polveri fini, § 28.8 – filtri per ventilazione generale, § 28.5 – metodi di prova dei filtri, § 28.4 – principi generali sulla filtrazione dell’aria, § 28.3 - filtri elettronici, § 28.3.2 - filtri meccanici, § 28.3.1 – problemi di installazione, § 28.15 – raccomandazioni sull’uso dei filtri: norma UNI EN 13779-2008, § 28.13 Finestre – fattori di ombreggiamento (SC) per veneziane interne, tab. 32.11 – fattori solari e shading coefficient per diversi tipi di vetro, tab. 32.4 – flusso termico istantaneo attraverso le, § 34.3.2 Fyrite-apparecchio, § 9.5.3 Flange tarate, § 8.5.4 Fluidi frigorigeni, § 38.2 Flusso luminoso, definizione, § 1.2 Fonometri, § 8.7.3 Forza

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– definizione, § 1.2 Fouling factor – per scambiatori a piastre, tab. 4.19 – per scambiatori a U, tab. 4.18 Frequenza – definizione, § 1.2 – di un suono, § 7.1 Frigorifera, centrale, § 36.3 – campi di impiego dei diversi refrigeratori, tab. 36.4 – centrale con recupero, § 36.3.2 – dimensioni minime, tab. 36.6 – locale macchine, § 36.3.4 – raffreddamento condensatori, § 36.3.1 – regolazione, § 36.3.3 – serbatoio inerziale, § 36.3 – sistemi di regolazione, § 36.4.3 Fumi, analisi dei, § 9.6.3

G Galleria commerciale (mall), impianti per, § 35.9.1 Gay-Lussac, legge di § 2.2.1 Gasolio, reti di distribuzione, § 21.3 Gas – calore specifico a pressione costante per alcuni gas, tab. 2.2 – costante dei gas, tab. 2.1 – gas naturale, § 9.4.1, tab. 9.11 – proprietà, § 2.2 – reti di distribuzione, § 16.3 Geotermia, cap. 43 – accettabilità ambientale della geotermia, § 43.4 – energia geotermica, § 43.1 – generazione di elettricità, § 43.2 – impianti di climatizzazione geotermici, § 43.7 – impianti geotermici a circuito chiuso, § 43.8 – prospettive future, § 43.6 – tecnologia ATES, § 43.9 - acqua di pozzo o di falda, § 43.9.1

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- trattamento dell’acqua di falda, § 43.9.2 – usi non elettrici dell’energia geotermica, § 43.3 – usi diretti del calore geotermico, § 43.5 Generatori di calore, § 21.1 Ghiaccio, accumulo, § 45.3 Glaser, diagramma di, § 5.1 Gradi-giorno – dei Comuni capoluoghi di provincia, § 20.4.1, tab. 20.2 – definizione, § 12.1.3 Grandezze fondamentali, unità di misura, cap. 1 – calore specifico o capacità termica massica, § 1.7 - calore specifico a 20 °C di alcune sostanze liquide, tab. 1.11 - calore specifico a 20 °C di alcune sostanze solide, tab. 1.10 - calore specifico dell’acqua (c⬘) e del vapor d’acqua a saturazione (c⬙), tab. 1.12 – dilatazioni e contrazioni, § 1.9 - calore di fusione di alcune sostanze, tab. 1.19 - coefficiente di dilatazione lineare α di sostanze solide, tab. 1.15 - coefficiente di dilatazione cubica γ di sostanze solide, tab. 1.16 - coefficiente di dilatazione cubica γ di sostanze liquide, tab. 1.17 - conversione delle scale di viscosità, tab. 1.14 - temperatura di fusione e solidificazione di alcune sostanze alla pressione standard, tab. 1.18 - viscosità dinamica di liquidi, tab. 1.13 – ebollizione, § 1.11 - temperatura di ebollizione di alcune sostanze alla pressione normale, tab. 1.20 - temperatura di vaporizzazione di

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alcune sostanze alla pressione normale, tab. 1.21 – fattori di conversione fra le unità di misura, § 1.12, tab. 1.22 – sistema internazionale SI, § 1.1 - unità fondamentali, tab. 1.1 – grandezze derivate e loro unità di misura, § 1.2 - unità derivate SI, tab. 1.2 - unità di misura accettate nell’uso col SI, tab. 1.3 - multipli e sottomultipli delle unità SI, tab. 1.4 – norme di scrittura del sistema internazionale, § 1.3 – simboli adottati, § 1.4 – tabelle di conversione, § 1.5 - unità del sistema internazionale SI e principali fattori di conversione, tab. 1.5 - grandezze utilizzate in termotecnica, tab. 1.6 – massa volumica, densità, § 1.6 - massa volumica a 20 °C di alcune sostante solide, tab. 1.7 - massa volumica a 20 °C di alcune sostante liquide, tab. 1.8 - massa volumica e volume specifico dell’acqua fra 0 e 100 °C, tab. 1.9 – viscosità § 1.8 Grandi magazzini, impianti per, § 35.9 Green project, cap. 42 – green-roof per il risparmio energetico, § 42.7 - benefici energetici, § 42.7.3 - caratteristiche costruttive, § 42.7.2 - introduzione, § 42.7.1 – fonti energetiche primarie, § 42.2 – introduzione, § 42.1 – involucro edilizio, § 42.5 – obiettivi della progettazione energeticamente orientata, § 42.3 – sistemi solari passivi: le serre, § 42.6 - analisi delle strategie di ventilazione, § 42.6.3

- criteri di ottimizzazione del controllo climatico della serra, § 42.6.2 - introduzione, § 42.6.1 – strategie per contenere i consumi energetici, § 42.4 - consiglio n. 1, preraffreddamento notturno, § 42.4.1 - consiglio n. 2, ventilazione naturale, § 42.4.2 - consiglio n. 3, efficienza delle macchine, § 42.4.3 - consiglio n. 4, recuperi di calore, § 42.4.4 - consiglio n. 5, recuperi di calore, § 42.4.5 - consiglio n. 6, distribuzione dell’aria in ambiente per dislocamento, § 42.4.6 - consiglio n. 7, Demand Ventilation Control (DVC), § 42.4.7 - consiglio n. 8, controllo della portata di aria esterna, § 42.4.8 Gruppi frigoriferi, cap. 38 – compressori, § 38.3 - compressori a pistone rotante, § 38.3.2 - compressori a vite, § 38.3.3 - compressori alternativi, § 38.3.1 - compressori centrifughi, § 38.3.6 - compressori orbitali, § 38.3.4 - sistemi di parzializzazione, § 38.3.5 – fluidi frigorigeni, § 38.2 - ammoniaca quale fluido frigorigeno, § 38.2.4 - buco dell’ozono ed effetto serra, § 38.2.1 - caratteristiche termodinamiche di alcuni fluidi frigorigeni, tab. 38.2 – fluidi frigorigeni sostitutivi, § 38.2.2 - proprietà termodinamiche dei principali fluidi frigorigeni, tab. 38.3 - sostituti dell’R-22, § 38.2.3 – macchine frigorifere a compressione di vapori, § 38.1 – macchine frigorifere ad assorbimento, § 38.4

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– valori dei COP per compressori alternativi, tab. 38.6 – verifica delle prestazioni, cap. 46 Gruppi trattamento aria, § 36.1

H Hotel, impianti per, § 35.5

I Illuminamento, definizione, § 1.2 Impianti di climatizzazione, classificazione, cap. 34 – impianti di condizionamento con apparecchi autonomi, § 34.5 – impianti di condizionamento particolari, § 34.4 – premessa, § 34.1 – principali apparecchiature, § 34.2 - gruppi di trattamento aria, § 34.2.1 - sistemi di adduzione e distribuzione dell’aria, § 34.2.2 - sistemi di produzione e distribuzione dell’energia, § 34.2.3 – sistemi di climatizzazione, § 34.3 - a tutta aria, § 34.3.1 * doppio canale a portata costante * doppio canale a portata variabile * doppio condotto (dual-conduit) * monocondotto a portata costante * monocondotto a portata variabile - misti aria-acqua, § 34.3.2 * con induttori * con pannelli radianti * con ventilconvettori * con travi fredde – a tutta acqua, § 34.3.3 * con pannelli * con ventilconvettori Impianti di climatizzazione, principali componenti, cap. 36 – accessori, § 36.1.4

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* separatori di gocce * trasmissione motore-ventilatore – centrale frigorifera, § 36.3 - campi di impiego dei diversi refrigeratori d’acqua, tab. 36.4 * serbatoio inerziale, tab. 36.5 - centrali con recupero di calore, § 36.3.2 - locali macchine, § 36.3.4 * dimensioni minime, tab. 36.6 * raffreddamento dei condensatori, § 36.3.1 - regolazione delle centrali frigorifere, § 36.3.3 – centrale termica, § 36.4 – pressione sonora e potenza sonora dei motori asincroni, tab. 36.3 – sezioni di trattamento termico, § 36.1.1 * calcolo delle potenzialità delle batterie – terminali degli impianti, § 36.2 - cassette, § 36.2.2 - ventilconvettori, § 36.2.1 – unità di trattamento aria, § 36.1 * portine di ispezione * sezione di miscela * sezione filtrante - motori elettrici, § 36.1.3, tab. 36.2 - sezione ventilante, § 36.1.2 - vita media attesa, § 36.5, tab. 36.7 Impianti di climatizzazione, tipologie, cap. 35 – aeroporti, § 35.12 – alberghi, § 35.5 - andamento dei carichi e centrale termofrigorifera, § 35.5.3 - dati di progetto, tab. 35.1 - impianti per le camere, § 35.5.1 - impianti per le parti comuni, § 35.5.2 – banche, § 35.3 – centri elaborazione dati (CED), § 35.4 - tipologie di impianti, § 35.4.1

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– edifici per lo spettacolo, § 35.13 - centrali frigotermiche, § 35.13.4 - cinema, § 35.13.13 - distribuzione dell’aria, § 35.13.2 - tipologie impiantistiche, § 35.13.1 – edifici per lo sport, § 35.11 - attività metabolica per diversi sport, § 35.8 - dati di riferimento per il progetto, § 35.9 - palestre e centri di fitness, § 35.11.2 - piscine coperte, § 35.11.1 * strutture murarie - temperature ottimali per gli spettatori, § 35.33 - temperature ottimali per gli atleti, § 35.34 – edifici scolastici, § 35.15 – laboratori, § 35.7 - cappe di aspirazione, § 35.7.2 - espulsione dell’aria, § 35.7.3 - impianti di climatizzazione, § 35.7.1 - impianti di condizionamento VAV, § 35.7.4 - problemi di inquinamento e pericolo d’incendio, § 35.7.5 – magazzini e centri commerciali, § 35.9 - centri commerciali, § 35.9.1 * centrali tecnologiche * depositi e ricevimento merci: ipermercato * impianti per boutique e negozi * impianti per la galleria commerciale * impianti per le aree di vendita: medie superfici e ipermercati * laboratori * servizi igienici - grandi magazzini, § 35.9.2 - negozi, § 35.9.3 – musei e biblioteche, § 35.10 - biblioteche, § 35.10.2 - musei, § 35.10.1 - valori consigliati per la conservazione dei beni artistici, tab. 35.6

– ospedali, § 35.6 - componenti degli impianti, § 35.6.8 - controllo della contaminazione, § 35.6.5 - criteri di progetto, § 35.6.11 - dati caratteristici per il progetto, § 35.6.10 - fonti di infezione, § 35.6.1 - gestione e manutenzione, § 35.6.14 - impianto di ventilazione e condizionamento a contaminazione controllata, § 35.6.3 - linee guida per la definizione degli standard di sicurezza e igiene ambientale delle sale operatorie, § 35.6.9 - parametri ambientali all’interno del blocco operatorio, § 35.6.6 - qualità dell’aria, § 35.6.2 - requisiti generali impiantistici, § 35.6.4 - requisiti igienico-ambientali, § 35.6.13 - sanificazione degli impianti di condizionamento, § 35.6.12 - schemi impiantistici, § 35.6.7 – quartieri fieristici, § 35.14 – ristoranti e cucine, § 35.8 - cucine, § 35.8.2 - ristoranti, § 35.8.1 Impianti di riscaldamento ad acqua, cap. 25 – sistemi di distribuzione dell’acqua, § 25.1 - circuiti a circolazione forzata o meccanica, § 25.1.2 - circuiti a circolazione naturale, § 25.1.1 - circuiti monotubo, § 25.1.3 - circuiti primario e secondario (impianti a zone), § 25.1.4 – terminali d’impianto, § 25.2 - corpi scaldanti statici, § 25.2.1 - corpi scaldanti ventilati, § 25.2.3 - descrizione dei corpi scaldanti, § 25.2.2

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- impianti a radiazione, § 25.2.5 - pannelli radianti a pavimento, § 25.2.6 - pannelli radianti a soffitto, § 25.2.8 - sistemi radianti ad attivazione termica della massa, § 25.2.7 - termostrisce, § 25.2.10 - termoventilatori, § 25.2.4 - travi fredde, § 25.2.9 – vaso di espansione, § 25.3 - vaso di espansione aperto, § 25.3.1 - vaso di espansione chiuso, § 25.3.2 Impianti di riscaldamento autonomi, cap. 26 – altri tipi di impianti, § 26.5 – apparecchi utilizzatori, § 26.1 - apparecchi di tipo A, § 26.1.1 – installazione, § 26.2 – tubazioni, § 26.4 - criteri generali di posa in opera delle tubazioni gas, § 26.4.4 - di acciaio, § 26.4.1 - di rame, 26.4.2 - di polietilene, § 26.4.3 – ventilazione e aerazione dei locali di installazione, § 26.3 - ventilazione naturale diretta, § 26.3.1 - ventilazione naturale indiretta, § 26.3.2 Impianti termici, requisiti e dimensionamento, § 20.7 Induzione, sistema a, § 34.3.2 Inquinamento – sorgenti di inquinamento indoor, § 11.1.4 * contaminanti microbiologici, § 11.1.4 * inquinamento indoor-outdoor, § 11.1.2 * inquinanti chimici, § 11.1.4, tab. 11.1 Intensità luminosa, definizione, § 1.1 Intensità sonora, § 7.1 Irraggiamento – trasmissione di calore per, § 4.4

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– valori di emissività per alcune sostanze, tab. 4.10 Isolamento – acustico, § 7.10 – dei canali, § 15.11 – delle tubazioni, § 17.7

K Kelvin – enunciato di Kelvin, § 2.1.6 – temperatura termodinamica, § 1.1

L Laboratori, impianti per, § 35.7 Langelier, indice di, § 19.6.1 Legionella, § 11.7 Livello di pressione sonora, § 7.5.1 Lunghezza – definizione, tab. 1.1 – d’onda, § 7.1 – equivalente, tab. 16.10

M Macchine termodinamiche, cap. 3 – macchine a combustione interna, § 3.2 – macchine a vapore, § 3.1 – turbine a gas, § 3.3 Magazzini, impianti per, § 35.9 Manometri, § 8.4 e successivi Manutenzione, § 11.8, § 35.6.14, § 31.2.1 Massa, definizione, tab. 1.1 Massa volumica, densità, § 1.6 – considerazioni sulla massa volumica dell’aria, § 13.1.6 – dell’acqua, tab. 16.1 – dell’aria, tab. 13.1 – dell’aria umida al variare dell’umidità, tab. 1.11 – di alcune sostanze liquide, tab. 1.8

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– di alcune sostanze solide, tab. 1.7 – massa volumica e volume specifico dell’acqua fra 0 °C e 100 °C, tab. 1.9 Met, definizione, § 10.1, tab. 10.2, tab. 10.3 Metrologia e strumenti di misura, cap. 8 – altri strumenti di misura, § 8.7 – introduzione, § 8.1 - classificazione degli errori di misura, § 8.1.1 - classificazione delle incertezze di misura, § 8.1.3 - schema base di un generico processo di misurazione, § 8.1.2 – misure di portata, § 8.6 - contatori di energia, § 8.7.5 - fonometri, § 8.7.3 - misuratore ad area variabile, § 8.6.2 - misuratore a turbina, § 8.6.4 - misuratore di flusso a pressione differenziale, § 8.6.1 - misuratore elettromagnetico, § 8.6.7 - misuratore volumetrico, § 8.6.3 - misuratori a tracciamento, § 8.6.6 - misuratori del numero di giri, § 8.7.1 - misuratori di portata massima, § 8.6.9 - misuratori fluidodinamici, § 8.6.5 - misuratori ultrasonici, § 8.6.8 - strumenti di registrazione, § 8.7.4 - strumenti per misure elettriche, § 8.7.2 – misure di pressione, § 8.4 - concetto di pressione, § 8.4.1 - micromanometri, § 8.4.3 - trasduttori di pressione di tipo manometrico, § 8.4.2 - trasduttori di pressione elettrici, § 8.4.6 - trasduttori di pressione meccanici, § 8.4.5 - trasduttori di pressione per fluidi in quiete, § 8.4.4 – misure di temperatura, § 8.2 - applicazioni, § 8.2.6

- cenni sulla termografia, § 8.2.7 - classificazione dei termometri, § 8.2.2 - termometria a radiazione: termometro monocromatico fotoelettrico, § 8.2.5 - termometria a resistenza, § 8.2.4 - termometria termoelettrica: termocoppie, § 8.2.3 - scale di temperatura internazionali, § 8.2.1 – misure di umidità, § 8.3 - igrometri a sali saturi, § 8.3.4 - igrometri diretti, § 8.3.1 - igrometri elettrolitici, § 8.3.5 - igrometri indiretti, § 8.3.2 – misure di velocità, § 8.5 - anemometro a filo caldo, § 8.5.2 - anemometro a ventolina, § 8.5.1 - circuiti idraulici, § 8.5.4 - tubo di Pitot, § 8.5.3 Misure – di energia, § 8.7.3 – di portata, § 8.6 – di pressione, § 8.4 – di rumore, § 8.7.3 – di temperatura, § 8.2 – di umidità, § 8.3 – di velocità, § 8.5 – grandezze elettriche, § 8.7.2 – numero di giri, § 8.7.1 Mollier – diagramma per il vapor d’acqua, fig. 2.13 – diagramma per l’aria umida, fig. 6.1 Moody, abaco di, fig. 13.3 Motori elettrici, § 36.1.3, tab. 36.2 Musei, impianti per, § 35.10.1

N NC-Curve, § 7.5, fig. 7.6 Negozi e boutique, impianti per, § 39.9.3

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O Orsat, apparecchio, § 9.5.3, fig. 9.2 Operatoria (area), impianti per, § 35.6.6, § 35.6.7 Ospedali, impianti per, § 35.6 Ozono, buco, § 38.2.1

P Palestre e centri di fitness, impianti per, § 35.11.2 Pannelli radianti, § 25.2.5, § 25.2.6, § 34.3.2. § 34.3.3 Parametri climatici, cap. 12 Perdite di carico – di batterie di scambio termico, tab. 13.5, fig. 13.13a e 13.13b – di componenti UTA, § 36.1 – distribuite nei condotti a sezione circolare, fig. 13.4 – localizzate, § 13.1.4 – nei condotti, § 13.1.2 – per attrito, § 13.1.3 Permeabilità, cap. 5 Permeanza, cap. 5 Peso, definizione, § 1.2 Piastre radianti, § 25.2.2 Pirometri, § 8.2.5 Piscine aperte, impianti per, § 35.11.1 Pitot, tubo, § 8.5.3 PMV, voto medio previsto, § 10.4.1 Pompa di calore, cap. 24 – considerazioni impiantistiche di carattere generale, § 24.6 – dimensionamento di un impianto di riscaldamento con pompe di calore, § 24.4 – funzionamento a carico parziale, § 24.3 – incentivi all’impiego delle pompe di calore, § 24.10 – pompe di calore, § 24.2 - ad alta temperatura per impianti di

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teleriscaldamento, § 24.5 - ad assorbimento, § 24.2.4 - a recupero totale, § 24.2.2 - elioassistite, § 24.2.3 - per il recupero di energia termica dal circuito di raffreddamento a bassa temperatura di motori primi e unità di generazione elettrica, § 24.9 - per produzione contemporanea di energia termica e frigorifera, § 24.7 - per produzione di vapore saturo a bassa pressione, § 24.8 – sorgenti fredde, § 24.1 Pompe, § 16.4 – campo d’impiego, § 16.4.2 – caratteristiche e forme costruttive, § 16.4.3 – classificazione, § 16.4.1 – collegamento della pompa al circuito, § 16.4.3 – curve caratteristiche, § 16.4.3 – funzionamento delle pompe centrifughe, § 16.4.3 – modifica della curva caratteristica della pompa a velocità costante, § 16.4.3 – pompe a velocità variabile, § 16.4.3 – pompe operanti in parallelo e in serie, § 16.4.3 – scelta delle pompe, § 16.4.3 Portata – misura nei canali, § 46.2.1 – misura su diffusori e griglie, § 46.2.2 – misuratore ad area variabile, § 8.6.2 – misuratore a turbina, § 8.6.4 – misuratore di flusso a pressione differenziale, § 8.6.1 – misuratore volumetrico, § 8.6.3 – misuratori a tracciamento, § 8.6.6 – misuratori di portata massica, termici e a effetto Coriolis, § 8.6.9 – misuratori elettromagnetici, § 8.6.7 – misuratori fluidodinamici, a generazione di vortici, a effetto Coanda, § 8.6.5

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– misuratori ultrasonici, § 8.6.8 – organi di regolazione della, § 13.4 – portata variabile, circuiti a, § 13.2.7 Potenza, definizione, § 1.2 Potenza sonora, § 7.1 – di alcune sorgenti, tab. 7.4 – misura, § 7.4 Potenza termica, calcolo, § 20.6 Potenziale elettrico, definizione, § 1.2 Poteri calorifici, § 9.1 – di alcune sostanze presenti nei combustibili, tab. 9.5 PPD, percentuale prevista di insoddisfatti, § 10.4, § 10.4.1 Precisione, cap. 8 Pressione – definizioni, § 1.2, § 8.4.1 – manometri tipo Bourdon, § 8.4.4, § 8.4.5 – manometro a U, § 8.4.2 – micromanometro, § 8.4.3 – misure di, § 8.4 – parziale media giornaliera del vapore d’acqua nell’aria, § 12.2.1 – pressione sonora in alcuni ambienti, tab. 7.3 – regolazione automatica, § 37.4.1 – sonora, § 7.1 – trasduttori di pressione elettrici, § 8.4.6 Prodotti della combustione, § 9.5.1 Psicrometria, cap. 6 – diagramma dell’aria umida, § 6.1 - caratteristiche del vapor d’acqua, § 6.1.3 - composizione dell’aria secca e dell’aria umida, § 6.1.2 - dalla teoria alla pratica, § 6.1.9 - dati dell’atmosfera standard per altitudini fino a 20.000 m, tab. 6.1 - definizioni, § 6.1.5 - diagrammi psicrometrici, § 6.1.6 - impianti di condizionamento, funzionamento alle condizioni di progetto, § 6.1.8 - impianti di condizionamento, fun-

zionamento in condizioni diverse da quelle di progetto, § 6.1.10 - la psicrometria, § 6.1.1 - legge di Dalton, § 6.1.4 - proprietà termodinamiche dell’aria umida a saturazione, tab. 6.2 - trasformazioni dell’aria umida, § 6.1.7 * miscela di due masse d’aria * preraffreddamento e successive deumidificazioni * primo caso: umidificazione a vapore * quarto caso: riscaldamento con umidificazione adiabatica * raffreddamento con deumidificazione * raffreddamento senza deumidificazione * riscaldamento sensibile * secondo caso: umidificazione a vapor d’acqua saturo a 100 °C * terzo caso: raffreddamento e umidificazione * umidificazione - valori numerici delle diverse grandezze in gioco, tab. 6.3 Pulizia sistemi distribuzione aria, § 15.13

Q Qualità dell’aria ambiente, cap. 11 – definizione del problema, § 11.1.3 – effetti sulla salute e sul comfort ambientale della IAQ, § 11.1.5 – impianti di ventilazione, § 11.6 - impianti di estrazione, § 11.6.2 - impianti di immissione, § 11.6.1 - impianti di immissione ed estrazione, § 11.6.3 – legionellosi, § 11.7 – manutenzione, § 11.8 – norma ASHRAE, § 11.2 - distanze minime da rispettare fra la presa di aria esterna e fonti di contaminanti, tab. 11.3

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- efficienza di distribuzione dell’aria EZ, tab. 11.5 - indoor air quality procedure, § 11.2.4 - qualità dell’aria esterna, § 11.2.1 - parametri di qualità accettabile dell’aria esterna, tab. 11.2 - portata di aria esterna per impianti di ospedali, case di cura ecc., § 11.2.3, tab. 11.6 - portate minime di aria esterna da immettere nella zona occupata, tab. 11.4 - Ventilation Rate Procedure, § 11.2.2 - normativa italiana, § 11.4 - classi di filtri e stadi di filtrazione richiesti per varie categorie di edifici, tab. 11.32 - correzione in funzione dell’altezza sul livello medio del mare, § 11.4.3 - filtrazione dell’aria, § 11.4.4 - filtrazione minima prevista, tab. 11.35 - indici di affollamento i (n persone/100 m2), tab. 11.29 - locali di pubblico spettacolo e di riunione, § 11.4.2 - movimento dell’aria, § 11.4.5 - portate di aria esterna e di estrazione, § 11.4.1 - portate di aria esterna e di estrazione in edifici a uso civile, tab. 11.28 - portate minime di aria esterna, tab. 11.34 - revisione della norma UNI 10339-95, § 11.4.6 - velocità dell’aria nel volume convenzionale occupato, tab. 11.33 – norme europee inerenti alla ventilazione degli edifici, § 11.3 - area di pavimento per persona, tab. 11.17 - categorie raccomandate per il progetto degli impianti meccanici di raffreddamento e riscaldamento, tab. 11.20

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- classificazione dell’aria estratta, tab. 11.9 - classificazione della qualità dell’aria esterna, tab. 11.12 - classificazione della qualità dell’aria interna (IDA), tab. 11.13 - descrizione e applicabilità delle diverse categorie, tab. 11.19 - dimensioni della zona occupata, tab. 11.8 - esempio di portate d’aria raccomandate (in edifici non residenziali) per tre categorie di inquinamento, tab. 11.25 - intervalli di temperature per i calcoli energetici in raffreddamento e in riscaldamento, tab. 11.22 - livelli di CO2 in ambiente, tab. 11.6 - livelli di illuminamento per alcuni edifici e spazi, tratti dalla norma EN 12464-1, tab. 11.27 - norme UNI EN, tab. 11.7 - portata di aria esterna o trasferita da ambienti circostanti per locali non abitabili, tab. 11.5 - portate d’aria di estrazione, tab. 11.10 - portate di aria esterna per diluire emissioni (bioeffluenti) dagli occupanti per le diverse categorie, tab. 11.23 - portate di aria esterna per diluire emissioni dall’edificio, tab. 11.24 - portate di aria esterna per persona, tab. 11.4 - possibili tipologie di controllo della qualità dell’aria interna (IDA-C), tab. 11.18 - riutilizzo dell’aria estratta, tab. 11.11 - valori della temperatura interna per la progettazione degli edifici e degli impianti HVAC, tab. 11.21 - valori raccomandati di umidità relativa, tab. 11.26 – prescrizioni relative ai requisiti igienici degli impianti di climatizzazione, § 11.5 – principali inquinanti, tab. 11.1

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– qualità dell’aria indoor, § 11.1.1 – relazione inquinamento indoor-outdoor, § 11.1.2 – sorgenti di inquinamento indoor, § 11.1.4 Quantità di sostanza, definizione, tab. 1.1 Quattro tubi, impianti a, § 34.3.2

R Radiatori, § 25.2.2 Radiazione solare, § 12.3, § 32.3.1, tab. 32.1 – massima attraverso superfici verticali, tab. 32.6 – massima estiva trasmessa attraverso vetro semplice, tab. 32.7 – solar heat gain factor, tab. 32.5 Rame, tubazioni, § 17.2 Rangeability, § 16.5.1 RC, curve, § 7.5.3, fig. 8.7.7 Recupero di calore, cap. 29 – aspetti tecnici, § 29.1 * applicazioni dei recuperatori ariaaria, § 29.1.1 * legge 10/91 e recupero di calore, § 29.1.2 – confronto fra i diversi sistemi ariaaria di recupero del calore, tab. 29.1 – considerazioni economiche, § 29.3 – sistemi e componenti, § 29.2 - recuperatore a piastre fisse, § 29.2.1 - recuperatore a tubi di calore, § 29.2.3 - recuperatore rotativo, § 29.2.2 - recupero con batterie accoppiate, § 29.2.4 - recupero con batterie accoppiate e fluido bifase, § 29.2.6 - recupero con torri entalpiche accoppiate, § 29.2.5 – sistemi di risparmio energetico, § 29.2.7 – verifica delle prestazioni, § 46.11

Refrigeratori, gruppi – verifica delle prestazioni, § 46.5.8 Regolazione automatica, sistemi, cap. 37 – collaudo, § 46.11 – componenti del sistema, § 37.3 – schemi di regolazione, § 37.4 - schemi di base, § 37.4.1 * aria esterna * batterie di raffreddamento * batterie di riscaldamento * pressione * temperatura ambiente * umidificazione * ventilatori - sistemi di regolazione per impianti di climatizzazione, § 37.4.3 * centrale frigorifera * centrale termica * impianti misti aria-acqua * sistemi a tutta aria * torri di raffreddamento - sistemi di regolazione per impianti di riscaldamento, § 37.4.2 * impianti ad aria calda * impianti con corpi scaldanti statici – scopi, § 37.1 – sistemi di regolazione automatica, § 37.2 * flottante * proporzionale (P) * proporzionale-integrale (P + I) * proporzionale-integrale e derivativo (P + I + D) * tutto o niente, a due posizioni – sistemi integrati di supervisione e controllo, § 37.5 - architettura di sistema, § 37.5.1 - interfaccia utente-grafica, § 37.5.4 - livello di automazione, § 37.5.2 - livello di gestione, § 37.5.3 - scopi del sistema, § 37.5.5 Reynolds, numero di, § 13.1.1 Rendimento – di combustione, § 9.5.5

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– dei generatori, § 21.1.3 – globale medio stagionale dell’impianto termico, § 20.5.5, § 20.5.8, § 20.7 Reparti ospedalieri, impianti per, § 35.6 Resa termica, § 25.2.1 Residenze, impianti per, § 35.1 Resistenza elettrica, definizione, § 2.1 Resistenza termica dell’abbigliamento, § 10.2 Reti aerauliche, cap. 13 – moto dell’aria nei condotti, § 13.1 - curve caratteristiche di un sistema aeraulico, § 13.1.7 - interazione fra i diversi elementi di un circuito, § 13.1.5 - moto laminare e moto turbolento, § 13.1.1 - perdite di carico localizzate, § 13.1.4 - perdite di carico nei condotti, § 13.1.2 - perdite di carico per attrito, § 13.1.3 - organi per la regolazione della portata, § 13.4 - cassette VAV, § 13.4.5 - lamiere forate, § 13.4.2 - regolatori volumetrici, § 13.4.4 - serrande, § 13.4.1 - serrande autoazionate, § 13.4.3 – progettazione e calcolo delle canalizzazioni, § 13.3 - calcolo dei canali, § 13.3.1 - circuiti a portata variabile, § 13.2.7 - classificazione delle reti aerauliche in funzione della velocità dell’aria, § 13.3.3 - classificazione in funzione della pressione, § 13.3.4 - fan system effect, § 13.2.9 - funzionamento in parallelo e in serie, § 13.2.12 - influenza di condotti a valle, § 13.2.10

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- influenza di condotti sull’aspirazione, § 13.2.11 - procedura per la progettazione, § 13.3.2 Reti di distribuzione fluidi, cap. 16 – perdite di carico in tubazioni, figure 16.1a ÷ 16.3 – pompe, § 16.4 – proprietà fisiche dell’acqua, tab. 16.1 – reti di distribuzione dell’acqua, § 16.1 - curve caratteristiche di un circuito idraulico, § 16.1.3 - perdite di carico localizzate, § 16.1.2 - perdite di carico nelle tubazioni, § 16.1.1 – reti di distribuzione gas, § 16.2 – reti di distribuzione gasolio, § 16.3 – scabrezza assoluta dei tubi, tab. 16.2 – valvole, § 16.5 Riscaldamento ad acqua, impianti, cap. 25 - circuiti a circolazione forzata o meccanica, § 25.2 - circuiti a circolazione naturale, § 25.1.1 - circuiti primario e secondario (impianti a zone), § 25.1.4 - circuito monotubo, § 25.1.3 - sistemi di distribuzione dell’acqua, § 25.1 Ristoranti e cucine, impianti per, § 35.8 Ryznar, indice, § 19.6.2 Rugosità (scabrezza), § 13.1.3 – scabrezza assoluta per alcuni tubi, tab. 16.2 – valori di rugosità assoluta per alcuni materiali, tab. 13.2 – valori di rugosità assoluta per alcuni condotti, tab. 13.3 R-22, sostituti, § 38.2.3 Rumore, § 7.1 – fonometri, § 8.7.3

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S Scabrezza, vedi Rugosità Scambiatori di calore, § 4.10 – a piastre, § 4.10.3 – a tubi coassiali, § 4.10.1 – a U, § 4.10.2 – verifica delle prestazioni, § 46.5.7 Scolastici (edifici), impianti per, § 35.15 Sensori per misure di umidità, § 8.3 Separatori di gocce, § 36.1.4 Serra, effetto, § 38.2.1 Serrande di taratura e regolazione, § 13.4.1 – serrande a iride, § 15.9 – serrande tagliafuoco, § 15.9 Sezione di umidificazione, § 34.2.1 Sezione filtrante, § 34.2.1, § 32.1, § 46.5.3 Sezione ventilante, § 36.1.2 Shading coefficient (SC), coefficiente di ombreggiamento, § 32.3.2, tab. 32.4, tab. 32.11 Simboli, § 1.4 Sistema Internazionale (SI), § 1.1 – fattori di conversione, § 1.12 e tab. 1.22 – grandezze derivate, § 1.2 – grandezze utilizzate in termotecnica, tab. 1.6 – multipli e sottomultipli delle unità SI, tab. 1.4 – norme di scrittura, § 1.3 – simboli adottati, § 1.4 – tabelle di conversione, § 1.5 e tab. 1.5 – unità derivate SI, tab. 1.2 – unità di misura accettate nell’uso col SI, tab. 1.3 – unità fondamentali, tab. 1.1 – vedi Grandezze fondamentali, unità di misura Sistemi di alimentazione combustibili liquidi, § 21.4 Sistemi di climatizzazione, § 34.3 – impianti a tutta acqua, § 34.3.3

– sistemi a tutta aria, § 34.3.1 – impianti misti aria-acqua, § 34.3.2 Sistemi di distribuzione dell’acqua, § 25.1 – circolazione forzata, § 25.1.2 – circolazione naturale, § 25.1.1 – monotubo, § 25.1.3 – primario e secondario, § 25.1.4 Spettacolo (edifici), impianti per, § 35.13 Sport (edifici), impianti per, § 35.11 Staffaggio – canali, § 15.5 – tubazioni, § 17.5, tab. 17.10 Stima del fabbisogno energetico per raffrescamento estivo, cap. 33 – normativa europea, § 33.1 - calcolo, § 33.1.3 - calcolo dell’energia primaria per la climatizzazione estiva, § 33.1.5 - prestazione delle macchine frigorifere ai carichi parziali, § 33.1.4 - proposta di norma sulla climatizzazione, § 33.1.1 - riferimenti normativi, § 33.1.2 Strumenti di misura, cap. 8 Supporti elastici, § 7.9

T Taratura, bilanciamento e collaudo degli impianti di climatizzazione, cap. 46 – bilanciamento, § 46.4 - bilanciamento dei circuiti aeraulici, § 46.4.1 - bilanciamento dei circuiti idrici, § 46.4.2 – collaudo, § 46.6 - fase preliminare, § 46.6.1 - verifiche funzionali degli impianti, § 46.6.2 – collaudo degli impianti di condizionamento, § 46.10

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– collaudo degli impianti di riscaldamento, § 46.9 – collaudo dei sistemi di regolazione automatica, § 46.11 - sistemi integrativi di supervisione e controllo, § 46.11.1 – misura delle portate d’aria, § 46.2 - misura delle portate nei canali, § 46.2.1 - misura delle portate su diffusori e griglie, § 46.2.2 – misura delle portate nei circuiti idrici, § 46.3 - strumenti di misura, § 46.3.1 – misura delle principali grandezze che hanno influenza sul benessere fisiologico delle persone, § 46.7 - misura della temperatura dell’aria, § 46.7.1 - misura della velocità dell’aria interna, § 46.7.3 - misura dell’umidità relativa, § 46.7.2 – verifica del comfort globale, § 46.8 – verifica delle prestazioni delle principali apparecchiature, § 46.5 - batterie di scambio termico, § 46.5.2 - generatori di calore, § 46.5.10 - gruppi refrigeratori dell’acqua e dell’aria, § 46.5.8 - recuperatori di calore, § 46.5.4 - scambiatori di calore acqua/acqua, § 46.5.7 - sezione filtrante, § 46.5.1 - sezione di umidificazione, § 46.5.3 - torri evaporative, § 46.5.9 - ventilatori, § 46.5.5 - ventilconvettori, § 46.5.6 – verifiche e prove preliminari, § 46.1 - prova idraulica delle tubazioni, § 46.1.1 - prove di circolazione, § 46.1.3 - tenuta dei canali, § 46.1.2 Teleriscaldamento, cap. 23 – configurazione della rete, § 23.6

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– dimensionamento idraulico della rete, § 23.3.5 – fattibilità, § 23.3 – fluidi termovettori, § 23.5 – regolazione della rete, § 23.8 – sottocentrali d’utenza, § 23.7 – tipologie impiantistiche, § 23.1 – vantaggi, § 23.2 Temperatura – dell’aria, § 12.1 – esterna minima di progetto, § 12.1.2, tab. 12.5 – media giornaliera dell’aria esterna, tab. 12.4 – misure di, § 46.7.1 – nuova temperatura effettiva, § 10.3.2 – operante, § 10.3.3 – profili di temperatura, § 4.2.1 – regolazione, § 37.4.1 – scala, § 1.1 – sole-aria, tab. 32.12 – termodinamica, tab. 1.1 Tempo, tab. 1.1 – definizione, § 1.2 Tenuta dei canali, § 15.10 Termica, centrale, cap. 21, § 36.4 Terminali di impianti di climatizzazione, § 32.2 – cassette, § 32.2.2 – ventilconvettori, § 32.2.1 Terminali di impianti di riscaldamento, § 25.2 – corpi scaldanti statici, § 25.2.1, § 25.2.2 – corpi scaldanti ventilati, § 25.2.3 – impianti a radiazione, § 25.2.5 – pannelli radianti a pavimento, § 25.2.6 – pannelli radianti a soffitto, § 25.2.8 – sistemi radianti ad attivazione termica della massa, § 25.2.7 – termostrisce, § 25.2.10 – termoventilatori, § 25.2.4 – travi fredde, § 25.2.9 Termoconvettori, § 25.2.2 Termodinamica, cap. 2 – principi della termodinamica, § 2.1

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- approccio macroscopico, § 2.1.2 - definizioni, § 2.1.4 - energia, entropia, § 2.1.6 - entropia, § 2.1.11 - equilibrio termodinamico, equazione di stato, § 2.1.3 - exergia, 2.1.12 - premessa, § 2.1.1 - primo principio della termodinamica, 2.1.8 - temperatura, § 2.1.5 - trasformazioni, calore, lavoro, § 2.1.7 - trasformazioni termodinamiche, § 2.1.9 - secondo principio della termodinamica, § 2.1.10 – proprietà dei gas, § 2.2 - pressione costante: trasformazione isobara, § 2.2.1 - temperatura costante: trasformazione isoterma, § 2.2.3 - trasformazione adiabatica, § 2.2.4 - volume costante: trasformazione isocora, § 2.2.2 – vapori saturi, § 2.3 - diagrammi termodinamici, § 2.3.1 - vapor d’acqua, § 2.3.2 Termometri, cap. 8 Torri di raffreddamento, cap. 41 – free-cooling, § 41.5 – installazione e manutenzione, § 41.6 – materiali impiegati, § 41.3 – principio di funzionamento, § 41.1 – rumore, § 7.8.4 – sistemi di regolazione, § 41.4 – tipologie, § 41.2 – trattamento dell’acqua, cap. 19 – verifica delle prestazioni, § 46.5.9 Trasformazioni dell’aria umida, § 6.1.7 Trasmissione del calore, cap. 4 – conduzione, § 4.2 - conduttività di alcuni elementi chimici, tab. 4.2

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–

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- conduttività per alcune sostanze solide, tab. 4.4 - conduttività per alcuni gas, tab. 4.6 - conduttività per alcuni liquidi, tab. 4.5 - conduttività termica dei materiali da costruzione, tab. 4.7 - conduttività termica λ per alcune categorie di materiali, tab. 4.1 - conduttività termica λ per altri materiali impiegati nelle costruzioni, tab. 4.8 - profili di temperatura, § 4.2.1 - valori di λ per alcune leghe, tab. 4.3 convezione, § 4.3 - coefficienti di convezione relativi ad alcuni processi, tab. 4.9 irraggiamento, § 4.4 - valori di emissività per alcune sostanze, tab. 4.10 isolamento termico, § 4.6 - grandezze fisiche e definizioni secondo la norma UNI EN ISO 7345, tab. 4.11 - prestazioni energetiche degli edifici secondo la norma UNI EN ISO 7345, tab. 4.12 premessa, § 4.1 prestazione termica degli edifici, § 4.9 - coefficiente di perdita di calore per trasmissione, § 4.9.1 - coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso spazi non riscaldati, § 4.9.3 - coefficiente di perdita di calore per trasmissione attraverso il terreno, § 4.9.4 - ricambi d’aria degli spazi non riscaldati, § 4.9.5 - tasso di ventilazione convenzionale tra lo spazio non riscaldato e l’ambiente esterno, tab. 4.16 - temperatura in ambiente non riscaldato, § 4.9.6

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- trasmissione diretta verso l’esterno, § 4.9.2 – ponti termici in edilizia, § 4.8 - riferimenti normativi, § 4.8.2 - scopo e campo di applicazione, § 4.8.1 – resistenza termica, § 4.7 - caratteristiche del tetto, tab. 4.15 - resistenza termica di ambienti non riscaldati, § 4.7.4 - resistenza termica di intercapedini d’aria, § 4.7.3 - resistenza termica di intercapedini d’aria non ventilate, tab. 4.14 - resistenza termica di strati omogenei, § 4.7.1 - resistenza termica superficiale, § 4.7.2 - resistenza termica totale, § 4.7.5 - resistenze termiche superficiali, tab. 4.13 - trasmittanza termica, § 4.7.6 – resistenze termiche di sporcamento, tab. 4.18 – resistenze di sporcamento per scambiatori a piastre, tab. 4.19 - tubi alettati, § 4.10.4 – scambiatori di calore, § 4.10 - scambiatori a tubi coassiali, § 4.10.1 - scambiatori di calore a U, § 4.10.2 – trasmissione globale di calore, § 4.5 – valori orientativi del coefficiente di scambio K, tab. 4.17 - scambiatori a piastre, § 10.4.3 Trasmissione per grado, § 24.3.2 Trattamento dell’acqua, impianti, cap. 19 – capacità incrostanti e corrosive dell’acqua, tab. 19.3 – caratteristiche chimico-fisiche dell’acqua, § 19.1 – caratteristiche dell’acqua negli impianti termici, § 19.8 - impianti con caldaie a vapore a bassa pressione, § 19.8.2

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- impianti di riscaldamento ad acqua calda, § 19.8.1 - circuiti con acqua surriscaldata fino a 180 °C, § 19.8.3 – caratteristiche e trattamento delle acque dei circuiti di raffreddamento e di umidificazione, § 19.9 - circuito di raffreddamento con parziale recupero, § 19.9.1 - classificazione delle acque, tab. 19.2 - sistema di umidificazione adiabatica, § 19.9.2 – corrosioni, § 19.3 – criteri di valutazione delle caratteristiche dell’acqua, § 19.6 - indice di Langelier, § 19.6.1 - indice di Ryznar, § 19.6.2 – depositi, § 19.4 – equivalenza, tab. 19.1 – formazioni biologiche, § 19.5 – incrostazioni, § 19.2 – trattamenti dell’acqua, § 19.7 - trattamenti chimici, § 19.7.2 - trattamenti fisici e chimico-fisici, § 19.7.1 Travi fredde, § 25.2.9 Tubazioni per impianti termici, cap. 17 – colori distintivi delle tubazioni, § 17.18 - norma UNI, tab. 17.15, tab. 17.16 – diagramma dell’allungamento delle tubazioni, fig. 17.3 – dilatazioni delle tubazioni, § 17.6 - compensatori di dilatazione assiali, angolari, a snodo cardanico, sferici, § 17.6.2 - compensazioni delle dilatazioni, § 17.6.1 - rulli e guide, § 17.6.3 – in acciaio, § 17.1 – in materiale plastico, § 17.3 – in rame, § 17.2 - dimensioni tubi rame, tab. 17.8 – isolamento termico, § 17.7 – posa delle tubazioni, § 17.4

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– pressione nominale, tab. 17.5 - spessori, § 17.1.1 – proprietà meccaniche, tab. 17.6 – protezione dal gelo, § 17.10 – spessore delle coppelle di polistirolo per coibentazione tubi acqua refrigerata, tab. 17.14 – spessore di isolante, tab. 17.13 – supporti delle tubazioni, § 17.5 – tubazioni preisolate, § 17.9 - dilatazioni, § 17.9.6 - dimensionamento, § 17.9.3 - in acciaio nero, § 17.9.1 - isolamenti, § 17.9.2 - posa in opera, § 17.9.5 - sistemi di protezione, § 17.9.7 - valvolame, § 17.9.4 – tubi di acciaio UNI EN 10216-1, tab. 17.4 – tubi di acciaio UNI EN 10220, tab. 17.2, tab. 17.3 – tubi di acciaio UNI EN 10255-2007, tab. 17.1 Tubi alettati, § 25.2.2 Turbine – a gas, § 3.3 – a vapore, § 3.1

U Uffici, impianti per, § 35.3 Umidificatori – a ultrasuoni, § 30.3.5 – con aria compressa, § 30.3.6 – con iniezione diretta di vapore, § 30.3.4 – con pacco evaporante, § 30.3.2 – con vapore prodotto localmente, § 30.3.3 – verifica delle prestazioni, § 46.5.3 Umidificazione, cap. 30 – considerazioni energetiche, § 30.2 – lavatori d’aria, § 30.3.1 - efficienze di saturazione, tab. 30.4 – problemi igienico-sanitari, § 30.4

- sistemi di controllo, § 30.3.8 – sistemi e componenti, § 30.3 – umidificatori a iniezione diretta di vapore, § 30.3.4 – umidificatori a ultrasuoni, § 30.3.5 – umidificatori con acqua ad alta pressione, § 30.3.7 – umidificatori con aria compressa, § 30.3.6 – umidificatori con pacco evaporante, § 30.3.2 – umidificatori con vapore prodotto localmente, § 30.3.3 – umidità e benessere, § 30.1 Umidità, cap. 8 Unità derivate, § 1.2 Unità di misura, § 1.1 e seguenti Unità di trattamento aria, § 36.1, § 34.2.1

V Valvolame per impianti termici, cap. 18 – valvole a comando manuale, § 18.1 - materiali impiegati, § 18.3 - raccoglitori di impurità, § 18.1.11 - rubinetteria in bronzo, § 18.1.8 - rubinetteria in ottone, § 18.1.9 - rubinetti a maschio, § 18.1.7 - saracinesche, § 18.1.6 - valvole a farfalla, § 18.1.3 - valvole a sfera, § 18.1.4 - valvole a tappo, § 18.1.1 - valvole automatiche, § 18.2 - valvole di riduzione della pressione, § 18.1.10 - valvole di ritegno, § 18.1.2 - valvole di sicurezza, § 18.1.5 - valvole di taratura e bilanciamento, § 18.1.12 Valvole, § 16.5 – autorità di una valvola di regolazione, § 16.5.1 – rangeability, § 16.5.1

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– valvole di regolazione, § 16.5.1 Vapore d’acqua, § 2.3.2 – calore specifico a saturazione (c⬙), § 2.4.3 – caratteristiche: volume specifico, calore specifico, entalpia specifica, § 2.4.3 – diagramma di Mollier, fig. 2.13 – diffusione del, cap. 5 – proprietà termodinamiche dell’acqua liquida e del vapor d’acqua a saturazione, tab. 2.4 – macchine a, § 3.1 Vapori saturi, definizione, § 2.3 Vaso di espansione, § 25.3 – vaso aperto, § 25.3.1 – vaso chiuso, § 25.3.2 Velocità dell’aria, cap. 8 – comfort, § 10.6 – massime ai fini del rumore, tab. 7.20, tab. 7.21 – raccomandate, tab. 13.3, tab. 13.7, tab. 13.8 Velocità, misure, cap. 8 – in ambiente, § 46.7.3 Ventilatori, § 13.2 - altri tipi di ventilatori, § 13.2.6 - circuiti a portata variabile, § 13.2.7 - curve caratteristiche dei ventilatori, § 13.2.2 - fan system effect, § 13.2.9 - funzionamento in parallelo e in serie, § 13.2.12 - influenza di condotti a valle, § 13.2.10 - influenza di condotti sull’aspirazione, § 13.2.11 - leggi dei ventilatori, § 13.2.3 - metodologie per la regolazione della velocità, § 13.2.8 - pressione dei ventilatori e diagrammi, § 13.2.1 - ventilatori assiali, § 13.2.5 - ventilatori centrifughi, § 13.2.4 Ventilazione – classe di filtri e stadi di filtrazione,

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tab. 11.32 – classificazione dell’aria esterna, tab. 11.12 – efficienza di distribuzione dell’aria, tab. 11.5 – filtrazione dell’aria, § 11.4.4, tab. 11.35 – indoor air quality procedure, § 11.2.4 – legionellosi, § 11.7 – livelli di CO2 in ambiente, tab. 11.16 – manutenzione, § 11.8 – movimento dell’aria, § 11.4. 5, tab. 11.33 – norma ASHRAE, § 11.2 – normativa italiana, § 11.4 – norme europee, § 11.3 – norme europee inerenti alla ventilazione degli edifici, § 11.3 – portata di aria esterna per impianti ospedali e case di cura, § 11.2.3, tab. 11.6 – portate d’aria di estrazione, tab. 11.10 – portate d’aria esterna e di estrazione, tab. 11.28 – portate di aria esterna per diluire emissioni dagli occupanti, tab. 11.23 – portate di aria esterna per diluire emissioni dall’edificio, tab. 11.14 – portate di aria esterna per persona, tab. 11.14 – portate di aria esterna secondo ASHRAE Standard 62-1-2007, tab. 11.4 – portate di aria raccomandate per tre categorie di inquinamento, tab. 11.25 – portate minime di aria esterna (revisione norma UNI 10339), tab. 11.34 – principali inquinanti, tab. 11.1 – qualità dell’aria ambiente, cap. 11 – qualità dell’aria esterna, § 11.2.1, tab. 11.2 – qualità dell’ aria indoor, § 11.1.1 – sorgenti di inquinamento, § 11.1.4 Ventilconvettori, § 25.2.2 – impianti con, § 34.3.2, § 34.3.3 – scelta, § 36.2.1

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– sistemi di regolazione automatica, § 37.4.3 – verifica delle prestazioni, § 46.5.6 Vento, § 12.4 Venturi, tubo, cap. 8 Viscosità – conversione delle scale, tab. 1.14 – dell’acqua, tab. 16.1 – dell’aria, cap.13 – viscosità cinematica, § 1.8

– viscosità di alcuni combustibili liquidi in funzione della temperatura, fig. 9.1 – viscosità dinamica, § 1.8 – viscosità dinamica di liquidi, tab. 1.13 Voto medio previsto PMV, § 10.4.1

W Wilson, griglia di, cap. 8