La rivista PEr i ProfEssionisti DEGLi iMPianti HvaC&r

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POSTE ITALIANE SPA – POSTA TArgET mAgAzINE - LO/CONV/020/2010.

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ambiente#17ISSN:2038-2723

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ANNO 3 - novembre/dicembre 2012

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PoSition PaPer aicarr SUlla Sanitàrefrigeranti Sintetici e natUrali, PRESTAZIONI A CONFRONTOcliMatiZZaZione SoSteniBile, L’IMPORTANZA DEL FREE-COOLINGF-GAS, nUoVo regolaMento Dall’UeCASE STUDY Portata VariaBile al circUito PriMarioScaMBiatori alettati con BaSSa carica Di refrigeranteraffreDDaMento eVaPoratiVo

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“Inutile illudersi: il costo dell’energia è destinato a salire. Per coloro cui sta a cuore l’ambiente, è un bene: più l’energia costa, meno la si spreca. Sebbene apparentemente paradossale, è un bene anche per le aziende: il risparmio energetico diventa un parametro su cui si può fare la differenza rispetto alla concorrenza. Bisogna avere la mentalità giusta, capire quanto importante sia non sprecare, affidarsi a consulenti competenti e ad installatori che conoscano il mestiere. Di conseguenza è un bene anche per i professionisti capaci. Rimangono i privati cittadini, la gran parte proprietari di case energivore, costruite quando l’energia costava poco: per loro l’aumento del costo dell’energia diventa un problema serio.

In uno scenario simile, lo Stato deve essere in grado di predisporre politiche serie ed efficaci.

Lo si può fare pensando all’energia come a un prodotto finanziario, un investimento, che deve essere proposto in modo corretto, secondo canoni ben precisi, avvertendo l’investitore dei rischi cui va incontro e delle variabili in gioco(se il clima è più mite o più rigido i tempi di ritorno possono cambiare). Lo strumento delle ESCO va in questa direzione, ma deve essere integrato.

Come controparte dovrebbe esserci l’Energy Manager, ma spesso l’importanza di questa figura è sottovalutata e non sempre si dà un’istruzione adeguata a chi assurge al ruolo. Soprattutto le ESCO non sono tenute a dare indicazioni standardizzate e proporre più soluzioni: ne danno spesso solo una, la più conveniente per la ESCO, conveniente anche per il cliente, ma non la migliore in assoluto per lui.

Si è in balia della loro serietà: ve ne sono molte di affidabili, soprattutto quelle con una lunga storia di gestione dell’energia alle spalle, ma ne stanno nascendo continuamente di nuove. Se non si regolamenta il mercato, si rischia di rovinare uno strumento molto valido.

“Leggere prima il prospetto illustrativo” deve per legge precisare chi propone l’investimento finanziario e il prospetto è controllato dalla Consob. Ci vorrebbe uno strumento simile per l’energia, soprattutto per gli investimenti importanti, per le strutture pubbliche, come gli ospedali. Se si investono 1.000 euro in azioni, si va dal direttore di banca, sperando che non rifili bond argentini. Ma se si gestisce un fondo d’investimento e si muovono miliardi, ci si affida ad analisti di ben altra competenza. Nell’energia non è così e i bond argentini rischiano di divenire merce comune, soprattutto se si crede che i risultati dei modelli semplificati in uso nelle certificazioni siano la realtà. Seguendo questa strada, ci sarebbe bisogno di un responsabile in grado di certificare quanto promesso. Le competenze ci sono: i progettisti validi in Italia non mancano. Responsabilità vuol dire

conseguenze in caso di mancato raggiungimento dei risultati, concezione in contrasto con l’attuale certificazione a basso costo, una vera presa in giro per tutti.

ESCO gestite e controllate come società quotate in borsa potrebbero finanziare investimenti energetici sul patrimonio edilizio esistente, soprattutto sul residenziale, fatto di molti condomini dove non è possibile pensare ad interventi seri lasciandoli alla buona volontà dei proprietari, spesso con situazioni economiche completamente diverse tra loro. Anche qui, per attrarre finanziatori è necessario concepire forme di certificazione più complesse, controllabili nel tempo, più simili agli strumenti in uso nel mondo anglosassone più che nel nostro.

Una struttura simile permetterebbe di attuare forme di controllo anche nel terziario e nell’industria, in modo di premiare i più virtuosi e punire, con una sorta di Carbon Tax, chi sperpera. Significherebbe quasi contingentare l’energia e potrebbe sembrare un attentato alla libertà imprenditoriale. Qui c’è da capirsi: chi fa impresa ha in teoria tutti i diritti di sprecare l’energia che vuole, perché lo paga in termini di costo del prodotto, quindi in capacità di stare sul mercato. Questo diritto, però, finisce quando, per rientrare nel mercato, taglia personale, scaricando spesso sulla comunità costi dovuti a propria incapacità. Ciò deve essere impedito: prima di accettare soluzioni drastiche di questo tipo, si dovrebbero obbligare le aziende a limitare gli sprechi.

Certo, non si può pretendere che le aziende si adeguino immediatamente, con investimenti importanti, soprattutto in momenti così difficili dal punto di vista economico, ma le si potrebbe aiutare a rientrare nei consumi ottimali, con un piano pluriennale, esattamente come si pianifica il rientro di un debito con le banche. L’importante è imporre loro dei parametri ottimali, cui devono tendere: se questo è fatto bene, con professionalità, significa aiutare le aziende a stare sul mercato, non tassarle e basta. Del resto, controlli simili ci sono già dal punto di vista finanziario: per essere quotati in borsa bisogna dare garanzie ben precise. Perché non allargare tali garanzie anche all’efficienza energetica, visto che nel futuro sarà una delle carte vincenti per primeggiare sulla concorrenza?

Si potrebbe scrivere un intero trattato sull’argomento, e non è questa la sede. Ho solo voluto sottolineare come per lanciare la cultura del risparmio energetico, perché possa diventare un’opportunità per rilanciare l’economia, sia necessario cambiare la visione attuale, verso forme più complesse, ma anche più efficaci.

Auguro un buon Natale e un felice anno nuovo a tutti.

SE L’ENERGIA DIVENTA UN PRODOTTO FINANZIARIO…

Michele Vio, Presidente AiCARR

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AiCARR Informa 77 Editoriale 2 Novità prodotti 6

Direttore responsabile ed editoriale Marco ZaniDirettore scientifico Michele VioConsulente scientifico Renato LazzarinConsulente tecnico per il fascicolo Ciro ApreaConsulente editoriale per il fascicolo Carmine CasaleComitato scientifico Paolo Cervio, Sergio Croce, Francesca Romana d’Ambrosio Alfano, Renato Lazzarin, Luca Alberto Piterà, Mara Portoso, Michele Vio, Marco ZaniRedazione Alessandro Giraudi, Silvia Martellosio, Marzia Nicolini, Erika Seghetti redazione@aicarrjournal.orgArt Director Marco NigrisGrafica e Impaginazione Fuori Orario - MNHanno collaborato a questo numero Ciro Aprea, Nicolandrea Calabrese, Gerardo Cardillo, Carmine Casale, Stefano Filippini, Francesco Fradiga, Adriana Greco, Angelo Maiorino, Michele Martello, Antongiulio Mauro, Sacha Ottone, Andrea Piccolo, Luca Alberto Piterà, Michele Pontarollo, Antonio Ragni, Raul Simonetti, Giancarlo Sormani, Michele Vio

Pubblicità Quine Srl 20122 Milano – Via Santa Tecla, 4 – Italy Tel. +39 02 864105 – Fax +39 02 72016740

Traffico, Abbonamenti, Diffusione Rosaria Maiocchi

Editore: Quine srl www.quine.it

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AiCARR journal è una testata di proprietà di AICARR – Associazione Italiana Condizionamento dell’Aria, Riscaldamento e Refrigerazione Via Melchiorre Gioia 168 – 20125 Milano Tel. +39 02 67479270 – Fax. +39 02 67479262 www.aicarr.orgPosta target magazine - LO/CONV/020/2010.Iscrizione al Registro degli Operatori di Comunicazione n. 12191Responsabilità Tutto il materiale pubblicato dalla rivista (articoli e loro traduzioni, nonché immagini e illustrazioni) non può essere riprodotto da terzi senza espressa autorizzazione dell’Editore. Manoscritti, testi, foto e altri materiali inviati alla redazione, anche se non pubblicati, non verranno restituiti. Tutti i marchi sono registrati.INFORMATIVA AI SENSI DEL D.LEGS.196/2003 Si rende noto che i dati in nostro possesso liberamente ottenuti per poter effettuare i servizi relativi a spedizioni, abbonamenti e similari, sono utilizzati secondo quanto previsto dal D.Legs.196/2003. Titolare del trattamento è Quine srl, via Santa Tecla 4, 20122 Milano (info@quine.it). Si comunica inoltre che i dati personali sono contenuti presso la nostra sede in apposita banca dati di cui è responsabile Quine srl e cui è possibile rivolgersi per l’eventuale esercizio dei diritti previsti dal D.Legs 196/2003.

Periodico Organo ufficiale AiCARR

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Tiratura del presente numero: 10.000 copie

Associato Aderente

Testata volontariamente sottoposta a certificazione di tiratura e diffusione in conformità al Regolamento C.S.S.T. Certificazione Stampa Specializzata TecnicaPer il periodo 01/01/2011 - 31/12/2012Tiratura media n. 9.535 copieDiffusione media 9.451 copieCertificato CSST n. 2011-2252 del 27/02/2012 – Società di Revisione Metodo s.r.l.

Position PaPer aiCarr

10 Il risparmio energetico nelle strutture sanitarie esistentiAiCARR presenta alcuni suggerimenti per aumentare l’efficienza energetica delle strutture sanitarie, in particolare di quelle ospedaliere, intervenendo sia sugli involucri edilizi che sugli impianti HVAC

reFriGeranti natUraLi e sintetiCi

14 I refrigeranti a basso GWP tra praticità, sicurezza ed economicità Efficienza ed impatto ambientale sono parametri sicuramente di attualità, ma non possono essere trascurati altri fattori come la sicurezza, il costo e la disponibilità di soluzioni alternative. Per quanto sia logico attendersi un aumento nell’utilizzo di refrigeranti naturali, tuttavia le miscele HFO/HFC potranno rivelarsi essenziali in talune applicazioni e dovranno, quindi, essere opzioni disponibili anche in futurodi Antonio Ragni

reFriGeranti eD eFFiCienZa

20 Nuove miscele a confrontoNei laboratori di un costruttore americano sono state testate le efficienze dei refrigeranti sostitutivi del R410Aa cura della redazione

sisteMi Di reFriGeraZione

24 La refrigerazione magnetica come alternativa alla compressione di vaporeProgettato e realizzato presso il Laboratorio di Tecnica del Freddo dell’Università degli Studi di Salerno il primo prototipo di refrigeratore magnetico rotante italianodi Ciro Aprea, Gerardo Cardillo, Adriana Greco, Angelo Maiorino e Antongiulio Mauro

raFFresCaMento

28 L’importanza del free-cooling negli edifici per la climatizzazione sostenibileCome il free-cooling può risolvere le conseguenze dovute agli eccessi di isolamento termicodi Michele Vio

siCUreZZa Gas

36 Normativa europea sulla sicurezza nell’uso dei gas refrigerantiI requisiti ambientali e di sicurezza per gli impianti di refrigerazione e le pompe di calore di Carmine Casale

norMatiVa eUroPea

42 Nuovo regolamento dall’UE per l’uso degli F-GasEntro la fine del 2012 gli F-Gas saranno sottoposti a un “tagliando”. Cosa potrebbe cambiare per il mondo del condizionamento e della refrigerazione?di Carmine Casale

sisteMi Di GeneraZione

46 Solar heating and cooling abbinato a pannelli radianti e fan coil, prestazioni estive L’utilizzo dell’impianto ha permesso di risparmiare, in termini di energia elettrica necessaria per alimentare un gruppo frigo a compressione, 2.677 kWhel e il sole ha coperto il 66% dell’energia termica necessaria per alimentare il gruppo frigo ad assorbimento di Nicolandrea Calabrese e Sacha Ottone

esPerienZa DaLLe aZienDe

54 Impianti idronici con portata d’acqua variabile al circuito primario: valutazioni energeticheMediante l’utilizzo degli indici ESEER si è dimostrato il risparmio ottenibile nei consumi di energia elettrica sensibili, dell’ordine del 10-15% rispetto ad impianti simili ma a portata costante attraverso il refrigeratore di Francesco Fradiga, Michele Pontarollo e Giancarlo Sormani

61 Nuovi scambiatori di calore alettati con bassa carica di refrigeranteUna tecnologia progettata grazie ai risultati teorici, ottenuti con analisi CDF, confrontati con gli esiti di una campagna di sperimentazione delle batterie condotta nei tunnel di prova e nelle celle calorimetriche di Stefano Filippini

66 Apparecchi per il raffreddamento evaporativoCaratteristiche e principi di funzionamento degli umidificatori a pacco bagnato e degli umidificatori ad atomizzazione con acqua pressurizzatadi Andrea Piccolo, Raul Simonetti, Michele Martello

strUMenti70 Software di calcolo gratuiti per i soci AiCARR

CertiFiCaZione

72 Gas fluorurati ad effetto serra, certificazione degli operatori Il cosiddetto regolamento sugli F-Gas stabilisce alcuni requisiti specifici che gli impianti devono rispettare e le procedure per il conseguimento della certificazione/attestazione obbligatoria per gli operatori responsabili delle apparecchiaturedi Luca Alberto Piterà

6 #17

CALDAIE MURALI CON ACCUMULO INTEGRATOHermann Saunier Duval presenta la nuova serie di caldaie murali con accumulo inte-grato Master 3 che, grazie alle dimensioni contenute, è installabile sia per nuova im-piantistica che per sostituzione di impianti esistenti. Il nuovo pannello comandi della gamma coniuga estetica e comfort. I tasti e la simbologia utilizzati consentono all’u-tente una selezione delle funzioni e delle temperature desiderate ed un uso sem-plice. Il display digitale inoltre permette di visua-lizzare costantemente la temperatura del circuito di riscaldamento o la pressione dell’impianto e di impostare i principali parametri di funzionamen-to della caldaia.

Solar EasyTutti i modelli della gamma Master 3 sono So-lar Easy, ovvero garantiscono la compatibilità con tutti i sistemi solari grazie ad una serie di kit sola-ri. La caldaia interviene quando l’irraggiamento solare non è sufficiente a mantenere l’acqua sa-nitaria alla temperatura desiderata.www.hermann-saunierduval.it

BARRIERE D’ARIA PER SPAZI COMMERCIALI Toshiba presenta la nuova linea Barriere d’aria dedicata al terziario. Il si-stema impedisce all’aria esterna, con temperatura e umidità non confor-tevoli, di “inquinare” le condizioni termoigrometriche interne e di gene-rare lavoro addizionale agli impianti di climatizzazione e riscaldamento, favorendo un elevato risparmio energetico, grazie anche al positivo con-tributo della pompa di calore.Altro aspetto è quello della riduzione degli spifferi d’aria e, soprattutto nel periodo estivo, quello di limitare l’ingresso indesiderato di mosche e altri insetti, oltre a bloccare particelle inquinanti dei gas di scarico delle automobili nei centri urbani. Le barriere d’aria sono compatibili con tut-te le unità condensanti Digital e Super Digital Inverter e sono disponibili nei modelli a cassetta (foto), a soffitto e canalizzabile con potenze e di-mensioni differenti adatte per porte di ogni dimensione e sono dotate di ventilatori a tre velocità, per permettere all’utilizzatore di selezionare il corretto flusso d’aria a seconda delle differenti condizioni ambientali.www.toshiba.it

COMPRESSORI SCROLL PERFORMER PER APPLICAZIONI HVAC Danfoss annuncia il lancio della serie di compressori scroll Performer WSH. Ideati per il funzionamento con R410A, ottimizzando le carat-teristiche dei chiller raffreddati ad acqua, i compressori sono attualmente disponibili in sei cilindrate. La gamma completa offre capacità di raffreddamento di 7,5-15 TR (28-53 kW) a una temperatura di evaporazione di 7,2˚C, temperatura di condensazione di 54,4 C, superi-scaldamento di 11,1 K e sottoraffreddamento di 8,3 K, 60 Hz.Grazie alle caratteristiche e alla tecnologia in dotazione, la serie è particolarmente idonea per applicazioni HVAC in alberghi, abitazioni, ri-storanti, uffici, sale d’attesa delle stazioni ferroviarie, fabbriche, ecc. I compressori sono stati progettati con un rapporto di pressione ido-neo per le applicazioni raffreddate ad acqua. Questo rapporto, unito alle spirali ottimizzate e al campo di funzionamento più ampio, con-sente un’efficienza di raffreddamento in tutto l’impianto. La nuova gamma, secondo quanto riportato dall’azienda, offre un aumento del 5% in termini di efficienza rispetto ai tradizionali compressori per il condizionamento dell’aria.

Attacchi rapidi Per i modelli WSH codice 4 è disponibile poi un sistema attacchi rapido che permette di velocizzare l’installazione dell’apparecchio e mi-gliorare la produttività dell’1% rispetto ai compressori standard. Un’altra caratteristica è la morsettiera Poka, che contribuisce a ridurre l’in-cidenza di errori di cablaggio e migliora in tal modo la sicurezza e l’affidabilità del compressore.www.danfoss.it

Novità Prodotti

8 #17

ADDOLCITORE CON PORTATA DI 1200 LITRI/HContrariamente alle sue ridotte dimensioni, l’addolcitore Cillit-Micro Parat BK Data Cyber di Cillichemie ha una portata di 1200 litri/h con punte che possono raggiungere anche i 2000 litri/h, quindi è in grado di alimentare costantemente con acqua addolci-ta case o ville di grandi dimensioni.Inoltre, secondo quanto riportato da un co-municato aziendale, l’addolcitore consu-ma il 50% in meno di rigenerante e acqua per la rigenerazione. Il sistema elettronico di gestione decide, infine, autonomamente quando l’addolcitore deve essere rigenera-to e quanto rigenerante deve essere utilizza-to per la perfetta rigenerazione delle resine.www.cillichemie.com

ENERGY COMBIBOX, UNA SOLUZIONE PER DUE ESIGENZEProgettato e realizzato con l’intento di rispondere alla necessità di una gestione au-tonoma e controllata degli impianti termici di singole unità abitative, Energy Combi-box è il nuovo modulo ad incasso per la contabilizzazione dei consumi termosanitari, con produzione istantanea di acqua calda sanitaria di Emmeti. Il modulo è suddiviso in due parti che vengono fornite pre-assemblate: l’involucro esterno, con i raccordi di collegamento all’impianto, che può essere installato precedentemente e disgiun-tamente per evitare l’imbrattamento o il furto dei componenti; ed il modulo inter-no, che comprende invece tutta la componentistica, agevole da installare anche in un momento successivo, poiché è costituito da agganci rapidi e da maniglia di sol-levamento.

Lettura dei consumiDotato di cassetta con serratura, realizzata in metallo zincato verniciato, Energy Combibox presenta un misuratore di energia termica con uscita M – Bus che con-sente la lettura diretta dei consumi o la centralizzazione dei dati gestiti localmen-te attraverso PC, oltre ad un contatore volumetrico di acqua fredda sanitaria lancia-impulsi. È provvisto poi di uno scambiatore di calore saldobrasato per la produzione immediata di acqua calda sanitaria, di un flussostato di priorità in nylon 66 rinforza-to GF al 30%, di una valvola di zona motorizzata DN20 a quattro vie con passaggio di by-pass, di una valvola deviatrice motorizzata DN25 di priorità sanitario, di una val-vola automatica di sfiato aria, di una valvola miscelatrice termostatica DN15 per ac-qua sanitaria e di una valvola by-pass differenziale che realizza le perdite di carico in condizione di valvola a quattro vie aperta, così da consentire una stabilizzazione nel-le condizioni di funzionamento dell’impianto centralizzato. www.emmeti.com

TUBO ANTIVIBRANTE PER PRESSIONI DI ESERCIZIO MEDIO-ALTEPer combattere le vibrazioni negli impianti idrotermosanitari e sopportare una pressione di esercizio medio-alta nel collegamento tra la rete idrica e le pompe, le caldaie e le au-toclavi, Parigi Industry ha progettato AVT-I. Si tratta di un tubo antivibrante che, oltre a svolgere le normali funzioni, consente di lavorare a pressioni fino a 30 bar e con acqua a temperatura di 90°C, garantendo pressioni di scoppio fino a 4 volte la pressione di eser-cizio. Disponibile esclusivamente con treccia in acciaio inox, il tubo-I garantisce resisten-za alla corrosione da agenti esterni e permette, negli impianti di condizionamento e ri-scaldamento, di essere coibentato per evitare la perdita di calore dell’acqua. È disponibile nei diametri dal 1/2» fino al 2», con raccordi femmina e maschio, sia con filettature euro-pee sia con quelle americane.

ControlliI tubi antivibranti sono controllati seguendo piani di controllo di qualità interna, sia da parte degli operatori alle macchine, sia dal personale addetto al controllo di produzione con l’obiettivo di garantire un buono standard di qualità al prodotto finale nel pieno ri-spetto delle certificazioni europee e internazionali.www.parigispa.com

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#1710

intervenendo sugli ospedali esi-stenti. È ovvio che deve essere evi-tato il gioco al ribasso, che ci ripor-terebbe indietro di decenni nei risultati raggiunti sui pazienti e nel progresso tecnologico.

Definizione Dei parametri termoigrometrici e Di qualità Dell’aria interna

Negli ambienti confinati pre-senti nelle strutture ospedaliere, gli impianti HVAC hanno la funzio-ne di controllare uno o più dei se-guenti parametri: • temperatura dell’aria (rite-

nuto a torto il parametro più importante);

• umidità assoluta o umidità re-lativa (il suo valore può varia-re in un intervallo i cui estremi

per assicurare le adeguate condizioni di asepsi e di igiene: si pensi ad esempio alle sale operatorie, alle terapie intensive, al reparto infettivi. A questo proposito, è necessario ribadire che molte aree dell’ospedale devono essere considerate sede di processi il cui regolare svolgimento dipende in maniera significativa dalle condizioni termoigro-metriche e soprattutto di qualità dell’aria interna realizzate dall’impianto HVAC.

Indubbiamente i progressi della tecnica e della tecnologia hanno portato a miglioramen-ti del processo ospedaliero che fino a qualche anno fa sembravano irraggiungibili, ad esempio riducendo le infezioni di origine nosocomiali, permettendo interventi chirurgici in ipotermia, creando condizioni ambientali che hanno mi-gliorato il comfort dei degenti, consentendo agli operatori di lavorare meglio e con maggior effi-cienza. Purtroppo, realizzando tali miglioramen-ti, non si è sempre tenuto conto degli aspetti energetici. La vera sfida è oggi quella di ottenere strutture ospedaliere che siano sostenibili ener-geticamente ed economicamente, soprattutto

Le strutture ospedaliere italiane sono ospitate in edifici ormai vecchi: alcune statistiche ri-feriscono di un’età media pari a circa 50 anni.

Recentemente sono state realizzate nuove strut-ture, ma la tendenza è quella di ristrutturare e/o riqualificare gli edifici esistenti senza che venga effettuata caso per caso un’analisi costi-benefici che supporti tale scelta.

Anche se ai fini del risparmio energetico esi-ste una profonda interazione tra l’involucro e gli impianti HVAC, nel caso delle strutture sanitarie, in particolare degli ospedali, gli impianti HVAC assumono una importanza maggiore rispet-to all’involucro. Infatti, questi impianti devono non solo garantire le condizioni di comfort ter-moigrometrico e di qualità dell’aria per le per-sone (pazienti, personale, visitatori), ma devono innanzitutto e soprattutto soddisfare le esigen-ze di processo legate ad attività di tipo medico svolte in specifici ambienti e/o reparti, con par-ticolare riferimento a quelli di diagnosi e cura in cui è necessario e indispensabile garantire con-dizioni di elevata qualità dell’aria indispensabili

Interpiano tecnico

Tubazioni in vista

AiCARR presenta alcuni suggerimenti per aumentare l’efficienza energetica delle strutture sanitarie, in particolare di quelle ospedaliere, intervenendo sia sugli involucri edilizi che sugli impianti HVAC (Heating Ventilation and Air Conditioning)

Il risparmio energetico

nelle strutture sanitarie esistenti

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#17 11

aria esterna e di ricircolo devono essere defini-ti in funzione di esigenze specifiche, basate ad esempio sulla destinazione d’uso dell’ambien-te. Tali valori devono essere ottenuti e mante-nuti seguendo un  approccio PRESTAZIONALE, tenendo conto del risultato che deve essere con-seguito più che dei metodi usati per conseguir-lo, e non PRESCRITTIVO, limitandosi a verificare il rispetto dei valori limite di alcuni parametri di funzionamento degli impianti. Questa modali-tà di procedere, seguita in molti Paesi stranieri, consente di tener conto delle sinergie esistenti tra tutti i parametri termoigrometrici e di IAQ e sulle conseguenze di queste sul risultato da ot-tenere per soddisfare le esigenze di processo e di benessere, ottimizzando i consumi energetici.

A conferma di ciò, va sottolineato che gli im-pianti HVAC nelle strutture sanitarie vengono or-mai progettati differenziandoli in funzione delle patologie o dell’intensità di cure, come testimo-niato da una copiosa letteratura tecnico-scien-tifica e dagli standard recentemente pubbli-cati da ASHRAE (American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers) con ASHE (American Society for Healthcare Engineering of the American Hospital Association) nei quali sono proposti valori atte-si dei parametri differenti da reparto a reparto.

correggere le incongruenze legislative

Qui di seguito sono riportati alcuni esempi di incongruenze presenti nei dispositivi legislativi attualmente in vigore:• i valori di umidità relativa sono prescrit-

ti in maniera generica intorno al 50% laddo-ve, come previsto anche dallo Standard ANSI/ASHRAE/ASHE 170:2008, questa condizione può essere ritenuta indispensabile solo nel-la metà dei casi e addirittura, in alcuni am-bienti, rappresenta un requisito non richiesto. Considerato che il controllo dell’umidità relati-va comporta elevati investimenti iniziali ed ele-vatissimi consumi energetici, è opportuno che il valore di questo parametro sia definito in fun-zione della destinazione d’uso degli ambienti; ad esempio, nei reparti grandi ustionati è im-portante avere valori pari al 70%, mentre in al-cuni ambienti dell’area low care l’umidità rela-tiva può essere non controllata senza ricadute sul comfort;

• i valori delle portate di aria esterna sono sempre correlati ai volumi dei locali e non alle richieste dei processi e/o della IAQ: si pensi ai 15 vol/h richiesti dal DPR 14.01.1997 (detto Decreto Bindi) per le sale operatorie, che poteva esse-re corretto per una sala operatoria di vecchia concezione, con una superficie di 30 m², ma non lo è certamente più per una sala opera-toria di nuova concezione, con una superfi-cie di 60÷80 m², dove peraltro i gas anestetici

ridotti prevede che l’impianto HVAC venga uti-lizzato in funzione della richiesta. In particolare, l’impianto viene fatto funzionare al 100% del-le sue possibilità solo quando è necessario, in modo da risparmiare energia. L’opportunità di adottare un funzionamento del genere è legata essenzialmente al fatto che alcuni ambienti non sono sempre utilizzati (si pensi alle sale operato-rie, alle alte diagnosi, agli studi medici, ai labora-tori, che funzionano solo in certe ore del gior-no). Andrebbe quindi stabilita la possibilità di poter realizzare in queste tipologie di ambienti impianti HVAC che abbiano almeno due regimi di funzionamento, quello in servizio e quello in stand/by a carichi ridotti. In tal modo si potreb-bero ottenere consistenti risparmi energetici.

possibilità di adeguare i parametri termoigrometrici e di qualità dell’aria interna alle reali esigenze dell’ospedale

L’ospedale è una macchina complessa, in cui sono presenti ambienti con le destinazioni d’uso più diverse. Limitandosi agli ambienti destinati alle terapie e alle cure, che possono essere più o meno intense e riferite a patologie estremamen-te differenti, generalmente gli ambienti più cri-tici dal punto di vista termoigrometrico e della IAQ sono quelli dei reparti di diagnosi e cura che costituiscono l’area “high care”, dove le esigen-ze di processo sono prevalenti e dove i valori dei parametri devono rientrare in campi ben defini-ti. Le esigenze di benessere diventano prevalen-ti rispetto a quelle di processo negli ambienti a intensità di cura più bassa, che costituiscono le cosiddette aree “low care” nelle quali i pazienti trascorrono periodi assai più lunghi e che rap-presentano la maggioranza delle superfici del nosocomioi; ne sono un esempio le degenze ordinarie e quelle di day hospital. In ogni caso, si deve sempre tener presente che gli impianti HVAC devono assicurare, per quanto di loro per-tinenza, la sicurezza e la salute di tutti gli utenti della struttura ospedaliera e di coloro che in essa lavorano.

In generale, quindi, i valori della temperatu-ra dell’aria, dell’umidità relativa e delle portate di

dipendono dalla destinazione d’uso dell’ambiente, soprattut-to negli ambienti destinati a funzioni mediche, dal proces-so che in essi si svolge, p.e. sale operatorie o terapie intensive o degenze);

• portata minima di aria esterna;• sovrapressione di un ambiente

rispetto all’esterno e/o ad am-bienti limitrofi (per confinare l’ambiente in questione);

• concentrazione dei contami-nanti sotto forma di particolato (in fase solida o liquida) e/o aeri-forme di natura chimica presen-ti nell’aria esterna e/o prodotti all’interno degli ambienti;

• presenza di virus e batteri nell’a-ria esterna e/o all’interno degli ambienti.

I valori limite di questi parame-tri sono generalmente previsti da norme e linee guida tecniche, in continua evoluzione. Per alcuni di questi parametri esistono anche riferimenti legislativi, che spesso prescrivono limiti troppo rigidi sia in termini di valore assoluto, inte-so come numero, sia come inter-vallo di variazione accettabile, sia come tolleranze, cioè come oscil-lazioni intorno al valore atteso. Tutto ciò crea problemi negli im-pianti HVAC, in quanto si è spesso costretti, per soddisfare tali criteri, ad adottare soluzioni non efficien-ti dal punto di vista energetico, poco innovative e gestionalmen-te poco flessibili. AICARR ritiene si possa intervenire per risolvere questi problemi prevedendo gli interventi descritti qui di seguito.

funzionamento a carichi ridotti

Il funzionamento a carichi

12 #17

volatili sono presenti in concentrazioni mino-ri che nel passato e il contaminante principa-le è il particolato aerodisperso. Oppure si pensi ai 2 o 3 vol/h genericamente previsti nelle de-genze dalla Circolare LLPP 22/11/1974 n. 13011 1974, che invece potrebbero essere maggiori di 4, in base ad esigenze del processo sanita-rio, o minori di 2, secondo quanto previsto nel-la proposta di revisione della Norma UNI 10339, i cui lavori sono portati avanti da un GdL del CTI (Comitato Termotecnico Italiano) essen-zialmente composto da soci AiCARR. Anche in questo caso, il risparmio energetico che si po-trebbe avere utilizzando impianti consapevol-mente sostenibili con valori di portata differen-ziati e compatibili con le esigenze dell’utenza è sicuramente significativo.

• il ricircolo dell’aria in locali omologhi, ad esempio in una stessa sala operatoria, pur es-sendo utilizzato praticamente in tutto il mon-do, in Italia è considerato vietato in virtù della sibillina indicazione “aria esterna senza ricirco-lo” del DPR 14.01.1997, anche se previsto dal-le Linee Guida ISPESL e da Leggi regionali di Accreditamento, e anche se è considerato come la migliore tecnica dell’arte dalla recen-te Norma UNI 11425. I risultati della indicazione del DPR sono costi energetici elevati a fronte dei quali le classi di pulizia degli ambienti non sono adeguate.

• i limiti di fabbisogno energetico imposti dal DLgs. 192/05 e s.m.i. non possono essere correttamente applicati all’edilizia ospedaliera, essenzialmente perché tali riferimenti legisla-tivi non prendono in considerazione la reale destinazione d’uso. È quindi necessaria l’ema-nazione di una normativa che parametrizzi il consumo energetico in funzione della presta-zione erogata.

AiCARR suggerisce quindi di introdurre l’ap-proccio prestazionale, che presuppone una pre-ventiva analisi dei rischi dal punto di vista clinico per le varie patologie e quindi per i vari repar-ti. Solo sulla base di un’analisi dei rischi, infatti, si può pensare di ottimizzare gli impianti, evitan-do inutili e talvolta dannose prescrizioni, che, in mancanza di tale analisi, risultano spesso troppo cautelative.

interVenti Di riqualificazione energetica Degli oSpeDali eSiStenti

Un intervento di riqualificazione energetica di un edificio richiede la conoscenza approfondita del sistema edificio-impianto su cui si deve inter-venire, in quanto l’involucro edilizio e l’impianto HVAC contribuiscono in maniera sinergica alla de-terminazione dei consumi energetici. Basti pen-sare come un miglioramento della qualità ener-getica dell’involucro, ottenibile ad esempio con

Particolare attenzione deve essere rivolta all’ottimizzazione dell’efficienza energetica dei com-ponenti aeraulici, quali ventilatori, sistemi filtranti e di regolazione, ad esempio con l’adozione di com-ponenti ad alta efficienza ener-getica come previsto dalle attua-li norme tecniche. Inoltre devono essere valutati i consumi energe-tici per altri vettori termici, quali l’acqua calda sanitaria e il vapore per la sterilizzazione e il controllo dell’umidità dell’aria ambiente che rappresentano una considerevole parte dei consumi delle strutture ospedaliere.

partire dall’analisi dei rapporti sui consumi

In particolare, considerato che gli ospedali (non necessariamente tutte le strutture sanitarie) hanno un  Energy manager  che dovreb-be annualmente inviare a ENEA un rapporto sui consumi, si potrebbe partire da queste relazioni per fare una mappatura della situazione e decidere quali ospedali comincia-re a prendere in considerazione per effettuare le diagnosi secondo i protocolli unificati di cui si è det-to. In AiCARR sono presenti tutte le competenze, professionali, azien-dali e accademiche che potreb-bero redigere protocolli di questo genere.

A margine, AiCARR ritiene che la figura degli Energy Manager, presenti in tutte le strutture im-portanti, dovrà essere rivalutata dando la possibilità a questi di la-vorare come veri e propri mana-ger, affidando loro la responsa-bilità dell’organizzazione e della gestione dei sistemi di controllo e supervisione degli impianti HVAC. In questo modo, sarebbe possibi-le avere informazioni utili per mi-gliorare l’efficienza partendo dal-la “localizzazione” degli sprechi o malfunzionamenti e quindi poter prontamente intervenire.

Una procedura di questo ge-nere potrebbe essere adottata per l’analisi energetica di tutte le strut-ture sanitarie che non sono diret-tamente equiparabili alle normali strutture ospedaliere, quali le RSA e i nosocomi per lungo degenti.

un’accurata progettazione dell’isolamento termi-co, abbia un immediato riflesso sui consumi ener-getici, soprattutto nel caso di strutture esistenti caratterizzate da basse prestazioni energetiche.

Per garantire che la riqualificazione energe-tica sia effettivamente una ottimizzazione dei consumi, è indispensabile prevedere adeguate diagnosi energetiche,  che devono fornire tutti gli elementi riguardanti i consumi energetici e gli eventuali problemi energetici del sistema edifi-cio-impianto in esame, sia per il sistema in gene-rale che per i singoli reparti, in modo da capire quali sono i processi e le situazioni che richiedo-no i maggiori fabbisogni di energia e se tali fab-bisogni sono giustificati.

Attualmente, per definire il livello di presta-zione energetica di un ospedale vengono uti-lizzati indicatori di consumo spesso obsoleti, quali le aree di superficie, i volumi e i posti letto, che non evidenziano in maniera corretta il rea-le scopo della macchina ospedaliera, che è cura-re il malato e, a parità di servizio reso, spendere il giusto. AiCARR propone di definire indicatori che, tenendo conto dei consumi/costi energe-tici e della prestazione resa, permetterebbero di valutare le prestazioni energetiche reali di un ospedale e confrontare prestazioni di ospedali molto diversi tra loro, ad esempio per dimensio-ni, localizzazione e prestazioni mediche fornite. Ovviamente, è indispensabile che la prestazio-ne resa tenga conto del livello di intensità delle prestazioni mediche fornite: non è possibile, in-fatti, confrontare un ospedale di provincia, do-tato solo di alcuni reparti e di apparecchiature medico-sanitarie di vecchia generazione con un ospedale della stessa tipologia e con gli stessi re-parti, ma dotato delle più moderne apparecchia-ture e con un grande ospedale.

nuovi indicatori di consumoAiCARR ritiene che per raggiungere questo

obiettivo sia necessario un lavoro lungo e cer-tamente complesso di raccolta di dati tramite diagnosi energetiche correttamente svolte su-gli ospedali esistenti, al fine di ottenere un archi-vio di dati che portino alla definizione dei dati di benchmarking da cui poi ricavare gli indicatori. Ovviamente, vanno preparati protocolli di dia-gnosi ad hoc da utilizzare sul territorio nazionale che, sulla base di quanto detto, dovrebbero te-ner conto almeno:• della complessità del sistema edificio-impianto;• del livello delle prestazioni sanitarie che la

struttura eroga;• del livello di benessere termoigrometrico e di

IAQ garantiti nella struttura esistente;• dei consumi specifici per i singoli ospedali, per

quanto riguarda non solo i fabbisogni di riscal-damento, ma anche quelli per il condiziona-mento e la ventilazione meccanica.

13#17

Una fotocopiatrice lasciata accesa

fuori orario per una settimana consuma energia

sufficiente per stampare

più di 8.500 copie*

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* Un tipico apparecchio di media capacità (25 copie al minuto), se marchiato Energy Star ha un consumo trascurabile, se vecchio di qualche anno assorbe circa 100 W in stand by. Considerando una media di 50 W, per 14 ore fuori orario di lavoro (dalle 18.00 alle 8.00) più 24 ore la domenica, si ottiene: 50 * (14 * 6 + 24) = 5,4 kWh Se la fotocopiatrice produce 25 copie al minuto assorbendo a piena potenza 950 W, per stampare una copia assorbe: 950 / 25 / 60 = 0,633 Wh E pertanto risultano: 5.400 / 0,633 = 8.531 copie

Campagna a cura di:

interVenti immeDiatiIn attesa di un protocollo per

la diagnosi energetica, che come illustrato richiede inevitabilmente tempi più lunghi, AiCARR suggeri-sce interventi in grado di produrre risparmi immediati, che si integra-no nel ciclo di manutenzione ordi-naria e straordinaria di sostituzio-ne delle apparecchiature:• ottimizzazione dei sistemi di

regolazione e controllo per il trattamento dell’aria e dei fluidi tecnici, che devono rispondere alle reali esigenze;

• sostituzione di generatori di calore, generatori di acqua re-frigerata e sistemi di pompaggio molto obsoleti, il che consente anche di ottenere un aumento dell’affidabilità dell’impianto;

• sostituzione dei condiziona-tori split autonomi da pochi kW (tipo uso domestico) spesso presenti in numeri elevati negli ospedali con impianti centraliz-zati, che hanno valori di efficien-za almeno doppi;

• realizzazione di interventi di ri-pristino e/o miglioramento de-gli isolamenti termici di tu-bazioni e condotte, specie se posizionati all’esterno o di gran-de dimensione;

del cittadino e gli utenti delle strutture sanita-rie, siano pazienti o lavoratori, devono prendere coscienza in maniera corretta delle problemati-che energetiche della struttura in cui si trovano, essere disponibili ad accettare condizioni ter-moigrometriche che siano compatibili con le condizioni di comfort e che siano contempora-neamente energeticamente efficienti (si pensi all’educazione all’abbigliamento come strumen-to di regolazione personalizzata). In definitiva, la cosa pubblica dovrebbe essere anche il modello educativo di uno stile di vita. L’utente deve anche prendere coscienza del fatto che gli impianti de-vono essere flessibili, ma non possono sempre realizzare condizioni che procurino a ciascuno la stessa condizione di benessere. Infine, l’uten-te, soprattutto quello che negli ospedali lavora e che vive la quotidianità dell’ospedale, deve im-parare a effettuare semplici operazioni manuali quali spegnere la luce, abbassare o alzare il ter-mostato, chiudere l’acqua calda sanitaria e non aprire le finestre o lasciare luci e apparecchiature accese quando non è necessario.

Infine, può essere opportuno dare degli indi-catori, dettagliati anche a livello di reparto, defi-nendo con chiarezza centri di costo e responsa-bilità connesse. In questo modo si potrebbe certamente far sì che la “cosa comune” diventi sempre più una “cosa propria “. n

• utilizzo di impianti con bassi valori della dif-ferenza tra la temperatura del fluido e quella dell’ambiente; controllo delle tenute delle condotte dell’aria, almeno nelle parti più facilmente accessibili;

• controllo delle tenute degli ambienti e con-testuale ritaratura degli impianti di climatizza-zione, dando precedenza alle aree con clima-tizzazione estiva ed invernale;

• impiego di filtri ad alta classe energetica;• utilizzo di inverter o regolazione elettroni-

ca per la variazione dei valori di portata di aria e acqua;

• utilizzo impianti a portata d’aria variabile in funzione dello stato occupazionale;

• utilizzo dello stand-by ove possibile per am-bienti ad occupazione non continua.

In parallelo, si dovrebbe incentivare l’installa-zione di sistemi di gestione e controllo degli im-pianti che rendano per quanto possibile auto-matiche le operazioni volte al contenimento dei consumi, quali attenuazioni e spegnimenti not-turni e ottimizzazione del ricircolo aria e dei pa-rametri di funzionamento, considerato che le at-tuali tecnologie lo consentono con investimenti relativamente bassi e brevi tempi di ritorno.

campagna Di SenSiBilizzazione Degli utenti

Sarebbe opportuno stimolare gli utenti del-le strutture sanitarie a considerare queste come una “res publica” e come tale affidata alla re-sponsabilità del singolo cittadino. L’attenzione ai risparmi energetici deve diventare un dovere

Interventi di efficientamento eseguiti nell’ambito dell’ASL di Rimini

Impianti di cogenerazione in ciascuno dei 4 presidi per un totale di 1700 kWt e 1300 kWe

Riduzione di spurghi di torri evaporative Sostituzione di caldaie a gasolio con nuove a gas naturale

Isolamento delle tubazioni

#1714

A3A3A2A2

A1A1

B3B3

B2B2

B1B1lowertoxicitylowertoxicity

highertoxicityhighertoxicity

refrigerant safety groupshigher

flammabilityhigher

flammability

lowerflammability

lowerflammability

no flamepropagation

no flamepropagation

A2LA2L B2LB2L new 2Lnew 2Ldifficult to ignite and sustain

difficult to ignite and sustain

Per effetto della recente proposta di revisione del Regolamento Europeo 842-2006 sull’u-so dei gas fluorurati ad effetto serra, si profila

per l’industria del freddo una nuova sfida che do-vrà essere affrontata e risolta con la collaborazio-ne di tutti gli “attori” in campo. È quindi utile fare il punto della situazione, verificare “lo stato dell’arte” delle tecnologie ad oggi disponibili ed individua-re le soluzioni possibili per il futuro. Se il “focus” viene oggi posto sull’effetto serra diretto (GWP – Global Warming Potential) dei gas fluorurati è necessario notare che l’approccio dovrà comun-que essere più vasto, sia nell’ottica di ottimizzare l’impatto ambientale nel suo complesso (TEWI – Total Equivalent Warming Impact), sia per tenere conto del fatto che le scelte sui futuri refrigeranti non potranno prescindere da aspetti irrinunciabili come la sicurezza (infiammabilità e tossicità, Fig.1), o di impatto non certo trascurabile quali l’econo-micità delle soluzioni proposte e la disponibilità in quantità industriali dei gas stessi.

Figura 1 – CLASSIFICAZIONE DI SICUREZZA proposta da Ashrae Standard 34

di Antonio Ragni

I refrigeranti a basso GWP tra praticitá, sicurezza ed economicitá

Refrigeranti naturali e sintetici

Efficienza ed impatto ambientale sono parametri sicuramente di attualità, ma non possono essere trascurati altri fattori come la sicurezza, il costo e la disponibilità di soluzioni alternative. Per quanto sia logico attendersi un aumento nell’utilizzo di refrigeranti naturali, tuttavia le miscele di HFO/HFC potranno rivelarsi essenziali in talune applicazioni e dovranno quindi essere opzioni disponibili anche in futuro

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RefRigeRants with low gwP between PRacticality, safety and cost-effectivenessAs a result of the recent proposal for a revision of the EU Regulation 842-2006 on the use of fluorinated greenhouse gases, for the refrigeration industry a new challenge is looming and it must be addressed and resolved with the co-operation of all the “actors“ in the field. It is therefore useful to take stock, review the “state of the art” technologies available to date and identify possible solutions for the future.

Keywords: fluorinated greenhouse gases, refrigeration industry, EU Regulation 842-2006

Il peso economico ed energetico del GWP

Questi ultimi sono aspetti che vanno valutati attentamente. L’economicità non può essere ri-dotta al solo costo del refrigerante, ma occorre valutare anche l’effetto eventualmente indotto dalla maggiore complessità degli apparecchi e delle installazioni imposta dai requisiti di sicurez-za e/o di efficienza, e dalla necessità di maggio-ri controlli manutentivi richiesti dalle normative. Inoltre, per gli F-gas, sia il costo del refrigerante che la sua disponibilità sono fortemente condi-zionati dall’impiego in applicazioni diverse dalla refrigerazione in impianti fissi (settore automo-bilistico, gas espandenti, ecc.). Occorre precisare che l’incidenza dell’effetto serra diretto prodot-to dai fluidi sintetici, misurato dal parametro GWP, ha un peso complessivo pari al 2-5% sul TEWI, mentre l’effetto indiretto, generato dal consumo di energia prodotta con combustibili fossili e con-seguente emissione di CO2, pesa per il 95-98% (Fig.2). È evidente l’importanza del ruolo gioca-to dall’efficienza teorica dei cicli frigoriferi e, nel concreto, dall’efficienza che potrà essere realiz-zata nelle applicazioni industriali che saranno in futuro proposte. Ma attenzione, se da un lato si evidenzia la minore importanza relativa gioca-ta dal GWP, questo non deve costituire un alibi per ridurre la sensibilità generale rispetto all’effet-to serra diretto, ma spingere ancor più l’industria a proporre soluzioni tecnologicamente più effi-cienti e le istituzioni a favorirne concretamente, con opportuni strumenti quali incentivi o stan-dard minimi di efficienza obbligatori, una mi-gliore ricezione nel mercato. È del tutto eviden-te che le nuove soluzioni tecnologiche dovranno allo stesso tempo garantire un’efficace riduzione di entrambi i fattori che determinano l’impatto ambientale.

Il giusto compromesso per le macchine fisse

Ciò premesso, quale potrebbe essere un va-lore di riferimento di GWP tale per cui si possa parlare di refrigerante a basso effetto serra diret-to? Una classificazione potenziale è stata propo-sta a livello internazionale da UNEP-TEAP (Fig.3). Nel settore automobilistico si è stabilito un valo-re limite GWP<150, e questo parametro è stato adottato in questo specifico settore come crite-rio di accettazione nell’utilizzo di gas fluorurati. Tuttavia occorre analizzare l’argomento in ma-niera più complessa e considerare che un conto è il potenziale danno ambientale creato da uno stesso refrigerante impiegato in apparecchiatu-re con ciclo di vita relativamente più breve, sen-za possibilità di effettuare rigorosi controlli sulle fughe di refrigeranti e con oggettiva difficoltà di recupero della carica a fine vita, altro è l’impat-to quando lo stesso fluido è applicato in appa-recchi fissi, per i quali già è in atto e potrà essere

Figura 4 – CHILLER a bassissima carica di ammoniaca con evaporatore Shell&Plate

Figura 3 – CLASSIFICAZIONE DEI REFRIGERANTI basata su GWP proposta da TEAP (Technology and Economic Assessment Panel di UNEP)

Figura 2 – Il peso del GWP sull’ambiente

I refrigeranti a basso GWP tra praticitá, sicurezza ed economicitá

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ulteriormente affinata una pratica rigorosa di procedure di manutenzione, di controllo e di re-cupero a fine vita operativa delle apparecchia-ture. Se attualmente i refrigeranti sintetici hanno GWP con valori compresi tra 700 e 4000, nelle applicazioni di refrigerazione fisse potrebbero essere prese in debita considerazioni anche so-luzioni con GWP compresi tra 150 e 700, laddove questi fossero in condizione di garantire meglio efficienza, sicurezza, economicità delle soluzioni e disponibilità.

L’esperienza con i refrigeranti naturali

Grazie alla spinta dei paesi del Nord Europa, che in questo ambito hanno e stanno indubbia-mente svolgendo un importante ruolo di pio-nieri, attualmente sono già disponibili soluzioni a basso GWP ed in particolare modo con i co-siddetti refrigeranti naturali, tradizionali, come l’ammoniaca, o riscoperti, come la CO2 e gli idro-carburi HC. Vi sono applicazioni dove un refrige-rante di ottime caratteristiche termodinamiche come l’ammoniaca trova un suo ambito natu-rale, e ci riferiamo in particolare agli impieghi in applicazione di refrigerazione industriale. Qui la tecnologia si è affinata ed uno sforzo importante è stato fatto dall’industria con l’obiettivo dichia-rato di mettere a punto soluzioni con package preassemblati in fabbrica a carica di ammonia-ca ridotta (1,2 kg/kW) o ridottissima (0,04 kg/kW), grazie all’impiego di scambiatori di calore inno-vativi del tipo Shell&Plate (Fig.4). Tali soluzioni hanno trovato impiego anche in applicazioni di climatizzazione di media e grande potenza.

Applicazioni con ammoniacaUn significativo esempio di package di que-

sto tipo viene dal Terminal 5 dell’Aeroporto di Heathrow (Fig.5), nel quale l’orientamento poli-tico sensibile alle tematiche ambientali ha gio-cato un ruolo essenziale nel favorire una soluzio-ne con refrigerante naturale basato su quattro grandi chillers a vite, preassemblati e testati in fabbrica, in esecuzione speciale a bassa carica di ammoniaca. Interessante notare come la cen-trale frigorifera del Terminal 5 sia in realtà situa-ta in area decentrata rispetto al cuore del gran-de aeroporto londinese, riducendo quindi i rischi di sicurezza in caso di incidente. Infatti, nel suc-cessivo rifacimento della centrale frigorifera del Terminal 2, la posizione estremamente criti-ca sotto il profilo della sicurezza di questa nuo-va centrale, ha nuovamente suggerito l’utilizzo di HFC134a. Un interessante esempio di come ogni situazione debba essere valutata in tutti i suoi aspetti e di come possano essere eventual-mente utili nel futuro refrigeranti F-gas a livello di GWP moderato (150<GWP<700). Sempre dal Nord Europa vengono anche soluzioni di riscal-damento molto interessanti dal punto di vista

abbinamento ad HC. Grandi sforzi si stanno compiendo al momento per ottimizzare cicli e mettere a punto componenti tali da rendere appli-cabile l’utilizzo di CO2 anche nei più caldi climi Mediterranei.

Applicazioni con idrocarburi

Sembra promettente al mo-mento l’opportunità di utilizza-re HC in chillers e pompe di calo-re per impiego outdoor. In questo caso sono stati affrontati e risolti con costi accettabili le problema-tiche di sicurezza, sia di macchina che di impianto, generate da re-frigeranti infiammabili classificati come A3. A seguito dell’esito po-sitivo dell’impiego di R290 in in-stallazioni pilota, alcuni costruttori hanno messo a punto una vera e propria gamma di chiller di media potenza che utilizzano R290 (pro-pano). In Italia l’eventuale impiego dovrà “fare i conti” con normati-ve antincendio non sempre chia-re, ma nel frattempo alcune espe-rienze in Danimarca (ad esempio Aarhus University Hospital, nove gruppi da 250 kW. Fig 6) segnala-no un ottimo comportamento dal punto di vista prestazionale e fun-zionale. Del resto, come vedremo meglio più avanti, non esistono soluzioni F-gas a basso GWP (<150) in alternativa agli attuali HFC407c e

ambientale, pompe di calore monoblocco ac-qua/acqua a bassa carica di ammoniaca operan-ti anche ad elevata temperatura, fino a 90°C di progetto, per applicazioni di teleriscaldamento urbano: refrigerante naturale (NH3), utilizzo di energie rinnovabili (Pompe di Calore), riduzione dell’inquinamento nelle aree urbane, ed in talu-ni casi anche abbinamento ad impianti di sola-re termico con associato stoccaggio stagionale del calore catturato dal sole. Interessanti anche le applicazioni di cicli in cascata con pompe di calore monoblocco ad alta temperatura (70°C) a carica ridottissima di NH3, che sfruttano i con-densatori di impianti di refrigerazione industriale come sorgente di calore, ottenendo un doppio effetto utile, freddo a bassa temperatura e caldo ad alta temperatura per impieghi di processo o di riscaldamento e un’efficienza globale di gran-dissimo interesse.

Applicazioni con anidride carbonicaSempre in tema di riduzione delle cariche e

di contemporaneo significativo incremento del-le efficienze di sistema è opportuno citare l’utiliz-zo di sistemi in cascata di CO2/NH3 in impianti di surgelazione a bassa temperatura: riduzione di un ordine di grandezza delle cariche di NH3, refrige-rante classificato come B2L lievemente tossico ed infiammabile, quindi difficilmente utilizzabile per ragioni di sicurezza nelle celle di surgelazione, sosti-tuito in queste da CO2, utilizzata nella parte “a bas-sa temperatura” del ciclo in cascata; il tutto a fronte dell’impossibilità nel prossimo futuro di impiega-re in questa applicazione HFC ad elevatissimo va-lore di GWP. Sempre la CO2 trova già oggi ampia applicazione nel Nord Europa nella refrigerazio-ne commerciale in cicli transcritici o in cascata con

Figura 6 – AARHUS UNIVERSITY HOSPITAL. Centrale frigorifera dotata di nove chillers raffreddati ad aria, ciascuno con capacità di 250 kW, caricati con ca 23 kg di R290 Propano. Nella stesso sito è installata una pompa di calore ad alta temperatura da 450 kW con 40 kg di carica di R606a Isobutano per ciascuno dei due circuiti frigoriferi.

Figura 5 – HEATHROW TERMINAL 5. Centrale frigorifera dotata di quattro unità package ad ammoniaca, ciascuna con capacità di 6660 kW e carica di 1370 kg

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HFC410A. Grazie alle sue miglio-ri caratteristiche termodinamiche per impiego ad alta temperatura, un altro HC, l’isobutano R606a, è stato testato, sempre nello stesso impianto di Aarhus, in pompe di calore con temperatura di manda-ta di ca. 90°C.

Il futuro è l’acqua?Perfino ciò che sino ad ora

sembrava un’utopia, l’utilizzo dell’acqua come refrigerante in ci-cli a compressione di vapore (ODP zero, GWP zero, assolutamente si-cura essendo in classe A1), si avvi-cina sempre più a diventare realtà, anche se molta strada dovrà esse-re ancora percorsa per rendere la soluzione accettabile dal punto di vista economico e per garantirne la necessaria flessibilità d’impiego. Nuove tecnologie sono allo stu-dio per affrontare le sfide create dalla bassissima densità e pressio-ne del refrigerante, che richiedo-no quindi da un lato di manipola-re portate volumetriche inusitate e dall’altro di utilizzare apparec-chiature ad elevato grado di vuo-to. Si prospettano nuove tipologie di compressori e scambiatori di

buon compromesso tra prestazioni, sicurezza di utilizzo ed impatto ambientale, ancor più a fron-te sia di nuove tecnologie che permettano la ri-duzione delle cariche di refrigerante nei sistemi (evaporatori allagati ad altissima efficienza “fal-ling film”, batterie di scambio ad aria tipo micro-channel, ecc.) e la minimizzazione dei rischi di fu-ghe di refrigerante (quantità e tipologie di giunti opportunamente ristudiati), sia di procedure di manutenzione molto attente al controllo delle perdite ed al recupero dei refrigeranti a fine vita operativa delle apparecchiature.

Le performance degli HFOIn ambito AHRI è stato lanciato un program-

ma di valutazione delle potenziali alternative ai principali HFC, denominato AREP (Alternative Refrigerants Evaluation Program), che prende in considerazione sia refrigeranti naturali che sintetici. Focalizzandoci sui chiller e sulle pom-pe di calore reversibili di largo utilizzo nel nostro mercato, ad oggi i refrigeranti più comuni sono R134a per gruppi di medie e grandi capacità fri-gorifere (tipicamente dotati di compressori a vite o centrifughi), R407c per unità di media capacità (compressori a vite e scroll) ed R410A per unità di potenza medio-piccola (compressori scroll).

Senza entrare nel dettaglio di ogni singola al-ternativa esaminata da AREP, si evidenzia come le alternative sintetiche ad R134a (Fig. 7) posso-no essere l’HFO1234yf, vicino all’uso industriale nel settore del condizionamento automobilisti-co, e l’HFO1234ze che troverà probabile impiego come agente espandente. Entrambe queste so-luzioni garantiscono un buon potenziale in ter-mini di caratteristiche termodinamiche, tuttavia sono entrambe caratterizzate da un modera-to livello di infiammabilità, caratteristica questa che potrebbe precluderne al momento l’utilizzo in chiller per installazione indoor. Purtroppo an-che le alternative con miscele di HFO ed HFC con GWP<150 risultano infiammabili. A questo punto l’utilizzo di refrigeranti sintetici in chiller di medie o grandi potenze per installazione in locali chiusi imporrebbe l’elaborazione di nuovi standard di sicurezza, che tengano conto di valori di infiam-mabilità moderata, con l’obiettivo di coniugare gli aspetti imprescindibili di sicurezza a costi di installazione accettabili.

Nuovi standard di sicurezzaProprio a questo scopo è stata infatti defini-

ta la nuova proposta di classificazione ASHRAE 34, con l’aggiunta dell’indice 2L in presenza di livelli di infiammabilità moderati. In alternativa potrebbero essere disponibili potenziali misce-le HFC/HFO classificate A1, quindi sicure sia dal punto di vista della tossicità che dell’infiamma-bilità, ma caratterizzate da valori di GWP mode-rati (450<GWP<650). Associate a nuove tecnolo-gie per la riduzione della carica di refrigerante ed

calore “aperti” per migliorare ulteriormente l’ef-ficienza del ciclo, che, alla luce delle conoscenze attuali, appare comunque molto allineato rispet-to alle migliori soluzioni oggi disponibili con re-frigeratori centrifughi a velocità variabile basati su HFC134a.

HFO come soluzione intermediaPur avendo disponibile una nuova gamma

di soluzioni con refrigeranti naturali, restano sempre molto importanti le considerazioni di costo, di sicurezza e in taluni casi anche di effi-cienza che ne possono limitare in maniera im-portante la diffusione. Per questa ragione e con l’obiettivo generale di migliorare la sostenibilità delle applicazioni di refrigerazione e condiziona-mento, ci si è posti l’obiettivo di sviluppare una nuova generazione di F-gas, chiamati idrofluo-ro-olefine (HFO), caratterizzati da una maggio-re instabilità delle molecole e pertanto da valori di GWP100 molto bassi. Tutto ciò a fronte però di un certo intrinseco livello di infiammabilità, sem-pre dovuto all’elevata instabilità delle molecole. Come vedremo in dettaglio, questi nuovi HFO possono anche essere opportunamente misce-lati con HFC, creando sia miscele azeotropiche che zeotriche, in modo tale da avere caratteri-stiche di elevata efficienza e sicurezza, simili a quelle ad oggi riscontrate con la serie degli HFC, ma con riduzioni significative dei valori di GWP (150<GWP<700) rispetto a questi ultimi. Il loro utilizzo potrebbe essere accettabile, frutto di un

Figura 8 – HFC134a e le sue alternative con fluidi naturali

Figura 7 – HFC134a e le sue alternative HFO/HFC

18 #17

in presenza di procedure di controllo ancor più stringenti rappresenterebbero eventualmente una soluzione di compromesso valida rispetto alla situazione attuale. Come si è visto in prece-denza, l’ammoniaca potrebbe essere il refrige-rate naturale più credibile per chiller di grandi dimensioni, laddove fosse risolto il problema di infiammabilità con nuovi standard di sicurez-za, tenendo conto che ora anch’essa avrà clas-sificazione 2L. La vera limitazione nell’utilizzo di NH sarebbe a questo punto legata al costo delle apparecchiature, nonché alle problematiche di tossicità e di potenziale rischio legato all’effetto panico che la caratterizzano. Per applicazioni in pompe di calore, accanto all’ammoniaca potreb-bero essere applicati sia R600a iso-butano, come abbiamo visto in precedenza, che una miscela di questo idrocarburo con propano. In questo caso l’applicazione potrebbe essere veramente limi-tata alle sole installazioni outdoor, avendo en-trambi una classificazione A3 (Fig. 8).

Quali sostituti?Considerando i campi di applicazione con re-

frigeranti ad alta pressione, attualmente nel set-tore dei chiller troviamo in Europa principalmen-te l’HFC407c. Come suoi potenziali sostituiti (Fig. 9), si possono ipotizzare sia l’ammoniaca, per la quale sono anche disponibili gruppi package a bassissima carica di refrigerante, sia l’R290 pro-pano che, come abbiamo visto, è già referenzia-to. A questi si può aggiungere anche un altro HC, l’R1270 propilene, con caratteristiche simili o mi-gliori rispetto al propano. Sono tuttavia tutti in-fiammabili, in particolar modo i due idrocarburi, quindi utilizzabili in applicazioni specifiche e con i dovuti sistemi di sicurezza. In alternativa, nel campo dei refrigeranti naturali, si trovano solo miscele di HFO/HFC con valori interessanti di GWP (<350), pur non raggiungendo il target di GWP<150. Affrontando la sostituzione di HFC410A (Fig. 10) si trova una situazione proble-matica a lungo termine, dato che, con caratteri-stiche termodinamiche simili, si trovano solo re-frigeranti sintetici, nessuno con GWP<150. Il candidato alternativo più accreditato è l’HFC32, peraltro già noto essendo parte della miscela di R410A; ottime prestazioni termodinamiche, otti-ma soluzione ponte in quanto disponibile nel breve periodo, ma classificato A2L e con GWP pari a 675. Le miscele HFC/HFO non sembrano in questo caso costituire un’alternativa vantaggio-sa rispetto ad HFC32. Anche in questo caso si può puntare ad buon compromesso, accettan-do un GWP moderato a fronte di sforzi ulteriori per la riduzione delle cariche e di controlli accu-rati dal punto di vista manutentivo. Le nuove re-golamentazioni sull’uso degli F-gas dovranno necessariamente tenere conto di considerazioni di costo e di effettiva disponibilità sul mercato di questi nuovi fluidi. n

RefRigeRanti tRa Passato e futuRoÈ interessante dare uno sguardo alla storia dei refrigeranti per capirne l’evoluzione e il sen-so di una continua sfida al miglioramento. Nati con l’industria del freddo nella seconda metà dell’800, i fluidi erano stati inizialmente selezionati con il solo scopo di essere adatti ad ope-rare in cicli frigoriferi, a prescindere da altre valutazioni, fossero queste di infiammabilità, tossicità od efficienza. Si trattava principalmente di refrigeranti naturali come SO2, eteri, ammoniaca, CO2 ed idrocarburi. Negli anni ’30 del secolo scorso furono introdotti i primi re-frigeranti sintetici, i CFC e successivamente anche gli HCFC, che risolvevano brillantemente le istanze di maggiore efficienza e di sicurezza. Ecco quindi un passaggio di grande valore per la diffusione dell’industria del freddo. Ma agli albori degli anni ’90 ecco spuntare una nuo-va problematica, frutto della naturale tendenza umana alla continua ricerca di nuove e mi-gliori soluzioni e della neonata sensibilità verso le tematiche ambientali. In una prima fase, a causa di dati molto allarmanti rispetto alla problematica creata dalla progressiva e rapida distruzione dello strato di ozono stratosferico da parte del cloro presente nelle molecole dei CFC e degli HCFC, l’accento venne posto proprio sulla necessità di sviluppare nuovi refrigeran-ti privi di cloro. Ecco nascere quindi una nuova generazione di F-gas, gli HFC che si rivelarono altrettanto efficaci, efficienti e sicuri dei precedenti, ma con caratteristiche ambientali note-volmente migliorate. Risolto ormai il problema dell’ozono altre sfide sono ora all’orizzonte, sfide generate da una generale ed accresciuta sensibilità ambientale. Il riscaldamento glo-bale è ora al centro dell’attenzione ed il futuro vedrà sicuramente un ritorno dei refrigeran-ti naturali così come lo sviluppo di nuovi F-gas molto più compatibili con l’ambiente rispetto agli attuali HFC. Un ritorno, se vogliamo, alle problematiche iniziali di tossicità ed infiamma-bilità, che andranno ora risolte con nuove tecnologie e standard di sicurezza. Una sfida per il miglioramento dell’ambiente, ma anche una grande opportunità per l’industria se saprà in-vestire opportunamente in questa direzione.

Figura 10 – HFC410A e le sue alternative con HFC32 e miscele HFO/HFC

Figura 9 – HFC407c e le sue alternative con fluidi naturali e HFO/HFC

Energy Valve è la nuova valvola di Belimo con regolazione elettronica della portata progettata per l’applicazione in grandi impianti. Grazie al monitoraggio costante del ∆t e della portata integrato in una sola valvola di regolazione a tenuta, Energy Valve previene in maniera efficace qualsiasi spreco di energia nei circuiti non attivi. Il know how Belimo, frutto di una costante ricerca tecnica perseguita nel segno dell’innovazione, è garanzia di massima precisione, lunga vita di servizio e nessuna necessità di manutenzione.

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#1720

modalità di raffrescamento che di riscaldamento, sono stati utilizzati i refrigeranti in Tabella, confrontati con R410A

Di seguito riportiamo i test eseguiti su un piccolo refrigeratore d’acqua chiller/pompa di calore, presso il Trane’s La Crosse, Wisconsin, Laboratory. Per i test di dropin eseguiti sia in

L’Air-Conditioning, HeAting And refrigerAtion institute (AHri)� ha recentemente svilup-pato tre report riguardanti il Low Global

Warming Potential Alternative Refrigerants Evaluation Program (Low-GWP AREP) che con-tengono i risultati di alcuni test effettuati sui re-frigeranti a basso GWP sostitutivi del R410A uti-lizzati per le pompe di calore residenziali, per i chiller raffreddati ad aria e per le applicazioni commerciali di alcune macchine. Attualmente i test sono ancora in corso, ma il progetto è di completarli nel 2013.

Figura 1 – UNITÀ DI PROVA IN CAMERA CONTROLLATA. Sensori di pressione sono stati montati lungo il circuito frigorifero. Nella figura si notano gli attacchi dell’acqua allo scambiatore a piastre. Il distributore è completamente isolato

ARM-32a R-32/R-125//R-134a/R-1234yf (25/30/25/20) ARM-70a R-32/R-134a/R-1234yf (50/10/40) DR-5 R-32/R-1234yf (72.5/27.5) HPR1D R-32/R-744/R-1234ze(E) (60/6/34) L-41a R-32/R-1234yf/R-1234ze(E) (73/15/12) L-41b R-32/R-1234ze(E) (73/27) R-32 R-32 (100)

Nei laboratori di un costruttore americano sono state testate le efficienze dei refrigeranti sostitutivi del R410A in apparecchiature esistenti

a cura della Redazione

Nuove miscele a confronto

Refrigeranti ed efficienza

#17 21

HP

LP

HP

LP

HPLP

"Tsat(P)""T"

printed 6 Jul, 2012Drawing1 | Page-1

TFi

TFo

liquid injection fordischarge superheat control

Phicut-outswitch

TdischargeTwell(empty)

Schradervalves

Plocut-outswitch

(cmpr discharge)

(cmpr discharge)

cooling: evaporator inletheating: condenser outlet

cooling: evaporator outletheating: condenser inlet

cooling: evaporator outlet (superheat)heating: condenser inlet (superheat)

or

expansion tank

(cmpr suction)

(cmpr suction)

cooling: condenser outlet (subcooling)heating: evaporator inlet (check Tsat)

cooling: condenser inlet (superheat)heating: evaporator outlet (superheat)

variable control

Flow

cooling: evaporator inlet (check Tsat)heating: condenser outlet (subcooling)

1

2

34

5

6

7

8 9

10

1112

13

(compressor power)

(unit power)

Measure T's at outlet of each circuitto check for maldistribution?

Figura 2 – FUNZIONAMENTO DEL SISTEMA. Lo schema mostra le posizioni dei punti di misurazione

Come funziona il test?I test in modalità di raffreddamento sono costituiti da:1. Scansione della carica refrigerante al valore nomina-

le di esercizio (limite) per le condizioni di:• temperaturainuscitadell’acquarefrigerata=45°F±0,1°F

• portatad’acquarefrigerata=14,0gpm±0,1gpm• temperaturaambiente=95°F±0,15°F• surriscaldamentoall’aspirazionedelcompressore~10-12°F(TXVaggiustatasecondonecessità).

2.Variazionedellatemperaturainuscitadell’acquarefri-geratamantenendolatemperaturadell’ariaparia95°F:• Temperaturadell’acquainuscitadalchillertra41°Fe47°F

3.Variazionedellatemperaturaambientemantenen-dolatemperaturadell’acquainuscitafissataa45°F:• 75°F≤Tair≤115°F(amenochenonsialimitatadaldisinserimentodell’interruttoredialtapressioneimpostato a 600 psia)

Condizioni di funzionamentoQuesta matrice di test genera diverse misurazioni in condizioni di esercizio nominale così da verificare la riproducibilità.IlchillerKoolmanèstatoprogettatoperilmercatoin-ternazionale e risulta classificato alle seguenti condi-zioni in modalità di raffreddamento: • temperaturaariaesterna=35°C=95°F• temperaturainuscitadell’acquarefrigerata=7°C=44,6°F

• temperaturaingressodell’acquarefrigerata=12°C=53,6°F

→variazionedellatemperaturadell’acquarefrige-rata=5°C=9°F

risultati del test

Figura 3 – CAP. Capacità (CAP, in qualsiasi unità di misura) ottenute nelle condizioni nominali di funzionamento, riferite a R410A preso come base

Figura 4 – EER ALLE CONDIZIONI NOMINALI DI FUNZIONAMENTO, RIFERITE A R410A. EERc è quello riferito alla potenza assorbita del solo compressore, EERt è quello riferito all’apparecchiatura totale comprendente quindi ventilatori e controlli.

Figura 5 – CHRG. Carica (Chrg) corrispondente al massimo EER ottenuto alle condizioni nominali di funzionamento, riferite a R410A. l test di riferimento del refrigerante R410A hanno utilizzato una carica lbm di 12,0. Per tutti i refrigeranti alternativi era necessaria una carica minore. In particolare, le scansioni di carica sono state effettuate con incrementi di 0,5 lbm, mentre l’andamento della curva EER è risultata relativamente larga e, nella maggioranza dei casi, piatta.

22 #17

Figura 12 – PORTATA DEL REFRIGERANTE (REFRIGERANT FLOW RATE). Calcolata in base al coefficiente di trasmissione lato acqua dell’evaporatore e le proprietà del refrigerante

Figura 11 – PERDITE DI CARICO. Calcolate lungo la linea di aspirazione evaporatore-compressore e quella di mandata compressore-condensatore (Psid = differenziale pressione). Per la maggior parte, le cadute di pressione di linea risultano leggermente inferiori per i refrigeranti alternativi rispetto al refrigerante di riferimento R410A.

Figura 10 – DIFFERENZE DELLE TEMPERATURE (ENTRATA-USCITA) AL CONDENSATORE. Le temperature entranti di rugiada (un’indicazione della “sovrapressione” necessaria per ottenere l’espulsione del calore del condensatore) di tutti i refrigeranti alternativi risultano leggermente superiori rispetto al caso del refrigerante R410A. * CiDP = punto di rugiada refrigerante all’entrata del Condensatore; CoBP = punto di bolla del refrigerante all’uscita del Condensatore. CiDP e CoDP (delle colonne 1 e 2) rappresentano il “glide” comprendente l’effetto della caduta di pressione (perdita di carico) attraverso il Condensatore. CoBP e TCo (delle colonne 2 e 3) rappresentano, invece, il sottoraffreddamento all’uscita del Condensatore

Figura 9 – TEMPERATURE. Cambiamenti delle temperature dell’acqua e di quella di saturazione del refrigerante (“glide”) attraverso l’evaporatore a piastre. Si nota come le performance dell’evaporatore con R32 e DR-5 siano molto simili alle sue prestazioni con il refrigerante R410A, mentre con DR-5 tende ad un funzionamento leggermente migliore rispetto a R32. Sembra che la fluidità dell’HPR1D potrebbe contribuire in modo significativo alla carenza di prestazioni misurate. * Twi = temp. dell’acqua refrigerata all’ingresso dell’evap. – Two = all’uscita; Tso = temp. di saturazione all’uscita dell’evap. – Tsi = all’entrata

Figura 6 – SURRISCALDAMENTO DIFFERENZIALE (°Fd). Calcolato all’uscita dell’evaporatore (superheat leaving evaporator) e all’aspirazione del compressore (at compressor suction) alle condizioni nominali di funzionamento. La valvola di espansione termostatica TXV monitora il surriscaldamento di aspirazione del compressore. L’incremento della temperatura tra l’uscita dell’evaporatore e l’aspirazione del compressore è dovuto al trasferimento di calore nel momento in cui il flusso passa attraverso la valvola di commutazione (il flusso va dalla mandata del compressore al condensatore). L’obiettivo di aspirazione del surriscaldamento da parte del compressore era di 10-12°C. Il valore finale riportato per DR-5 risulta leggermente più basso, anche perché è stata utilizzata in fase di prova una precedente descrizione delle proprietà. I dati DR-5 sono stati successivamente rielaborati.Occorre rilevare che la TXV potrebbe non essere settata correttamente (TXV era giunta al termine della sua corsa) nel momento di esecuzione di ARM-32a.

Figura 7 – SOTTORAFFREDDAMENTO DIFFERENZIALE (SUBCOOLING, °FD). Ottenuto nelle condizioni nominali di funzionamento con la carica di refrigerante che massimizza l’EER. Il sottoraffreddamento del condensatore alla carica selezionata varia tra i 10°F (R32) e 15°F. La carica che ha massimizzato l’EER per ARM-32a è disponibile solo a 2-3°C di sottoraffreddamento.

Figura 8 – DIFFERENZE DELLE TEMPERATURE (USCITA-ENTRATA EVAPORATORE) CALCOLATE PER EVAPORATORE DEL TIPO A PIASTRE BRASATE. Si presume che l’85% della perdita di carico misurata all’evaporatore avviene nel restringimento all’entrata dei canali dell’evaporatore stesso. Tale stima è stata effettuata osservando come essa risulti a ragionevoli differenze tra la temperatura dell’acqua in uscita e la corrispondente temperatura di saturazione del refrigerante che entra nei canali (vedere prima colonna). Le differenze di temperature fra l’acqua di ingresso e il refrigerante in uscita sono indicate nella seconda e terza colonna; la differenza tra queste due colonne è l’uscita del surriscaldamento dell’evaporatore. * Twtr,lvg = temp. dell’acqua refrigerata all’ingresso dell’evap.; Tsat,ent = temp. di saturazione; Tdew,lvg = punto di rugiada (temp. di saturazione) alla pressione del refrigerante. all’uscita dell’evap.

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Figura 15 – DIFFERENZA DI TEMPERATURA. Calcolata alla mandata del compressore (CDT) per ciascun refrigerante e con confronto a R410A

Figura 14 – TEMPERATURA DEL REFRIGERANTE. Calcolato alla mandata del compressore (cdt) nella marcia alle condizioni di funzionamento nominali

Figura 13 – EFFICIENZA ADIABATICA DEL COMPRESSORE (ηcompr). Calcolata con le misurazioni all’aspirazione e alla mandata e in base alle proprietà del refrigerante. Appare improbabile che i valori più alti ottenuti per alcune delle miscele siano reali.

CONFIGURAZIONE DI PROVA

La macchina utilizzata per i test è un chiller raf-freddato ad aria e pom-pa di calore. Tale macchi-na presenta una capacità di raffreddamento nomi-nale di progetto di 4,4 RT (15,6 kW) ed è stata pro-gettata per fornire acqua refrigerata o calda per ap-partamenti, uffici o piccoli negozi al dettaglio. In mo-dalità di raffreddamento, l’evaporatore è uno scam-biatore di calore a piastre (BPHE), mentre il conden-satore è un serpentina RTPF.

La macchina può uti-lizzare come refrigeran-te sia R22 che R407C. Tuttavia, dato che l’unità in fase di sperimentazione è dotata di un compresso-re a valvola di espansione, i refrigeranti utilizzati sono stati R410A e R32. In segui-to al completamento del test con i refrigeranti alter-nativi proposti come so-stitutivi di R410A, il com-pressore verrà sostituito con un normale compres-sore e la sperimentazione continuerà con refrigeran-ti aventi capacità più vici-na a R22.

#1724

prende il nome di ciclo Brayton, in analogia con la tecnologia dei cicli a gas. In particolare, questo tipo di ciclo con un rigenerato-re attivo, ossia realizzato con ma-teriale magnetico, rappresen-ta il ciclo così detto AMR (Active Magnetic Regenerator refrigerant cycle). Nell’AMR una matrice poro-sa realizzata in materiale magne-tico, funge sia da refrigerante che da rigeneratore. Un fluido rigene-rante viene spinto all’interno del

Questa tecnologia fu poi usata nelle applicazioni a temperature criogeniche a partire dal 1930. La prima macchina per la refrigerazione magnetica a temperatura ambiente fu costruita da Brown nel 1976 al Lewis Research Center dell’American Aeronautics & Space Administration [4]. Rispetto agli impianti a compressione di vapore, la refri-gerazione magnetica può essere una tecnolo-gia promettente sia dal punto di vista energetico che dal punto di vista ambientale. Soprattutto sotto quest’ultimo punto di vista bisogna consi-derare che il refrigerante magnetico è allo stato solido e quindi del tutto innocuo per l’ambien-te non avendo nessun potenziale di distruzione dell’ozono (ODP nullo) e non contribuendo in maniera diretta all’effetto serra (GWP nullo).

Il ciclo AMRPer la refrigerazione magnetica esistono di-

versi cicli di riferimento, ma quello più usato

Circa il 15% del consumo mondiale di energia è dovuto ai sistemi di refrigerazione. Tra le numerose applicazioni, il condizionamen-

to dell’aria è responsabile del maggior consumo di energia elettrica. La refrigerazione moderna è basata quasi esclusivamente sulla compres-sione di vapore, per cui, considerando le pro-blematiche di tipo ecologico connesse a tali ap-parecchiature, è ovvio l’interesse a sviluppare nuovi sistemi più efficienti ed eco-compatibi-li. Una valida alternativa può essere la refrigera-zione magnetica, tecnologia emergente basata sull’effetto magnetocalorico (MCE) delle sostan-ze magnetiche, una proprietà intrinseca di tutti i materiali magnetici a stato solido, dovuto all’ac-coppiamento della sottostruttura magnetica del materiale con un campo magnetico esterno [1,2]. Lo studio della refrigerazione magnetica ini-ziò con la scoperta dell’effetto magnetocalorico da parte del fisico tedesco Warburg nel 1881 [3].

L’effetto magnetocaLorico Magnetizzando un ferromagnete o un paramagnete se ne riduce l’entropia di tipo magnetico. In una trasformazione adiabatica ed internamente reversibile, la sostanza magnetizzata incrementa la sua temperatura; viceversa per una de-magnetizzazione si ha una diminuzione della temperatura. La variazione adia-batica di temperatura, il ∆Tad, rappresenta una misura dell’MCE del materiale. Tale fenomeno si presenta con un’intensità che dipende sia dalle proprietà ma-gnetiche della sostanza, sia dalla temperatura di inizio processo. Nei ferroma-gneti il ∆Tad presenta un comportamento prima crescente e poi decrescente, esi-bendo un massimo in prossimità della temperatura di Curie (Tc). Tra i materiali

generalmente usati nella refrigerazione magnetica a temperatura ambiente il più noto è il gadolino, una terra rara appartenente al gruppo dei lantanidi con una temperatura di Curie pari a 294 K e con una transizione di fase del secondo ordine paramagnete – ferromagnete. Caratteristica dell’applicazione che si vuole consi-derare è il temperature span, ossia la differenza tra la temperatura dell’ambiente esterno e quella del sistema da refrigerare. Per stabilire se una materiale magne-tico sia o meno idoneo bisogna effettuare un confronto tra la sua temperatura di Curie e la temperatura media caratteristica dell’applicazione. Infatti nell’intorno della temperatura di Curie l’effetto magnetocalorico è massimo.

Progettato e realizzato presso il Laboratorio di Tecnica del Freddo dell’Università degli Studi di Salerno il primo prototipo di refrigeratore magnetico rotante italiano

di Ciro Aprea1, Gerardo Cardillo1, Adriana Greco2, Angelo Maiorino1 e Antongiulio Mauro1

La refrigerazione magnetica come alternativa alla compressione di vapore

Sistemi di refrigerazione

#17 25

the magnetic refrigeration as an aLternative to vapor compressionThe modern refrigeration is based almost exclusively on vapor compression, so, considering the ecological pro-blems related to such equipment, it’s obvious the interest in developing new systems more efficient and eco-friendly. A viable alternative may be the magnetic refrigeration, emerging technology based on magnetocaloric effect of magnetic substances

Keywords: magnetic refrigeration, vapor compression, magnetocaloric effect

dell’Università degli Studi di Salerno è stato pro-gettato e realizzato il primo prototipo di refri-geratore magnetico rotante italiano in grado di produrre acqua fredda da impiegare per ambi-ti quali la climatizzazione ambientale e la refri-gerazione commerciale. Il prototipo, denomina-to 8-Mag, è composto da un gruppo magnetico, da una serie di rigeneratori attivi, da un circuito idraulico, da un circolatore, da un motore elet-trico e da due scambiatori di calore, uno ver-so la sorgente calda e uno verso quella fredda. Durante le fasi di progettazione è stata posta particolarmente attenzione al gruppo magneti-co, volendo perseguire l’obiettivo di massimiz-zare l’induzione magnetica senza penalizzare lo spazio utile per il posizionamento dei rigenera-tori tra le estensioni polari dello stesso gruppo. A valle di un’attenta analisi numerica, devota alla definizione di simulazioni agli elementi finiti su diverse geometrie e materiali, si è pervenuti alla realizzazione di un gruppo magnetico compo-sto da elementi in NdFeB sinterizzato in grado di sviluppare un’induzione magnetica massima disponibile pari a 1,2 T quando il traferro, inteso come lo spazio utile per il posizionamento dei ri-generatori, è uguale a 43 mm (Figura 3).

magnetico, in modo tale da innalzarne il pro-filo di temperatura di una quantità ΔTad varia-bile rispetto alla lunghezza del rigeneratore.

4. Scambio termico isocampo: mantenendo nulla l’intensità del campo magnetico ester-no, la matrice viene investita dal fluido rige-nerante che, provenendo dallo scambiatore lato caldo, si trova ad una temperatura mag-giore di quella dell’estremo caldo del rigene-ratore. La matrice tende a riscaldarsi a spese del fluido, che, raffreddandosi fino ad una temperatura inferiore a quella dell’ambiente da refrigerare, viene inviato nello scambiato-re lato freddo. In questa fase del ciclo il fluido secondario assorbe nello scambiatore di ca-lore lato freddo la potenza refrigerante Qref, realizzando l’effetto utile del ciclo.Requisito fondamentale per il funzionamen-

to di un ciclo basato sulla refrigerazione magne-tica è avere a disposizione un campo magnetico statico a cui sottoporre il materiale magneti-co per realizzare l’effetto magnetocalorico. Tale campo magnetico può essere ottenuto utiliz-zando sia i magneti permanenti che gli elettro-magneti o magneti superconduttori.

Il primo prototipo di refrigeratore magnetico rotante italiano

Presso il Laboratorio di Tecnica del Freddo

rigeneratore per mezzo di un di-splacer o di una pompa. Il fluido secondario utilizzato può essere un gas (aria, elio) oppure un liqui-do (acqua, una miscela acqua anti-gelo, alcool). In tale analisi s’ipotiz-za che il fluido rigenerante scambi calore in due scambiatori a tem-peratura costante e pari rispettiva-mente a Th (temperatura dell’am-biente esterno) e Tc (temperatura del sistema da refrigerare). Un ci-clo AMR consta di quattro fasi, rap-presentate in Figura 1. Nella figu-ra con la linea tratteggiata è stato indicato il profilo di temperatura del materiale magnetico all’inizio di ogni fase, con la linea continua alla fine.

Le quattro fasi sono:1. demagnetizzazione adia-

batica: il campo magnetico viene annullato, in modo tale da ottenere un abbassamento del profilo di temperatura del-la matrice di una quantità ΔTad

variabile rispetto alla lunghez-za del rigeneratore.

2. Scambio termico isocam-po: mantenendo invariata l’in-tensità del campo magnetico esterno, la matrice viene attra-versata dal fluido rigenerante che, provenendo dallo scam-biatore lato freddo, si trova ad una temperatura inferiore a quella dell’estremo freddo del rigeneratore. La matrice si raf-fredda a spese del fluido, che si riscalda fino ad una tem-peratura maggiore di quella dell’ambiente esterno. Il flui-do secondario in uscita dal ri-generatore viene inviato nello scambiatore lato caldo dove cede l’energia termica Qrej por-tandosi alla temperatura Th.

3. Magnetizzazione adiaba-tica: la matrice porosa vie-ne investita da un campo Figura 3 – Un particolare

dell’alloggiamento dei rigeneratori

Figura 1 – Ciclo AMR. Le quattro fasi

c) Magnetizzazione

T

x

d) Raffreddamento iso-campo

T

x

a) Demagnetizzazione

T

x

b) Riscaldamento iso-campo

T

x

26 #17

iL modeLLo matematico di un cicLo amrRicorrendo ad un bilancio energetico riferito alla coppia rigeneratore-fluido, è stato identificato un modello monodimensionale che, con opportune equazioni al contorno ed iniziali, fosse in grado di descrivere il comportamento di un AMR [5-10]. (1)

m f c f

∂ Tf

∂ tmf L c f

∂ Tf

∂ x− ALKe�,f

∂ 2Tf

∂ x2 = h ASC T( ( )( ) ( )

) +

( )

+ s − Tf∂ p∂ x

mf

ρfL

ms c s

∂ Ts

∂ t− ALK e�,s

∂ 2 Ts

∂ x2 = h A SC Tf − Ts – msTs

∂ ss

∂ H T

∂ H∂ t

L’area di scambio effettiva, in base a considerazioni geometriche, è definite come:

(2)Asc=6

dpV (1− ε)

Il coefficiente di scambio termico convettivo solido-fluido è valutato con l’equa-zione di Wakao et al. [11]:

(3)h=k f

dp[2 + 1.1 Pr

f 1/3 Ref 0 . 6]

L’equazione di Ergun [12]è invece usata per valutare le perdite di carico del fluido secondario:

(4)∂ p∂ x

= 1801 − ε

ε

2 μ f

d pwinf + 1. 8

1 − εε2

ρ f

d pw inf

2( ) ( )

dove winf è valutato come: winf =mf

ρf A

La conducibilità temica effettiva del solido e del fluido secondario sono valuta-te come:

(5)K e�,f = ε k f + 0 . 5 [Pr f

ρf w f dp

μf] k f

K e�,s = (1 − ε) k s

( )L’equazione di Wakao e Kaguei [13] è stata usata per il termine diffusivo della conducibilità termica effettiva del fluido. L’energia termica ceduta all’ambiente esterna e sottratta al sistema da refrigerare sono valutate come:

(6)Q ref = ∫tD

t D + tCF

m (t) c f (Tc − Tf (t,0)) dt

(7)Q rej = ∫tD + t

CF+ t

M

t D + tCF + tM + tHF

m(t) c f (Tf (t,L) − T )H dt

Usando queste equazioni si può valutare il COP:

(8)COPwpd =Q ref

Q rej− Qref

Il lavoro della pompa può essere espresso come:

(9)Wp =

m(t) (ΔpCF + Δp )HF

η p ρ f(tCF + t )HF

Tenendo conto di questo contributo il COP può essere valutato come:

(10)COPpd =Qref

Qrej − Q ref p+ W

È stata effettuata una simulazione in un campo di temperatura tra 275 e 295 K. Il fluido secondario utilizzato è acqua liquida. È stato effettuato un confronto usan-do come materiale magnetico sia il Gadolino puro che la lega Gdx Tb1-x. In partico-lare per ottimizzare le prestazioni del ciclo, si è considerato un letto a più strati di lega. In ogni strato una composizione diversa e ottimale in modo da ottimizzare l’effetto magnetocalorico complessivo. Nella tabella 1 sono riportati i parametri con cui è stata effettuata la simulazione.La Figura 2 riporta i valori di COPwpd e COP al variare del numero di strati del letto. Nel grafico il letto a zero strati è fatto di gadolino puro. Nel grafico sono riportati anche il COP relativo ad una macchina di Carnot inversa e il COP di un ciclo a com-pressione di vapore operante nelle stesse condizioni. Avendo utilizzato l’acqua come fluido secondario il contributo dovuto al lavoro della pompa è trascurabile e quindi i valori di COPwpd e COPpd sono simili. Le prestazioni di un rigeneratore mo-no-materiale sono sempre inferiori a quelle di un rigeneratore a letto multi-stra-to. In particolare, il COP aumenta all’aumentare del numero di strati. Il ciclo AMR ha coefficienti di prestazione sempre superiori rispetto a quelli di un impianto a compressione di vapore. In particolare confrontando un ciclo AMR a otto strati di lega con un ciclo a compressione di vapore si ottiene una prestazione energetica maggiore del 63%.

Figura 2 – COPwpd e COPpd in funzione del numero di strati per una legaGdxTb1-x

Tabella 1 – Parametri del modello

Characteristics Values Dimensionsdp 600 µm

L 0,2 m

D 0,045 m

Qref 105 W

Bmin 0 T

Bmax 1,5 T

tD = tM 0,2 s

tCF = tHF 2 s

Th 295 K

TC 275 K

0

2

4

6

8

10

12

14

0 2 4 6 8 10

COPwpd

COPpd

COP

Layers

COPMC

COPVC

27#17

In particolare, la distribuzio-ne del campo magnetico lungo l’estensione dei rigeneratori è ri-sultata particolarmente uniforme garantendo che ciascuna sezio-ne dei rigeneratori fosse sottopo-sta alla stessa variazione di campo magnetico. I rigeneratori sono re-alizzati mediante un impacchet-tamento di sfere di Gd che vanno a costituire un letto poroso in gra-do di essere attraversato dal flui-do rigenerante che nella fattispe-cie è rappresentato da acqua mista a glicole. Durante il funzionamen-to del refrigeratore, ciascun rige-neratore sperimenta un proprio ciclo termodinamico in accordo con il ciclo AMR, dove le fasi di ma-gnetizzazione e demagnetizzazio-ne sono garantite dal moto relati-vo che si instaura tra i rigeneratori stessi e il gruppo magnetico. Per assolvere tale esigenza, il prototipo è costituito da un gruppo magne-tico rotante mosso da un motore alimentato in corrente continua e con variazione della velocità per mezzo di un controllore elettroni-co. Grazie alla possibilità di varia-re la velocità, è possibile ottenere una variazione della frequenza di rotazione e quindi della frequen-za ciclo, dal momento che i tempi

BiBLiografia[1] Zimm C., Jastrab A., Stenberg A., Pecharsky V.K., Gschneidner Jr K.A:, Osborne M., Rohsenow W.M.,

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[13] Wakao N., Kaguei S., (1982), Heat and Mass Transfer in Packed Beds, Gordon and Breach, New York.

all’interno dei seguenti valori: [0,1 0,2 0,4] Hz. I risultati (Figura 4) mostrano che la frequenza di rotazione, rispetto alla tempera-tura di scambio lato caldo, sia più influente sul valore del salto termico e quindi sulla risposta della macchina. I salti termici massimi rilevati sono dell’ordine di 8-9°C e sono generalmente ottenuti per le frequenze di lavoro più alte, l’andamento del sal-to termico rispetto alla frequenza infatti, risulta essere tenden-zialmente sempre crescente. Gli sviluppi futuri della caratteriz-zazione sperimentale del prototipo prevedono l’ampliamento dei range di variabilità delle grandezze indagate e l’estensione dell’analisi ad altre grandezze significative, quali ad esempio il COP e la potenza frigorifera erogata. n

1 Ciro Aprea, Gerardo Cardillo, Angelo Maiorino, Antongiulio Mauro – Dipartimento di Ingegneria Industriale, Università degli Studi di Salerno

2 Adriana Greco – DETEC, Università degli Studi di Napoli Federico II

di attraversamento del rigenerato-re da parte del fluido rigenerante e quelli di magnetizzazione e dema-gnetizzazione sono sincroni con la rotazione del gruppo magnetico. Durante la rotazione del magnete, che avviene con continuità, il fluido rigenerante è mosso da una pom-pa ad ingranaggi comandata da un inverter in modo tale da poter varia-re la curva caratteristica ed insegui-re diversi livelli di portata massica. Attualmente, è stata effettuata una prima caratterizzazione sperimen-tale del prototipo volta ad indenti-ficarne le prestazioni termodinami-che. Le misure di temperatura sono state effettuate impiegando delle termocoppie di tipo T calibrate (pre-cisione pari a 0,45 K) e direttamente annegate all’interno delle tubazioni. Il salto termico (ΔTspan) è stato valuta-to in funzione della temperatura me-dia del fluido di scambio lato caldo e della frequenza di rotazione dei ma-gneti, tutte le altre grandezze, tra cui la portata massica del sistema, sono state mantenute costanti.

La temperatura media di scambio al lato caldo è stata fatta variare attra-verso un sistema di termostatazione all’interno dei seguenti valori: [19, 22, 25, 28, 31]°C. La frequenza di rotazione dei magneti è stata fatta variare

nomencLaturaSimboliA area di scambio termico, m²B induzione magnetica, TC calore specifico, J/kgKCOP coefficiente di prestazione D diametro della sezione del rigeneratore, mdp diametro delle particelle, µmh heat transfer coefficient, W/m²KH intensità del campo magnetico, A/mk conducibilità termica, W/mKKeff conducibilità termica effettiva, W/mKL lunghezza del rigeneratore, mM magnetizazazione, A/mm massa, kgm portata massica, kg/sp pressione, PaPr numero di Prandtl Q energia termica, JRe numero di Reynolds S entropia [J/K]s entropia specifica, J/kgKT temperatura, Kt tempo, sW lavoro, Jw velocità, m/sx variabile spaziale, mx frazione in massa

Simboli greciΔ differenza finita [-]ε porosity [-]η rendimento isoetropico [-]μ viscosità [Pa s]ρ densità [kg/m³]Pediciad adiabaticaB campo magnetico costantec freddoCF raffreddamento iso-campoD fase di demagnetizzazionef fluido secondarioh caldoH campo magnetico costanteHF riscaldamento iso-campoinf flusso indisturbatoM fase di magnetizzazioneM.C. Macchina di Carnot inversap particella solidap pomparef refrigeranterej rigettatosc scambio termico effettivos solidoT temperature costant

ringraziamentiAngelo Maiorino ringrazia il sostegno finanziario PON Ricerca e Competitività 2007-2013, nell’ambito della convenzione di sovvenzione PON NAFASSY, PONa3_00007.

Figura 4 – Variazione del salto termico al variare della frequenza di rotazione

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elevato possibile appare come la più intelligente possibile, oltre che estremamente semplice e bana-le. Purtroppo, però, la realtà è più complessa e questa soluzione ri-schia di portare a veri e propri disa-stri energetici proprio perché tra-scura alcuni fattori, fondamentali ai fini di un corretto bilancio ener-getico. Infatti bisogna considerare anche:1) I carichi endogeni, dovuti alla

presenza delle persone e di tutti gli apparati collegati;

2) I carichi per irraggiamento solare;

3) I consumi energetici legati ai re-cuperatori di calore (cfr. Box 1).I carichi endogeni e quelli

per irraggiamento solare vengono normalmente denominati “appor-ti gratuiti”, perché, se ci si riferisce al solo riscaldamento, contribuisco-no a diminuire il fabbisogno ener-getico. Il termine gratuito è corret-to finché le dispersioni termiche sono maggiori dei valori di tali ca-richi: quando avviene il contrario è

La certificazione energetica in italia considera solamente la stagione invernale ed i consu-mi in regime di riscaldamento. Ciò spinge ad

isolare molto la struttura dell’edificio e ad utiliz-zare recuperi di calore sull’aria molto spinti. Nel mite clima mediterraneo, l’impostazione è sba-gliata in assoluto, ma lo è ancora di più in tutti gli edifici dove vi siano carichi endogeni elevati e un forte contributo dell’irraggiamento solare. Se quest’ultimo può e deve essere limitato, ma mai completamente annullato, se non azzerando le superfici vetrate, i carichi endogeni sono per lo più dovuti alla presenza delle persone, e di quan-to loro connesso, dai computer, ai tablet, alle luci, ai telefonini, alle stampanti e a quanto altro è ne-cessario per la vita quotidiana. L’articolo spiega quali siano le conseguenze dovute agli ecces-si di isolamento termico e come possono esse-re risolte mediante l’utilizzo del raffreddamen-to gratuito (free-cooling, nella denominazione anglosassone).

Conseguenze dell’isolamento e del recupero di calore sull’aria

Se si considerano solamente l’involucro edili-zio e il rinnovo dell’aria, la soluzione di aumenta-re l’isolamento termico e di installare recuperato-ri di calore sull’aria espulsa con il rendimento più EXTRA SPESSORI

CRED

IT T

empc

o

Come il free-cooling può risolvere le conseguenze dovute agli eccessi di isolamento termico

di Michele Vio

L’importanza del free-cooling negli edifici per la climatizzazione sostenibile

Raffreddamento

#17 29

The imporTance of free-cooling for air condiTioning The buildings in a susTainable wayEnergy certification in Italy considers only the winter season and consumption in the heating mode. This leads to isolate the very structure of the building and touse very driven heat recovery on the air. This article explains what are the consequences of the excesses of thermal insulation and how they can be solved through the use of free co-oling (free cooling in the Anglo-Saxon name).

Keywords: thermal insulation; free cooling; heat recovery

percentuale irraggiamento solare trasmessa all’interno dell’ambiente: l’efficienza dello scher-mo è tanto maggiore quanto più è basso SF). La tabella 1 riporta il carico endogeno per metro quadro di superficie in pianta.

Si può notare come i valori dei carichi endo-geni superino facilmente la soglia dei 10 W/m² di superficie in pianta anche con valori dell’irrag-giamento solare bassi e superfici vetrate limitate. Pertanto, la somma dei carichi endogeni e dell’ir-raggiamento solare negli uffici supera facilmen-te la soglia di 15 W/m² in tutti i periodi dell’anno. Può essere interessante effettuare un esempio su un ufficio lungo 6 m, largo 4 m e alto 3 m, con una superficie vetrata di 8 m² e una superficie di-sperdente verso l’esterno pari a 10 m². Il rapporto tra superficie vetrata e superficie in pianta è pari a 0,3. Gli “apporti gratuiti” sono considerati me-diamente pari a 20 W/m².

Osservando la figura 1, la prima considerazio-ne da fare riguarda il recupero di calore sull’aria espulsa: in edifici dove gli “apporti gratuiti” medi sono rilevanti, non ha alcun senso inserire recu-peratori con rendimento troppo elevato. Infatti, la curva dei fabbisogni con isolamento elevato e recupero di calore pari al 90% sta tutta nella zona grigia, che denota la necessità di smaltire calo-re. Pertanto, il recuperatore dovrebbe sempre o modulare la potenza recuperata, limitando il proprio rendimento, o addirittura essere bypas-sato perché altrimenti vi sarebbe la necessità di attivare il gruppo frigorifero anche in pieno in-verno. È consigliabile utilizzare recuperatori con un rendimento non superiore al 60%, anche per quanto detto nel box 1 (vedi più avanti).

La seconda considerazione riguarda l’isola-mento termico: se i carichi endogeni e i carichi per irraggiamento solare sono mediamente su-periori a 10 W/m² di superficie in pianta, è pro-babilmente inutile isolare eccessivamente l’edifi-cio, mentre diviene fondamentale operare sulle schermature solari, con buona pace della soste-nibilità di tutti i grattacieli in vetro che stanno sorgendo un po’ ovunque, affascinanti alla vista quanto energivori.

necessario attivare i gruppi frigoriferi, con il re-lativo consumo energetico. Se si prendono ad esempio gli uffici, ASHRAE considera un carico endogeno basso 5,4 W/m² (una postazione di la-voro ogni 16 m² di superficie), medio 10,8 W/m² (una postazione di lavoro ogni 12 m² di super-ficie). I carichi per irraggiamento solare dipen-dono anche dal rapporto tra superfici vetrate e superficie in pianta e dall’efficienza degli scher-mi (indicata da Shading Factor – SF – che dà la

necessario smaltire il calore in ec-cesso, perché altrimenti la tem-peratura all’interno dell’ambiente sale in modo incontrollato, cre-ando situazioni di discomfort ter-mico. In queste condizioni l’isola-mento termico è uno svantaggio perché riduce le dispersioni di calore che raffredderebbero na-turalmente l’ambiente: è allora

Figura 1 – POTENZA TERMICA RICHIESTA all’interno di un ufficio lungo 6 m, largo 4 m e alto 3 m, con una superficie vetrata di 8 m² e una superficie disperdente verso l’esterno pari a 10 m², apporti gratuiti complessivi di 20 W/m²

Le prime tre curve dall’alto rappresentano la somma della potenza richiesta dall’aria (1 volume/ora di rinnovo) e delle dispersioni della struttura nel caso di isolamento basso (curva rossa: antecedente alla legge 373/96), medio (curva verde: legge 10/91) e alto (curva azzurra: attuale classe A, senza l’utilizzo di un recupero di calore). La quarta curva, quella blu più in basso all’interno dell’area grigia, rappresenta la potenza richiesta nel caso di elevato isolamento, ma con l’inserimento di un recuperatore sull’aria espulsa con rendimento sensibile pari al 90%. Valori di dispersione inferiore allo zero, evidenziati dall’area grigia, indicano la necessità di disperdere calore e quindi rappresentano condizioni di funzionamento estivo.

Irraggiamento solare diretto [W/m²]

Rapporto tra superficie vetrata e superficie in pianta0,1 0,2 0,3

SF = 0,2 SF = 0,4 SF = 0,6 SF = 0,2 0,4 SF = 0,6 SF = 0,2 SF = 0,4 SF = 0,6100 2 4 6 4 8 12 6 12 18

200 4 8 12 8 16 24 12 24 36

300 6 12 18 12 24 36 18 36 54

400 8 16 24 16 32 48 24 48 72

500 10 20 30 20 40 60 30 60 90

600 12 24 36 24 48 72 36 72 108

700 14 28 42 28 56 84 42 84 126

Tabella 1 – CARICO SPECIFICO PER IRRAGGIAMENTO SOLARE [W/m²] in funzione del rapporto tra superfici vetrate, superficie in pianta e dell’efficienza degli schermi SF

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Isolamento per tutte le stagioni?La figura 2 mostra il comportamento del lo-

cale per uffici visto in precedenza, in funzione del tipo di isolamento, ipotizzando di installare un recuperatore di calore sull’aria espulsa con rendimento pari al 60%, in grado di modulare la potenza recuperata.

Le curve possono essere divise in tre di-verse condizioni di funzionamento: invernale, nella mezza stagione e estiva. Durante il fun-zionamento invernale consuma molto meno l’e-dificio con alto isolamento (la curva blu sta sot-to la curva rossa: la potenza richiesta è minore). Addirittura, per un lungo campo di temperature, da -10 fino a 5°C, è possibile annullare comple-tamente i carichi termici dell’ambiente solamen-te immettendo aria di rinnovo, grazie alla mo-dulazione del recuperatore di calore. Anche nel periodo estivo, quando la temperatura dell’aria esterna è superiore a 26°C, ovvero superiore alla temperatura dell’aria in ambiente, la potenza ri-chiesta dal locale è inferiore nel caso di elevato isolamento termico (la cuva blu sta sopra a quel-la rossa, per cui richiede minore sottrazione di calore), anche se la riduzione è percentualmente minore di quella ottenuta nel periodo invernale, perché l’isolamento termico è tanto più efficien-te quanto maggiore è la differenza tra la tempe-ratura dell’aria esterna è quella dell’aria ambien-te. La situazione si inverte nel lungo periodo della mezza stagione, quando la climatizzazio-ne estiva deve essere attivata anche se la tempe-ratura dell’aria esterna è bassa perché la somma dei carichi endogeni e delll’irraggiamento solare supera la somma delle dispersioni attraverso la struttura e della potenza richiesta per il rinnovo dell’aria esterna. In questa situazione consuma meno l’edificio con isolamento più scarso, per il semplice motivo che le dispersioni di calore sono maggiori a parità di differenza tra tempe-ratura ambiente e temperatura dell’aria esterna.

temperature tra 5°C e 26°C, quella in cui il consumo è inferiore per un edificio meno isolato, si verifica nel territorio italiano per un tempo va-riabile dal 70% all’85%. La figura 3 è la dimostrazione di come la lacu-na dell’attuale certificazione, che non considera minimamente il funzionamento estivo, possa por-tare a veri e propri disastri energe-tici e ottenga il risultato opposto di quello fissato, ovvero minimizzare il consumo di energia. Prima si ca-pirà questo macroscopico errore, da sempre denunciato da AiCARR, prima si comincerà a costruire o re-staurare gli edifici con criteri più lo-gici di quelli attuali e finalmente si potrà davvero risparmiare energia.

In questo regime di funzionamento, molto fre-quente nel clima mediterraneo, le dispersioni termiche riducono il consumo energetico, per-ché tanto più il calore si disperde in modo natu-rale, tanto minore è l’energia spesa per l’attiva-zione dei gruppi frigoriferi. Un’analisi energetica effettuata su 365 giorni all’anno mostra come in qualunque città italiana, comprese quelle del nord, non è mai conveniente dotare l’edificio di isolamento termico troppo elevato, quando i co-siddetti “apporti gratuiti” sono mediamente su-periori a 20 W/m² (figura 3).

Come si può notare, nel caso di isolamento elevato, l’ambiente si comporta come una passi-ve house in quasi tutte le località, perché il con-sumo in riscaldamento si annulla. Tuttavia i con-sumi totali aumentano a dismisura a causa delle bassissime dispersioni concesse dall’isolamen-to nella mezza stagione, che è particolarmen-te lunga nel clima mediterraneo. La fascia di

Figura 2 – POTENZA RICHIESTA dal locale all’impianto, considerando un sistema di recupero di calore modulante

Figura 3 – ENERGIA RICHIESTA ALL’ANNO, in alcune città italiane, nell’ufficio descritto nel testo in funzione dell’isolamento (IM = isolamento medio, IA = isolamento elevato)

31#17

L’importanza del free-cooling per ridurre i consumi energetici

Osservando la figura 3 si nota una fascia di temperature in cui non vi è bisogno né di riscalda-mento, né di climatizzazione. Tale periodo si estende da -10 fino a 5°C dell’aria esterna nel caso di elevato isolamento, da 5 a 10°C nel caso medio isolamento. Come detto in precedenza, la neutralità deriva dall’immissione in ambien-te di aria fredda, ottenuta modu-lando o bypassando il recuperato-re di calore. La domanda che ci si deve porre è se questa zona neu-tra può essere estesa, come mo-strato in figura 4.

La risposta è sempre positiva: è possibile se si utilizzano dei siste-mi impiantistici in grado di sfrutta-re il free-cooling. Nel caso dell’uffi-cio esaminato, la portata di aria di rinnovo era limitata a un volume/

sotto dei 10 metri di profondità si trova general-mente ad una temperatura costante di 10 – 12°C. Il terreno, si trova alla temperatura dell’aria me-dia annuale della località, quindi tra i 12 e i16°C in tutta Italia. Temperature simili hanno anche le acque di falde più profonde, mentre le ac-que superficiali (di lago, di fiume, di laguna) han-no temperature più variabili nel corso dell’anno, più fredde in inverno e più calde d’estate, ma in molti casi ancora vantaggiose per il free-cooling indiretto. I terminali d’impianto più adatti per lo sfruttamento del free-cooling indiretto sono i soffitti radianti, specialmente quelli metallici. La figura 5 mostra le prestazioni dei sistemi radianti a soffitto in funzione della temperatura dell’ac-qua di ingresso, sia in estate che nella mezza sta-gione. La potenza fornita da un sistema radian-te a soffitto di tipo metallico è molto elevata in piena estate, anche con temperatura d’ingres-so di 18°C (è prossima a 80 W/m²), mentre si di-mezza nella mezza stagione, perché la tempe-ratura dell’aria in ambiente deve scendere tanto più quanto più si abbassa la temperatura dell’a-ria esterna. Tuttavia la potenza torna ad essere abbastanza elevata se la temperatura dell’acqua in ingresso scende a 15°C. Soffitti in cartonges-so o in MDF hanno prestazioni decisamente più scadenti, a parità di temperatura dell’acqua in in-gresso e quindi sono meno adatti per lo sfrutta-mento del free-cooling.

Sistemi per il free-cooling direttoPuò apparire strano che sia possibile amplia-

re l’area di non funzionamento dell’impianto fino a 24°C dell’aria esterna, come mostrato in figura 4. Invece, non è affatto così, se si sfruttano al me-glio le possibilità permesse dal raffreddamen-to adiabatico sia diretto che indiretto. Le figure 6, 7 e 8 mostrano l’andamento delle tempera-ture per le varie tipologie di free-cooling possi-bili, partendo da una condizione di aria esterna con temperatura di 24°C e UR = 50%. L’ambiente deve essere mantenuto a 26°C con UR massima

ora, tipica degli impianti ad aria primaria: se questa portata venisse aumentata, si potrebbe estendere il campo di funzionamento del free-cooling verso temperature dell’aria maggiori.

Free-cooling diretto e indirettoSi definisce diretto il free-cooling ottenu-

to con l’immissione in ambiente di aria esterna quando questa si trova a condizioni energetiche migliori rispetto all’aria ambiente, ovvero quan-do l’entalpia dell’aria esterna è inferiore all’ental-pia dell’aria ambiente. Lo sfruttamento del free-cooling diretto è possibile con degli impianti a tutta aria, sia a portata d’aria variabile che a por-tata d’aria costante. Il free-cooling si definisce indiretto quando si utilizza una sorgente termi-ca fredda per raffreddare l’acqua da invare nelle batterie di scambio termico delle CTA o dei ter-minali. La sorgente fredda può essere di nuovo l’aria, utilizzata attraverso raffreddatori evapora-tivi o a secco, oppure geotermiche in senso lato (acqua di falda, di lago, di mare, o terreno).

Una sorgente geotermica ha il vantaggio di trovarsi a temperature basse e generalmente co-stanti nell’anno. L’acqua di mare, ad esempio, al di

Figura 4 – ESTENSIONE del campo di non funzionamento dell’impianto

Figura 5 – PRESTAZIONI dei sistemi radianti a soffitto in funzione della temperatura dell’acqua di ingresso

32 #17

= 55%. La figura 6 mostra cosa acca-de in caso di free-cooling tradizionale e di free-cooling con raffreddamento adiabattico diretto (RAD). In entrambi i casi lo scambiatore di calore deve es-sere escluso o bypassato. Il guadagno dipende solo dalla più bassa tempe-ratura dell’aria esterna e rispetto all’a-ria ambiente. Per il sistema tradiziona-le il risparmio è pari al 20%, perché la batteria fredda, collegata al gruppo frigorifero, deve raffreddare l’aria so-lamente di 8°C, contro i 10°C richiesti da un impianto senza free-cooling. Sfruttando anche il raffreddamento adiabatico diretto è possibile raffred-dare gratuitamente l’aria fino a 20,2°C: la batteria fredda quindi deve fornire una potenza ridotta del 58%, perché la temperatura dell’aria deve essere abbassata dalla batteria fredda sola-mente di 4,2°C. L’efficienza del raffred-damento adiabatico diretto dipende principalmente dall’umidità relativa dell’aria esterna: se l’UR dell’aria ester-na fosse pari al 40%, l’umidificazione riuscirebbe ad abbassare fino a 16,5°C la temperatura dell’aria in ingresso alla batteria fredda, con un risparmio energetico pari al 95%. Se viceversa l’UR dell’aria esterna fosse pari al 55%, la temperatura dell’aria verrebbe ab-bassata solamente fino a 22,5°C ed il risparmio complessivo scenderebbe al 35%. Per sfruttare il raffreddamento adiabatico diretto non è richiesta una centrale di trattamento dell’aria più complessa di una utilizzata per il free-cooling tradizionale: basta spostare la batteria fredda a valle dell’umidificato-re; normalmente la batteria è posizio-nata a monte solo perché può essere installata nello stesso telaio della bat-teria di preriscaldamento. L’utilizzo del raffreddamento adiabatico indiretto (RAI) porta ad ulteriori vantaggi ener-getici (figura 7): installando un umidifi-catore con efficienza pari all’80% e un recuperatore di calore con rendimen-to pari al 60%, le temperature a monte della batteria fredda si riducono rispet-tivamente a 18,3°C, nel caso di RAI a singolo stadio, e 17,5°C, nel caso di RAI a doppio stadio. La potenza richiesta per la batteria fredda si riduce rispet-tivamente del 76% e del 91%, rispetto ad una centrale di trattamento senza free-cooling. Il sistema è più comples-so e più costoso rispetto al preceden-te, perché gli umidificatori diventano due e lo scambiatore di calore sull’aria

Figura 8 – FREE-COOLING tradizionale + RAD + RAI con ricircolo dell’aria esterna

*Figura 7 – FREE-COOLING TRADIZIONALE + RAD + RAI

Figura 6 – FREE-COOLING TRADIZIONALE + RAFFREDDAMENTO ADIABATICO DIRETTO (RAD)

33#17

efficienza energeTica dei recuperaTori di calore sull’aria espulsaUno degli errori più frequenti è trascurare il consumo energetico del recupero del di calore sull’aria espulsa, trattandolo come se fosse totalmente gratuito. Un re-cuperatore di calore richiede una spesa energetica per la movimentazione dell’a-ria attraverso le sue superfici di scambio tanto più elevata quanto maggiore è il suo rendimento. Infatti, per elevare il rendimento di un recuperatore di calore bi-sogna necessariamente aumentare la superficie di scambio e quindi, a parità di ogni altra condizione, aumentare le perdite di carico dell’aria. A queste si aggiun-gono anche le perdite di carico attraverso i filtri che certe tipologie di recuperato-ri, particolarmente efficienti, richiedono. Il trascurare questa spesa porta spesso a dei danni energetici molto elevati, in particolare nel clima mediterraneo, per-ché può capitare che i consumi energetici dovuti ai recuperatori di calore siano su-periori a quelli dei generatori. A scanso di equivoci, questa critica non significa che il recuperatore di calore non deve essere installato, ma semplicemente che deve essere scelto sulla base di un calcolo ben meditato e basato su parametri concre-ti, ricordando che ciò che può essere corretto a Bolzano, non necessariamente lo è anche a Messina. Per un’analisi seria è necessario che il recuperatore di calore sia considerato alla pari di un qualunque altro generatore, in grado di fornire una certa potenza termica con un determinato consumo energetico. Pertanto, è possi-bile inquadrare il recuperatore di calore alla pari di un gruppo frigorifero o di una pompa di calore, introducendo un parametro energetico, il COPREC, del tutto simile al COP dei gruppi frigoriferi e delle pompe di calore:

Potenza termica recuperataCOPREC = ——————————————————————————

Maggiore potenza assorbita dai ventilatori per la presenza del recuperatore

L’impostazione è molto utile perché permette di:• individuare l’efficienza energetica dello scambiatore al variare delle condizio-

ni climatiche• confrontare il recuperatore con un generatore di calore per capire quando sia

utile o meno utilizzarlo, o eventualmente escluderlo o bypassarloLa figura B1 sintetizza quanto detto per un recuperatore di calore solo sensibile, confrontato con una pompa di calore acqua acqua. Si può notare che:• A parità di rendimento del recuperatore di calore, la sua efficienza energetica

(COPREC) è tanto più bassa quanto più la temperatura dell’aria esterna si avvi-cina alla temperatura dell’aria richiesta in ambiente, come risulta dalla equa-zione precedente: al ridursi della differenza di temperatura tra ambiente ed esterno si riduce anche la potenza recuperata, mentre rimane pressoché inva-riata la potenza assorbita dal ventilatore. Pertanto, l’efficienza energetica di un recuperatore di calore sull’aria espulsa è elevata in condizioni di clima estre-mo, mentre si abbassa di molto nelle condizioni di clima mite tipiche dell’area mediterranea. Addirittura vi è una fascia di temperature, più o meno estesa a seconda della tipologia dell’impianto, in cui l’efficienza va a zero perché il fun-zionamento del recuperatore deve essere interdetto. Tale fascia può estendersi a temperature esterne molto al di sotto della temperatura dell’aria ambiente, come meglio specificato nell’articolo.

• A parità di condizione climatica l’efficienza del recupero di calore è tanto più bassa quanto maggiore è il suo rendimento. Questa affermazione diventa

palese se si pensa ad un utilizzo in serie di due recuperatori: le perdite di carico raddoppiano, ma non raddoppia l’efficienza. Infatti, l’aumento di efficienza è tanto più basso quanto più elevato il rendimento di ogni singolo recuperatore, come è evidenziato nella tabella B1. Di conseguenza l’efficienza energetica si riduce.

• Dal punto di vista energetico il recupero di calore conviene quando l’efficienza è superiore a quella del generatore, quindi al di fuori dell’aria grigia della figu-ra B1. L’area si modifica in funzione del tipo di generatore: nel caso della figura si tratta di una pompa di calore ad alta efficienza condensata ad acqua, ma se il generatore fosse diverso, ad esempio una pompa di calore condensata ad aria, l’area grigia sarebbe più piccola. All’interno di quest’area grigia il generatore ha una efficienza migliore di quella del recuperatore, che pertanto dovrebbe esse-re sempre by-passato, se le perdite di carico del by-pass fossero nulle e il sistema fosse dotato di un ventilatore ad inverter. In caso contrario sarebbe necessario mettere a bilancio anche le perdite di carico dell’eventuale by-pass.

L’indice di efficienza COPREC è molto adatto per un’analisi energetica che tenga conto anche della tipologia di generatore utilizzato, ma non è adatto invece per capire come debba essere dimensionato il recuperatore. Infatti, vedendo le curve riportate in figura B1 potrebbe apparire sempre conveniente utilizzare recupe-ratori a bassa efficienza e altrettanto basse perdite di carico. Tale visione, però, è parziale, perché se è vero che l’efficienza energetica è più elevata con bassi rendi-menti del recuperatore, è anche vero che in termini assoluti si abbassa la potenza recuperata: si recupera in modo molto efficiente, ma si recupera meno. Alla fine il bilancio potrebbe risultare negativo. È allora necessario tenere conto di entrambi gli effetti, rendimento e perdite di carico. Per ottimizzarli, bisogna introdurre un nuovo indice energetico, il COP specifico (COPSP): COPSP = rendimento recuperatore · COP recuperatore = η COPREC Questo nuovo indice energetico permette di ottimizzare la scelta del recuperato-re: infatti, COPREC diminuisce all’aumentare di η, portando così ad un massimo, che rappresenta l’ottimo energetico, come mostrato in figura B2.

Tabella B1 – CONSEGUENZE ENERGETICHE DELLA MESSA IN SERIE DI DUE RECUPERATORI

Rendimento singolo

recuperatore

Rendimento totale di due recuperatori

in serie

Aumento di rendimento

Variazione dell’efficienza

energetica

20% 33% 65% -18%

40% 57% 43% -29%

60% 75% 25% -38%

80% 89% 11% -44%

90% 95% 6% -47%

100% 100% 0% -50%

Figura B2 – ANDAMENTO DEL COPSP di un recuperatore di calore sull’aria, in funzione del rendimento

Figura B1 – A CONFRONTO. Recuperatore di calore e pompa di calore acqua acqua

BOX 1

34 #17

sfruTTamenTo del raffreddamenTo adiabaTico indireTTo per migliorare le presTazioni esTive degli scambiaTori

Figura B3 – RECUPERO DI CALORE SENSIBILE associato al raffreddamento adiabatico indiretto

DOPPIO STADIO

SINGOLO STADIO

espulsa deve essere dimensionato per l’intera portata, non solo per il ricircolo, come accade in-vece nel cooling tradizionale. Tuttavia il risparmio energetico conseguito è notevole, per cui il mag-giore investimento è quasi sempre giustificato.

C’è un’ulteriore possibilità di miglioramen-to: conviene umidificare l’aria esterna, che si tro-va ad entalpia minore, anziché quella ambiente. Pertanto, come mostrato in figura 8, si preleva di-rettamente l’aria esterna, la si umidifica, per poi farla scambiare con un l’altro flusso di aria ester-na prelevato per essere immesso nell’ambiente. Il sistema è noto come “ricircolo dell’aria ester-na” e richiede una maggiore complessità perché bisogna aggiungere nella centrale di trattamen-to dell’aria un ulteriore ventilatore e un ulteriore gruppo di serrande coniugate (a tal fine si veda-no i testi consigliati negli approfondimenti, uno dei quali è anche consultabile direttamente sul sito www.aicarr.org). Nel caso di singolo stadio il ricircolo dell’aria esterna permette di raffred-dare l’aria in ingresso alla batteria fredda fino a 17,3°C, per cui il risparmio energetico aumenta fino all’85%. Nel caso di doppio stadio, invece, l’a-ria viene portata a 16°C già a monte della batte-ria fredda, che pertanto può essere spenta, e il risparmio energetico raggiunge il 100%. Per ca-pire se sia più vantaggioso utilizzare il singolo o il doppio stadio, bisogna ragionare in termini di

efficienti con perdite di carico ridot-te, ad esempio delle batterie coniu-gate, particolarmente adatte all’uso in free cooling con raffreddamento adiabatico indiretto. Infatti, questo tipo di recuperatore ha il duplice vantaggio di basse perdite di cari-co, anche se sconta un rendimento limitato, e di poter essere facilmen-te escluso (basta spegnere la pom-pa) o anche bypassato (grazie agli ingombri ridotti rispetto ad uno a flussi incrociati). La figura 9 mostra l’efficienza energetica dei sistemi di free cooling coadiuvati dal solo raffreddamento adiabatico indi-retto, con e senza ricircolo dell’aria esterna. Il sistema a singolo stadio è dotato di un recuperatore di ca-lore con un rendimento pari al 60% e perdite di carico complessive per 400 Pa, mentre il sistema a doppio stadio è dotato di due recuperato-ri di calore con rendimento pari al 43%, ma con perdite di carico com-plessive sempre pari a 400 Pa. Il ren-dimento del ventilatore è ipotizzato pari al 70% in entrambi i casi. Come spiegato nel box 1, perché il sistema

efficienza energetica, come suggerito nel para-grafo successivo.

Criteri di ottimizzazione del free-cooling con raffreddamento adiabatico

I sistemi di free-cooling che sfruttano il raf-freddamento adiabatico indiretto sono forniti di uno o più scambiatori di calore e pertanto scon-tano le stesse problematiche descritte nel BOX 1. Anche in questo caso, infatti, bisogna ragionare in termini di efficienza energetica, quindi di COP del sistema. Si è visto che il raffreddamento adia-batico indiretto a doppio stadio è sempre più conveniente di quello a singolo stadio, almeno dal punto di vista termodinamico. Negli esempi precedenti gli scambiatori sono stati considerati sempre con rendimento pari al 60%, senza però considerare la potenza spesa dai ventilatori: nei si-stemi a doppio stadio le perdite di carico raddop-piano e il COP sistema diminuisce. L’ipotesi è stata fatta per dimostrare come sia possibile raggiun-gere il free cooling totale anche con temperatura dell’aria esterna di 24°C, ma un’analisi più corretta va effettuata su tutto il funzionamento annuale, confrontandosi con l’efficienza dei gruppi frigo-riferi (box 3). Spesso può essere più convenien-te utilizzare un sistema a doppio stadio, ma met-tendo in serie fra di loro due scambiatori meno

BOX 2

Per migliorare le prestazioni in regime estivo degli scambiatori solo sensibili, la soluzione più efficiente è quella di abbinarli a un sistema di raffreddamento adiabatico indiretto (RAI), a sin-golo stadio o a doppio stadio.Nel sistema a singolo stadio, l’aria di espulsione (punto 1), prima di entrare nello scambiatore di recupero sensibile, subisce un raffreddamento adiabatico grazie all’umidificatore, raggiungen-do le condizioni del punto 2. Nello scambiatore di recupero sensibile avviene lo scambio tra aria esterna (punto 3), che si raffredda fino al punto 4, e aria di espulsione umidificata (punto 2). Nel sistema a doppio stadio, vi sono due scambiatori provvisti di umidificatori sulla linea di espulsio-ne. L’aria di espulsione (punto 1), prima di entra-re nel primo scambiatore di recupero sensibi-le, subisce un raffreddamento adiabatico grazie all’umidificatore, raggiungendo le condizioni del punto 2. Nello primo scambiatore di recupe-ro sensibile avviene lo scambio tra aria esterna (punto 6), che si raffredda fino al punto 7, e aria di espulsione umidificata (punto 2), che si riscalda fino al punto 3. Qui entra e viene umidificata di nuovo, raffreddandosi fino al punto 5, per poi en-trare nello scambiatore sensibile dove raffredda l’aria esterna dal punto 5 fino al punto 6.

35#17

di free-cooling sia conveniente ri-spetto all’utilizzo dei gruppi frigori-feri, è necessario che la sua efficien-za energetica (COP) sia superiore a quella dei gruppi frigoriferi stessi. A parità di utilizzo o meno dell’a-ria esterna (RAE) il sistema a doppio stadio è sempre più efficiente, an-che se i recuperatori di calore han-no un rendimento minore. Tuttavia, l’utilizzo del ricircolo dell’aria ester-na (RAE) migliora notevolmente

efficienza in ogni condizione di funzionamento, i sistemi senza RAE hanno un’efficienza che deca-de rapidamente, tanto da non renderli competi-tivi neppure con gruppi frigoriferi a minore effi-cienza quando la temperatura dell’aria è inferiore a 22°C (cfr. box 3). Ciò comporta una netta riduzio-ne del risparmio energetico complessivo.

Necesssità di un’analisi energetica puntuale svolta in tutto il periodo dell’anno

Il free-cooling coadiuvato dal raffreddamen-to adiabatico è sempre conveniente, ma il di-mensionamento dei vari componenti non può prescindere da un’attenta analisi energetica ef-fettuata per tutto il periodo di funzionamento. L’analisi deve tener conto di tutti i parametri in grado di influenzare il funzionamento del siste-ma, dalla temperatura e umidità dell’aria esterna e ambiente, al rendimento dei recuperatori di ca-lore, all’efficienza degli umidificatori, ai cosnumi energetici dovuti ai ventilatori. Il tutto deve esse-re confrontato con l’efficienza dei gruppi frigori-feri, per capire in quali condizioni il sistema recu-peri effettivamente energia. n

l’efficienza, tanto più quanto più si abbassa la tem-peratura dell’aria: pertanto ha un COP migliore un sistema a singolo stadio con RAE rispetto ad uno a doppio stadio senza. Dovendo limitare la com-plicazione della centrale di trattamento dell’aria è meglio utilizzare un sistema a singolo stadio, ma con ricircolo dell’aria esterna piuttosto che uno a doppio stadio senza ricircolo. Infatti, mentre i si-stemi con ricircolo dell’aria esterna hanno un COP sempre superiore a 5 per il singolo stadio, addi-rittura a 6 per il doppio stadio, quindi superiore o paragonabile a quello di gruppi frigoriferi ad alta

approfondimenTi• Michele Vio: AJ numero 7 sul Free-cooling nei centri com-

merciali, consultabile direttamente nel sito www.aicarr.org• Michele Vio – “Impianti di climatizzazione: manuale di cal-

colo”; editoriale Delfino 2009.

la scelTa dei gruppi frigoriferi in funzione dell’uTilizzo del free coolingL’utilizzo dei sistemi a free cooling tende ad abbassare fino ad annullare la richie-sta frigorifera alle basse temperatura dell’aria esterna. Come si è visto, in alcuni casi, i sistemi a free cooling totale possono annullare completamente la richiesta frigorifera fino a 25°C dell’aria esterna, mantenendo nel contempo un’efficienza energetica elevata. La scelta del gruppo frigorifero deve essere fatta di conse-guenza, cercando di privilegiare le macchine che hanno un’efficienza maggiore alle alte temperature dell’aria esterna. L’efficienza dei gruppi frigoriferi è legata sia alla condensazione che al tipo di compressori. Trascurando, perché non posso-no essere generalizzati, parametri molto importanti, come il rendimento in par-zializzazione, compressori diversi generano curve di efficienza diverse. Nel caso di figura B4, il compressore tipo 2 ha una curva più piatta di quello tipo 1 e quin-di ha una maggiore efficienza alle alte temperature dell’aria esterna, più bassa

a temperature inferiori. Pertanto, con un impianto dotato di free-cooling spinto, nel quale i consumi sono concentrati a temperature dell’aria superiori a 20 – 25°C, conviene utilizzare il primo tipo di compressore.Analogamente, negli impianti con free-cooling conviene installare gruppi frigo-riferi condensati ad acqua, che hanno, a parità di compressore, un’efficienza mol-to maggiore alle alte temperature dell’aria esterna (figura B5), mentre scontano un decadimento alle basse temperature, dovuto alla potenza richiesta per il pom-paggio dei fluidi. Poiché alle basse temperature dell’aria esterna il gruppo frigo-rifero non funziona, conviene utilizzare la condensazionead acqua, al contrario di quanto avviene per gli impianti che non utilizzano il free-cooling. Ciò è ovvia-mente vero solo se l’efficienza del sistema di free-cooling è più elevata di quella dei gruppi frigoriferi, come spiegato nell’articolo.

Figura B5 – EFFICIENZA DI GRUPPI FRIGORIFERI CONDENSATI AD ARIA E AD ACQUA (a parità di compressore)

Figura B4 – EFFICIENZA DI GRUPPI FRIGORIFERI CONDENSATI AD ARIA

Figura 9 – EFFICIENZA ENERGETICA di sistemi coadiuvati dal solo raffreddamento adiabatico diretto

BOX 3

#1736

effetti si notano con una concen-trazione del gas uguale o maggio-re di 400 ppm in volume, la tossi-cità viene definita bassa (tipo A); se viceversa gli effetti si avvertono per concentrazioni inferiori a 440 ppm, la tossicità viene definita alta (tipo B). Per ciascuna di queste ca-tegorie, il livello di infiammabilità viene determinato alle condizioni di 60°C e 101,3 kPa di pressione. Se, in queste condizioni, non vi è pro-pagazione di fiamma, il fluido vien considerato non infiammabile (Classe 1), altrimenti, se vi è propa-gazione di fiamma con limite di in-fiammabilità inferiore (LII) oppure maggiore o uguale a 3,5% in vo-lume, il fluido viene considerato a bassa infiammabilità (Classe 2). Nel caso in cui la propagazione av-viene con LII minore di 3,5% in vo-lume, il fluido viene considerato ad alta infiammabilità (Classe 3).

Per quanto riguarda le misce-le viene considerato il caso del

derivare dalle fughe (o perdite) del refrigerante, quali incendio, esplosione, intossicazione da pro-dotti di combustione, congelamento della pelle, asfissia, panico, ed infine impoverimento dell’o-zono stratosferico ed effetto serra.

Classificazione dei fluidi per tossicità e infiammabilità

È la ben nota classifica ASHRAE/ANSI, che basa il grado di tossicità di un fluido sugli effetti negativi che questo può procurare alla persona in presenza di refrigerante libero per una dura-ta di 8 ore al giorno e 40 ore settimanali. Se gli

Lo standard europeo 378-1:2008+A2, edizione maggio 2012, trasformato in EN 378-1 a luglio 2012, copre le norme di sicurezza per le per-

sone, i beni e l’ambiente relative all’uso dei gas re-frigeranti per i sistemi di refrigerazione e le pom-pe di calore. La norma, in particolare, si applica agli impianti di refrigerazione fissi e mobili di tut-te le grandezze (capacità), incluse le pompe di calore; agli impianti secondari di raffreddamen-to o di riscaldamento e alla collocazione di que-sti impianti. Quattro le parti che la compongono: requisiti base di sicurezza; componenti, materiali ed accessori direttamente associati; installazione in sito e sicurezza degli operatori; esercizio, ma-nutenzione, riparazione e riutilizzo. La norma, inoltre, elenca anche i principali pericoli nei quali si può incorrere nell’utilizzo degli impianti, qua-li temperature estreme, pressioni elevatissime, liquido nel compressore, perdita di lubrifican-te, carica eccessiva, nonché quelli che possono

RefRigeRanti soggetti alle RegoleIDROCARBURI ALOGENATI• CFC,banditidal1994(chenoncontempliamoinquestoarticolo)

• HCFC,bandititrail2001eil2004(praticamenteassen-tinell’UE,maancorainusoinU.S.A.siapureconobbli-godidismissione,epienamenteutilizzatiinAsiaealtrepartidelmondo–paesiemergenti)

• HFC,sostitutidegliHCFCnell’UE,maconlelimitazioniimpostedalRegolamentosuigasfluorurati,F-gas

• HFO=HFCconGWPmoltobasso

IDROCARBURI SEMPLICI• HC, particolarmente usati nell’UE seppure con limitiquantitativi

ORGANICI• Ammoniaca,perlarefrigerazioneindustrialeecom-merciale,tentativamenteancheperilCondizionamento

(compostoinorganicosecondoASHRAE)INORGANICI• CO2,biossidodiCarbonionelsuociclotranscritico.• Acqua, Aria:noninclusinellaNormaEN378-1

I requisiti ambientali e di sicurezza per gli impianti di refrigerazione e le pompe di calore

di Carmine Casale

Normativa europea sulla sicurezzanell’uso dei gas refrigeranti

Sicurezza gas

#17 37

componente più sfavorevole (cioè la miscela assu-me la classificazione del suo componente più peri-coloso). ASHRAE e United Laboratories (UL) stanno introducendo una nuova classe di infiammabilità denominata A2L che comprende i fluidi non tos-sici (A) con infiammabilità bassa (Classe 2), purché abbiano un GWP (Global Warming Potential) mol-to basso o comunque intorno a 150. Questa nuova categoria copre i fluidi cosiddetti HFO, le olefine, che sono in realtà degli HFC, ma che si vogliono salvare dalle limitazioni della normativa vigente per gli F-gas perché molto poco inquinanti an-che se leggermente infiammabili. Questa catego-ria non è ancora compresa nella presente norma.

Limite pratico di concentrazioneIl limite pratico di concentrazione è senza dub-

bio il fattore più importante ai fini della scelta del fluido refrigerante. Esso, infatti, definisce il limi-te di concentrazione di refrigerante oltre il qua-le, in caso di dispersione in ambiente, si genera-no fenomeni acuti di fuga. Si basa sul Limite di Concentrazione (RCL) che tiene conto della ATEL (Acute Toxicity Exposure Limit), che può causare morte, anestesia, sensibilizzazione cardiaca, insie-me all’ODL (Oxigen Deprivation Limit) che misura l’impoverimento dell’ossigeno nell’aria del locale, e del FCL (Flammability Concentration Limit), il li-mite di concentrazione per la propagazione della fiamma. Il Limite Pratico di Concentrazione tiene conto di tutti questi fattori ed esprime la concen-trazione (diremmo la densità) del gas in kg/m³. La norma elenca tutti i refrigeranti noti, che abbiamo riassunto includendo, per motivi di brevità, solo quelli più comunemente usati (Tabella 2).

È importante notare che, quanto più il limite di concentrazione pratico è basso, tanto più il fluido è infiammabile e, allo stesso tempo, il GWP è bas-so. Il refrigerante R32 (sicurezza A2L), oggi molto usato, ha GWP 550, ma un limite di concentrazione pratico molto basso di 0,061. Mentre il propano (R 290 – A3) e l’isobutano (R 600a – A3) hanno bas-sissimo GWP uguale a 3, ma limiti di concentrazio-ne pratica di 0,038. Il famoso R 1234yfe – A2L ha GWP 3 ed un limite di concentrazione un po’ più accettabile di 0,06. Ricordiamo, inoltre, che R 134a (A1) ha limite di concentrazione 0,25 anche se ha GWP 1300, mentre l’ammoniaca R 717 (B2) ha GWP nullo, ma limite pratico di concentrazione 0,00035. Le miscele sono quindi tutte messe male, salvo quelle che contengono isobutano come R430A e R431A o la R510A (A3) che ha GWP nullo ma LCP 0,011. Per le miscele si confronti la Tabella 3.

Classificazione qualitativa del pubblico

In generale, il pubblico che ha libero accesso o permanenza in locali contenenti sistemi frigo-riferi, e si presume non abbia nessuna conoscen-za delle norme di sicurezza in caso di emergenza, viene considerato dalla norma come Categoria

fattoRi cogenti nell’utilizzo dei gasCinquesonoifattoricogentichelanormastabiliscediesaminareetenercontonell’usodeigas:1.classificazionedisicurezzacheriguardatossicitàeinfiammabilità;2.limitemassimodiconcentrazioneolimitepraticodiconcentrazione;3.tipoeaffluenzadellepersonechepossonovenireacontattoconisistemidirefrigerazioneconriferi-mentoaipericolidiun’esposizionecasualeairefrigeranti;

4.localizzazionedeisistemiinrelazioneall’eventualepresenzadipersone;5.tipodelsistemadirefrigerazionesedirettooindiretto.InbaseaquesticinquefattorilaNormastabiliscelamassimacaricadirefrigerantedicuil’impiantopuòesseredotatoperoperareinregimedisicurezza.

Tabella 1 – CLASSIFICAZIONE DI SICUREZZA DEI REFRIGERANTI

TOSSICITÀ

BASSA–A ALTA–B

Nessuneffettonegativodopoesposizioneper8halgiornolavorativoesettimanacompletadi40hlavorative

conconcentrazione≥400ppminvolume

conconcentrazione<400ppminvolume

INFIAMMABILITÀ

Nessunapropagazionedifiammaa60°Ce101,3kPadipressione CLASSE1nessunapropagazionedifiamma

Propagazionea60°Ce101,3kPaconLimiteInferiorediCombustione≥3,5%involumeeCaloredicombustione<19000kJ/kg

CLASSE2–bassainfiammabilità

Propagazionea60°Ce101,3kPaconLIC≤3,5%involumeeCaloredicombustione≥19000kJ/kg

CLASSE3–altainfiammabilità

Tabella 2 – DATI RIASSUNTIVI DI ALCUNI TRA I PIÙ COMUNI REFRIGERANTI SINGOLI

REFRIGERANTE CLASSIFICA SICUREZZA

LIMITE CONCENTRAZIONE

PRATICO Kg/m³

LIMITE INFIAMMABILITÀ INFERIORE kg/m³

ODP GWP

HCFC22 A1 0,3 n.d. 0,055 1700

HFC32 A2(A2L) 0,061 0,30 0 550

HFC134a A1 0,25 n.a. 0 1300

HFC143a A2 0,056 0,282 0 4300

HC170(etano) A3 0,008 0,038 0 3

HFC245fa B1 0,19 n.a. 0 950

HFC1234yfe(HFO) A2 0,06 0,299 0 3

HC600a(isobutano) A3 0,011 0,038 0 3

HC601a(isopentano) A3 0,008 0,038 0 3

R717ammoniaca B2 0,00035 0,116 0 0

R744CO2 A1 0,1 n.a. 0 1

euRopean legislation on the safe use of RefRigeRating gasesThe European standard 378-1:2008 + A2, edition of May 2012, transformed in EN 378-1 in July 2012, covers the sa-fety for people, property and the environment related to the use of refrigerating gases for the systems of refrigera-tion and heat pumps. The rule, in particular, applies to fixed and mobile refrigeration systems of all sizes (capacity), including heat pumps, the secondary equipment cooling or heating and placement of these plants.Keywords:EN378-1,refrigeratinggases,heatpumps

38 #17

Generale (Classe A). Nel caso invece di affluenza limitata, nella quale è presumibile partecipino del-le persone informate sui rischi derivanti dai refri-geranti, cosa che ad esempio si verifica negli uf-fici e negli ambienti di lavoro, la norma definisce questo pubblico come Pubblico Guidato (Classe B). Per le persone specificamente autorizzate a fre-quentare locali tecnici che racchiudono impianti di refrigerazione, la norma lo considera Pubblico Autorizzato (Classe C).

Posizionamento (localizzazione) dei sistemi di refrigerazione

La Tabella 5 descrive le tre categorie di ambien-ti nei quali un impianto di refrigerazione può esse-re posizionato. Se interamente collocato nel locale frequentato dal pubblico, o comunque in un lo-cale nel quale il pubblico ha passaggio obbligato, è definito di Tipo 1; se presenta invece parti sog-gette a perdite di refrigerante, ma con il sistema ad alta pressione in locale diverso o all’aperto, è considerato di Tipo 2, mentre se è collocato in un locale non accessibile al pubblico non autorizzato, è di Tipo 3.

Classificazione dei sistemi di refrigerazione

La classificazione dell’impianto è un po’ più complicata e non deve essere assolutamente con-fusa con il suo posizionamento. Un impianto vie-ne considerato diretto se gli elementi di diffusio-ne compresi nel suo circuito frigorifero (siano essi evaporatori o condensatori) sono a diretto contat-to con le persone o con le materie da raffreddare (riscaldare per le pompe di calore). È il caso dei si-stemi split e RAC residenziali o i frigoriferi o freezer domestici. Ugualmente diretto è considerato il si-stema che agisce attraverso un circuito con refri-gerante secondario. Se invece il sistema frigorifero è posto completamente al di fuori dell’accessibi-lità delle persone (o delle cose) ed assolve la sua funzione tramite un fluido termovettore sussidia-rio non a contatto con il refrigerante, esso viene considerato indiretto.

Calcolo della carica massima di refrigerante consentita

Il fine ultimo di tutte le considerazioni prece-dentemente elencate è il calcolo (o la definizione) della carica massima consentita di refrigerante in un impianto. In termini molto semplici, ipotizzato il refrigerante che si vuole utilizzare e tenuto con-to della sua categoria di sicurezza (Tab 1) e delle altre caratteristiche essenziali, come il limite prati-co di concentrazione, ODP, GWP ecc. (Tab 2, 3), la qualità delle persone (o cose) che possono veni-re a contatto col fluido suddetto, il posizionamen-to (collocazione eventuale) dell’impianto stesso e il suo tipo di funzionamento, si potrà stabilire la ca-rica massima di refrigerante consentita nelle con-dizioni specifiche e quindi la massima potenzialità

Tabella 4 – CLASSIFICAZIONE DEL PUBBLICO

CLASSE CARATTERISTICHE GENERALI ESEMPI

CLASSEAGenerale

Numerodipersoneincontrollatosenzaalcunaesperienzadiprecauzioniperlasicurezzaconliberoaccessoerestrizioneneimovimentiinlocalidovesipuòpermanereedormire

Ospedali,tribunali,prigioni,teatri,supermarket,scuole,biblioteche,

stazioni,alberghi,abitazioni,ristoranti

CLASSEBGuidato

Numerodipersonelimitatotraiqualialcunisonoaconoscenzadeipossibilipericoliedelle

precauzioniinfattodisicurezza

Ufficiingenere,laboratori,fabbriche,ambientidilavoro

CLASSECAutorizzato

Accessolimitatoalsolopersonaleaddettoalleoperazioni,aconoscenzadellenormedisicurezzanecessarie,comeneiprocessi

produttivi,immagazzinaggio,ecc.

Fabbrichediproduzione,comeprodottichimici,alimentari,bevande,ghiaccio,gelati,macelli,caseari,magazzini,areeinterdettealpubbliconeisupermarket

Tabella 5 – TIPI DI POSIZIONAMENTO DEI SISTEMI DI REFRIGERAZIONE

TIPO CARATTERISTICHE DEL POSIZIONAMENTO

1 Sistemainteramentenellospaziooccupatodapersone

2 Sistemacheabbiacompressore/i,ricevitoridiliquido,econdensatoriinunlocalemacchineoall’ariaapertaEs:splitresidenziali

3 Sistemacheabbiatuttelesueparticontenentirefrigeranteposizionateinunlocalemacchinenonoccupatodapersone

Tabella 6 – CLASSIFICAZIONE DEI SISTEMI DI REFRIGERAZIONE

DIRETTO

Evaporatore/ie/oCondensatore/iindirettocontattoconl’ariaolesostanzedaessereraffreddateoriscaldate(es:splitresidenziale,frigoriferodomestico)

Refrigerantesecondarioindirettocontattoconl’ariaolesostanzedaesseretrattate(es:unitàditrattamentoaria)

INDIRETTOL’EvaporatoreraffreddaoilCondensatoreriscaldaincircuitochiusoun

mezzoditrasmissionedelcaloredotatodiScambiatoridicaloreacontattoconlasostanzadaesseretrattata(es:gruppirefrigeratoridiliquido)

Tabella 3 – DATI RIASSUNTIVI DI ALCUNE TRA LE PIÙ COMUNI MISCELE REFRIGERANTI

SIGLA MISCELA COMPOSIZIONE CLASSIFICA

SICUREZZA

LIMITE CONCENTRAZIONE

PRATICO Kg/m³

LIMITE INFIAMMABILITÀ INFERIORE Kg/m³

ODP GWP

R401A 22/152a/124 A1 0,3 n.a. 0,0307 1130

R401C 22/152a/124 A1 0,24 n.a. 0,03 900

R404A 125/143a/134a A1 0,52 n.a. 0 3780

R407c 32/125/134a A1 0,31 n.a. 0 1650

R410A 327125 A1 0,44 n.a. 0 1980

R417A 125/134a/600 A1 0,15 n.a. 0 1950

R430A 152a/600a A3 0,02 0,084 0 93

R434A1 125/152a/143a/600a A1 0,32 n.a. 0 31300

R500 12/152A A1 0,4 n.a. 0,024 5580

R507A 125/143a A1 0,53 n.a. 0 3850

R509A 32/125/134a A1 0,56 n.a. 0,024 5580

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40 #17

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dell’impianto stesso. Nella maggior parte dei casi il percorso può essere effettuato all’inverso; ad ogni modo il risultato non cambierà. La normativa pre-senta un gran numero di tabelle molto dettagliate contenenti i refrigeranti elencati per ciascuna del-le categorie di sicurezza: refrigeranti A1, A2, A3, B1 ecc. Ogni tabella dà la massima carica consentita in relazione al tipo di impianto, alla sua collocazio-ne ed al tipo di persone che possono venire a con-tatto con il refrigerante. A titolo d’esempio acclu-diamo le tabelle 7 e 8 che mostrano due elaborati semplificati della normativa.

Climatizzatori e pompe di calore d’ambiente

Il calcolo della carica dei climatizzatori d’am-biente (monoblocco o sistemi split) è molto più complicata e (stranamente) la norma fa riferimen-to solo a quelli caricati con idrocarburi naturali, come il propano, R 290 (ma è lo stesso con le mi-scele di isobutano comunemente usate nei piccoli trasferibili). Infatti, non vi sono restrizioni per appa-recchiature con carica di fluidi A2 e A3 se conte-nenti cariche inferiori a 150 g.

Se la carica è superiore la formula per la massi-ma carica è

Cmax = 2,5 x LFL5/4 x ho x A1/2, dove• M=caricadirefrigerante• LFL=LimiteInferiorediInfiammabilitàriferitoaR

290, 0,0338 kg/m³• A=superficiedell’ambientedaclimatizzare• ho=altezzadell’installazione,cheèfissatain

– 0,6 m per posizionamento a pavimento– 1,8 m per posizionamento a parete– 1,0 m per montaggio a finestra– 2,2 m per posizionamento a soffitto.

La norma dà l’esempio che riportiamo in Tabella 9 sul quale basarsi per calcoli ulteriori.

Materiali La Parte 2 della normativa riguarda, tra l’altro, i

materiali da utilizzare o da evitare.Sommariamente, a parte l’adeguamento di

materiali ferrosi e non, ghise o acciaio inossidabi-le, alle temperature e pressioni da sopportare, si raccomanda di evitare l’uso di rame e sue leghe in presenza di ossigeno e di non utilizzare il ma-gnesio e sue leghe, stagno e leghe stagno/bron-zo, asbesto e plastica (per motivi di infiammabili-tà). Infine, l’alluminio deve essere puro al 99,5% e mai usato in presenza di R 40; zinco e sue leghe deve essere usato con R 717 ed R40

ConclusioniLe norme restrittive sull’uso dei fluidi refrige-

ranti diventano quindi sempre più stringenti. Non solo per i famosi “alogenati”, ma anche per gli “idrocarburi semplici” (in questo caso giustamen-te, per la loro altissima infiammabilità). Il nuovo re-golamento dell’Unione Europea sui fluorurati ne esaspera ulteriormente il problema. Le estese

Tabella 7 – MASSIMA CARICA DI REFRIGERANTE SICUREZZA A2POSIZIONE DIRETTO INDIRETTO

Affollamento: GENERALE – CLASSE A

1e2 MC=PLxRV,≤38LFL MC=PLxRV,≤38LFL

3 MC=PLxRV,≤132LFL nessunarestrizione

Affollamento: GUIDATO – CLASSE B

1 MC=10kg MC=10kg

2 MC=25kg nessunarestrizionesenonviècollegamentoconlocaliClasseA

3 nessunarestrizionesenonviècollegamentoconlocaliClasseA

nessunarestrizionesenonviècollegamentoconlocaliClasseA

Affollamento: AUTORIZZATO – CLASSE C

1 MC=10kgo50kgperdensitàdellepersone<1/10m²

MC=10kgor50kgperdensitàdellepersone<1/10m²

2 MC=25kgonessunarestrizioneperdensitàdellepersone<1/10m² nessunarestrizione

3 nessunarestrizione nessunarestrizione

Tabella 8 – MASSIMA CARICA DI REFRIGERANTE SICUREZZA A3POSIZIONE DIRETTO INDIRETTO

Affollamento: GENERALE – CLASSE A

1e2 solosistemisigillatioadassorbimento,altrimentiMC=PLxRVnon>di1,5kg

solosistemisigillatioadassorbimento,altrimentiMC=PLxRVnon>di1,5kg

3solosistemisigillatioadassorbimento,altrimentiMC=PLxRVnon>di1kgsenelsottosuoloo5kgfuoriterra

solosistemisigillatioadassorbimento,altrimentiMC=PLxRVnon>di1kgsenelsottosuoloo5kgfuoriterra

Affollamento: GUIDATO – CLASSE B

1e2 MC=PLxRVnon>di1kgsenelsottosuoloo2,5kgfuoriterra

MC=PLxRVnon>di1kgsenelsottosuoloo2,5kgfuoriterra

3 MC=PLxRVnon>di1kgsenelsottosuoloo10kgfuoriterra

MC=PLxRVnon>di1kgsenelsottosuoloo10kgfuoriterra

Affollamento: AUTORIZZATO – CLASSE C

1 MC=1kgsenelsottosuoloo10kgfuoriterra

MC=1kgsenelsottosuoloo10kgfuoriterra

2 MC=1kgsenelsottosuoloo25kgfuoriterra

MC=1kgsenelsottosuoloo25kgfuoriterra

3 MC=1kgsenelsottosuoloonessunarestrizionesefuoriterra

MC=1kgsenelsottosuoloonessunarestrizionesefuoriterra

Tabella 9 – DIMENSIONI MINIME PER UN AMBIENTE CON CLIMATIZZATORE CON 300 g DI R 290 (PENTANO)

POSIZIONAMENTO ALTEZZA DAL SUOLO, m

SUPERFICIE DELL’AMBIENTE, m²

MINIMO VOLUME DELL’AMBIENTE, m³ (calcolato per un’altezza di m 2,2)

Pavimento 0,6 142,1 312,6

Parete 1,8 15,8 34,7

Finestra 1,0 51,2 112,5

Soffitto 2,2 10,6 23,3

Efficienza ed eleganzaEfficienza ed eleganza

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per i sistemi, oppure l’adozione generalizzata di ammoniaca e CO2. Ma come? Si dovrebbero considerare anche gli inorganici aria e acqua, ma sembrano materia futuristica. n

notizie sullo sviluppo di RefRigeRanti alteRnativiNellacontinuaricercadirefrigerantichepossanodaremaggioretranquillitàcir-calaprotezionedell’ambiente,l’attenzioneprincipaleèrivoltaaqueirefrigeran-tiche,purpresentandolivellidiinfiammabilitàmedio-bassa,offranounGWPbassoomoltobasso.OvviamentealprimopostocomeGWPbassissimo,senonaddiritturanullo,sipongonogliidrocarburinaturali(cioènonalogenati).Questiultimiperòhannoilgravedifettodiunainfiammabilitàelevatissimao,incerticasi,diunaimportantetossicità.Citiamol’isobutanoR600aesuemiscelechehannoGWP3,mapresentanoaltainfiammabilità,alpuntocheillegislatorehaprescrittounacaricamassimalimitataa150gnellaloroutilizzazioneneirefri-geratoriefreezerdomestici.L’ammoniacaR717haGWPaddiritturanullo,masicurezzaB2(altamentetossicoeinfiammabile)conunlimitediconcentrazio-nepraticodi0,00035.Essainfattièperorausatasolonegliimpiantiindustrialianchesistannotentandosistemicheneconsentanol’utilizzoinimpianticivili.Sonostaticompiutistudiedesperimentiperlasostituzionedeirefrigerantiat-tualmenteusaticonaltripiù“friendly”perl’ambienteenellostessotempoab-bastanzasicurioaccettabiliperl’uomo.Nelretrofitalungotermine,ovverosuapparecchiaturechedifficilmentepossonoesseresostituiteabreve,siconsigliaR508Anegliimpiantidirefrigerazioneabassissimetemperature,R507eR404

perbassetemperature(tuttiancheaccettabiliperimpiantinuovi).Nelcampodelcondizionamentodell’aria,isostitutivisonoperoraancoratuttiHFCcomeR123,ottimopericentrifughi,R134amoltosimileaR22,maormaiinviadiparzialeab-bandono;cisonoancheR410AeR407C,maentrambirichiedonoridimensiona-mentidegliimpiantiedentrambidebbonofareiconticonilnuovoRegolamentoF-gas.SidiscutemoltosuR32chehasicurezzaA2L,GWP650ePCL0,061(purtrop-pomoltobasso).L’R32èstatodichiaratoilrefrigerantedelfuturonelcampode-glisplitresidenziali,delVRFedellarefrigerazionecommercialedurantel’ultimoCongressodellaRefrigerazioneaPechino(Cina)inaprile2012.Lasuaefficienzaèmoltoaltaeaddiritturamiglioranellasuamiscelacon1234yfe.Quest’ultimocheaprelacategoriadellecosiddetteolefine,HFO,èstatoadottatodallemag-gioricaseautomobilistichemondialiperisistemidicondizionamentodeiveicoli,ancheselaDaimler(MercedesBenz)lohaesclusoperchèinproverealidiscontrifrontalihadimostratoinfiammabilità.DaimlerhadichiaratochecontinueràadusareR134a.SonoadognimodoproprioquestiHFO(abassissimoGWP)suiqualisistannoconcentrandoenormisforzidiricercaechedovranno,almenonelpros-simofuturo,sostituiregliHFC.Restacomunquelaremoracheessicontengonocomunquefluorocheèconsideratodannosoperl’ambiente.

ricerche sugli HFO ci daranno una soluzione ancora una volta tem-poranea, come è avvenuto per tutti gli altri passaggi che si sono susseguiti negli ultimi trenta anni.

Purtroppo gli HFO contengono ancora fluoro, indubbiamente dannoso per l’ambiente. Le stra-de che nei prossimi anni, a parere di chi scrive, sembrano essere le più praticabili sono due: la ri-cerca di sempre maggiori efficienze energetiche

#1742

Entro il 2030 la Commissione europea punta a ridurre di due terzi l’emissione dei gas fluo-rurati. Ma non solo. L’UE infatti vieterà l’u-

tilizzo degli stessi gas in determinati tipi di ap-parecchi nuovi, come i frigoriferi domestici, per i quali sono già disponibili soluzioni alternative, più rispettose del clima. Presentato il 7 novem-bre scorso da Connie Hedegaard, Commissaria Azione Climatica dell’UE, il nuovo regolamento per l’uso degli F-gas mira soprattutto a limitare l’impatto che questi gas hanno sul riscaldamen-to globale: fino a 23.000 volte maggiore rispetto alla CO2. Ma, cosa è cambiato rispetto al regola-mento 842-2006?

CONNIE HEDEGAARD, Commissaria Azione Climatica dell’UE: «Limitando la quantità di gas fluorurati che può essere venduta nell’Unione europea, la nuova legislazione porterà benefici per il clima e creerà enormi opportunità imprenditoriali. Grazie alle norme vigenti siamo già riusciti ad arrestare la tendenza al costante aumento delle emissioni e a promuovere l’innovazione tecnologica».

Entro la fine del 2012 gli F-Gas saranno sottoposti a un “tagliando”. Cosa potrebbe cambiare per il mondo del condizionamento e della refrigerazione?

di Carmine Casale

Nuovo regolamentodall’UE per l’uso degli F-Gas

Normativa europea

#17 43

potrebbe cambiare con la nuova “proposta” di re-golamento. Per brevità citeremo solo i punti più im-portanti e le differenze maggiori rispetto al passato (a parte qualificazione e certificazione).

Cosa cambierà con il nuovo regolamento?

Innanzitutto, come premessa generale, il nuovo Regolamento stabilisce che le emissio-ni, riportate a tonnellate dei CO2 equivalenti, do-vranno essere ridotte di 2/3 entro il 2030, men-tre l’SF6 dovrà essere completamente bandito. In secondo luogo, nelle misure di “contenimen-to” delle emissioni (articoli 3 e 4), che stabiliscono gli intervalli di ispezioni degli impianti (per fughe ecc.), non si fa più distinzione per carica di refri-gerante (kg), ma, per enfatizzare il concetto di GWP, cioè dell’importanza dell’effetto serra spe-cifico di ciascun gas, si introduce il concetto di tonnellate equivalenti di CO2. Quindi la periodi-cità delle ispezioni è stata così stabilita:• unavoltaall’annopersistemicontenentiF-gas

da 5 ≤ 50 tonn. equiv. di CO2;• duevolteall’annopersistemida50≤500tonn.

equiv. CO2;• ogni3mesi(oseiseilsistemaèsigillato)per

impianti con F-gas > 500 ton. equiv. CO2, salvo quelli con sistemi automatici di rilevamento fu-ghe per i quali la frequenza è dimezzata.

I limiti del vecchio regolamento erano rispet-tivamente >3 kg, > 30 kg, > 300 kg. In altri ter-mini, vuol dire che, tanto minore è il GWP del-l’F-gas o della miscela utilizzata, tanto maggiore è la carica che si può utilizzare senza incorrere nei limiti temporali più restrittivi delle ispezioni (tonn. equiv. CO2 / GWP = kg di gas). A parte altri articoli praticamente simili al regolamento pre-cedente, l’articolo 12 prevede che, a partire da 3 anni dall’entrata in vigore del nuovo regolamen-to, fissata al 1° gennaio 2014, non potranno es-sere più vendute e installate (importate, espor-tate) apparecchiature precaricate. La carica di F-gas deve essere effettuata in loco da personale

ancora emesso un decreto che formalizzasse a livello nazionale il Regolamento (a tutti gli effetti cogente), mentre altri non avevano ancora com-piuto gli adempimenti per la regolamentazione degli esercizi di qualificazione e certificazione; al-tri ancora, inoltre, erano inadempienti per aspet-ti burocratici. Ma soprattutto la riduzione delle emissioni (calcolate come quantitativo equiva-lente di CO2 immesso in atmosfera) era pratica-mente irrisoria. In buona sostanza, considerato e ritenuto improbabile che un inasprimento delle misure previste potesse portare ad un cambia-mento della tendenza, la Commissione Europea ha ritenuto opportuno stilare un nuovo rego-lamento, presentato l’8 novembre 2012 come “proposta”.

Questo è stato fatto dopo aver sentito:• lamaggiorpartedelleaziendedeivaricom-

parti, che si sono dichiarate (ob torto collo) di-sposte ad accettare una riduzione scalare dei quantitativi di gas disponibili da utilizzare per i loro sistemi;

• le organizzazioni ambientaliste (comprese leaziende produttrici di tecnologie alternative, come fotovoltaico, eolico ecc.), che addirittura avrebbero preferito un bando immediato dei prodotti, salvo pochi casi eccezionali;

• gliStatiMembri,chesisonodichiaratineutralie che avrebbero comunque accettato un pha-se-down (riduzione scalare) della disponibilità dei gas.

I giochi quindi sembrerebbero fatti, anche se non conclusi, in quanto Stati Membri e stakeholders sono stati invitati ad un commento finale in mate-ria entro fine 2012. Ma, vediamo cosa realmente

Il Regolamento Europeo 842-2006

Il Regolamento Europeo 842-2006 sull’uso di alcuni gas fluo-rurati ad effetto serra, i cosiddetti F-gas (per inciso la dizione “alcu-ni” è stata eliminata dalla proposta attuale, si tratta quindi ora di tutti i fluidi alogenati che contengono fluoro nella loro molecola), nello specifico tratta degli HFC di qual-siasi natura e classificazione di si-curezza, i PFC e l’SF6. Fin dalla sua nascita, questo regolamento si è posto specificamente per la “pro-tezione dell’ambiente”, lasciando ad altre disposizioni la protezio-ne di persone e cose che possono venire a contatto con questi ed al-tri gas (Norma UNI EN 381-1:2008). L’articolo 10 (punto 2) del vecchio regolamento richiedeva di effet-tuare entro settembre 2011 un’in-dagine per accertare sia gli even-tuali effetti che l’adozione del regolamento poteva aver prodot-to sul contenimento delle emissio-ni serra, sia se altri gas o apparec-chiature dovevano essere inserite nel Regolamento. Perciò, alla data prevista, la Commissione non ha risparmiato riunioni e discussioni. Si è ricorso non solo ai cosiddet-ti “stakeholders”, cioè i diretti in-teressati dal regolamento, ovve-ro aziende produttrici (chimiche e meccaniche) e loro organizzazioni settoriali, installatrici ed utilizzatri-ci di codesti gas, inclusi i Ministeri e le Agenzie governative compe-tenti per l’Ambiente, ma anche alle organizzazioni non governative, ONG, che si occupano di ambien-te e sua protezione. Per due volte sono stati anche ascoltati alcuni gruppi di “tecnici” (il sottoscritto ne ha fatto parte in rappresentan-za di IIF/IIR), che hanno espresso la loro opinione, puramente consul-tiva, sui problemi appena accen-nati. Il risultato è stato a dir poco deludente. Cinque Stati Membri, tra i quali l’Italia, non avevano

PHASE DOWN DELLA INTRODUZIONE SUL MERCATO DEGLI F-GAS

ANNO RIDUZIONE A

2015100%

della quantità immessa sul mercato nel 2008-11

2016-17 93%

2018-20 63%

2021-23 45%

2024-26 31%

2027-29 24%

203021%

(cioè 1/5 della quantità presente)

No F-gas dal 1/1/2020 per la manutenzione di sistemi con

carica superiore a 5 tonn. equiv. se caricate con F-gas di GWP > 2500

PROIBIZIONE DELLA MESSA IN COMMERCIO DI PRODOTTI E APPARECCHIATURE

Prodotti e apparecchiature Data della Proibizionedella messa in commercio

Uso di HFC 23 in sistemi di protezione antincendio ed estintori 1º Gennaio 2015

Refrigeratori e Freezer Domestici con HFC di GWP del valore di 150 o più

(N.d.R. praticamente saranno disponibili solo quelli con HC e meno di 150 g di carica)

1º Gennaio 2015

Refrigeratori e Freezer Commerciali(sistemi ermetici sigillati)

(N.d.R. quelli non sigillati sono comunque esclusi per quella data)

1º Gennaio 2017 per HFC con GWP di 2500 or più

1º Gennaio 2020 per HFC con GWP di 150 or più

Condizionatori d’Ambiente Mobili (ermeticamente sigillati) con

HFC con GWP di 150 o più1º Gennaio 2020

Ricarica di apparecchiature esistenti con carica superiore a 5 tonn. di CO2

equiv. di HFC a GWP molto alto, 2 500dal 2020 in poi

Tabella 1 Tabella 2

New eU RegUlatioN foR the Use of the f-gasBy 2030, the European Commission aims to reduce by two thirds the fluorinated gas emissions. But not only that. The EU in fact will ban the use of the same gas in certain types of new devices, such as household refrigerators, for which alternative solutions more climate-friendly are already available.

Keywords: European Commission, F-Gas, regulation

Nuovo regolamentodall’UE per l’uso degli F-Gas

44 #17

COMPARISON

Regulation (EC) No 842/2006 New Regulation

Article 1 – field of application -

Article 2 – definitions Article 1 – very similar with some semplifications

Article 3(1) – operators to adopt best measures Article 2(2) – prevention of emissions

Article 2(3), second subparagraphCheck 1 month after any repairs

Article 3(2), first subparagraph Frequency of leakage control for eqip > 3 kg – 1/y(except sealed < 1 kg)

Article 3(1) – checking for leakages GWP ≥ 5-50 tons eq. CO2 – 1/y 50-500 – - – 2/y >500 – 4/y

Article 3(2), second subparagraph >30 kg, every 6 months

Article 3(2), third subparagraph >300 kg every 3 months

Article 3(3) >300 kg need leak. detecting systems

Article 3(1), first subparagraph Exemption for Sealed systems with GWP ≤ 10 tons

Article 3(4)where detecting system in place frequency reduced by 1/2

Art. 3(4) Where detecting system in place GWP 50-500 – - – 1/y

Article 3(4) – adjustment by the Commission on new technology tha will become available

Article 3(5) OK for ISO 14520 fire protection if same frequency Article 3(3) ISO 14520 inspection, OK

Article 3(6) >3 kg – record, logbook, of all operations

Article 4 & 5 record keeping for all equipment

Article 3(7) date of enforcement (4 Jul 2007)

Art. 6 – precautions for production

Article 4(1) – recovery Mandatory refrig, a/c, HPs, solvents, fire protection, switch boards

Art 7(1) – recovery

Article 4(2) Recovery on residual quantities Art. 7(3)

Article 4(3) Need specialized personnel for recovery except military applications

Art. 7(4)

Article 4(4) Recovery before equipment dismissal

Article 5(1) – qualification and certification Establishing minimum conditions

Article 8(7) – OK

Article 5(2), first sentence Minimum requirements by MSs Article 8(1) and (4) – same

Article 5(2), second sentence Notification to the Commission Article 8(6), first sentence – OK

Article 5(2), third sentence Reciprocity of certificates Article 8(6), second sentence – OK

Article 5(3) – general knowlede required for certification Article 2(5) – OK

Article 5(4) – companies for F-gas handling must have certified personnel Article 2(4) point (d) – OK

COMPARISON

Regulation (EC) No 842/2006 New Regulation

Article 5(5) – date of enforcememt Article 8(8)

Article 6(1) – Reporting, first subparagraph production, import and export to be reported each year (March 31)

Article 17(1), first subparagraph OK (March 31, 2014)

Article 6(1) – reporting data Article 17(1) and Annex VII – OK

Article 6(2) – forms to be supplied by the Commission Article 17(5) – no 17(6) – - – OK

Article 6(3) – privacy Article 17(7) – - – OK

Article 6(4) – interstate communication Article 18(2) – - – OK

Article 7(1) – labeling first subparagraph, first sentence additional label (to other existing)

Article 18(2) & follwg – - – OK

Article 7(1) – second subparagraph, second and third sentence Label on prooduct, manuals etc.

Article 10(2) and (3) – OK

Article 7(2) – product involved Article 10(1), first subparagraph – OK

Article 7(3), first sentence Label format Article 10(6) – OK

Article 7(3), second sentence Additional requirements on label Article 10(7) – OK

Article 8(1) – control on use Exemption for SF6 < 850 g

Article 11(1) Exemption only up to 1 Jan 2015

Article 8(2) – prohibition of SF6 for pneu Article 11(2)

Article 9(1) – Placing on the market Prohibition according to Annex II Article 9(1) – same

Article 9(2) – exception for previous manufacture -

Article 9(3) – MSs are free to apply more stringent rules -

Article 10 – future review 19(3) – report by 31 Dec 2030

Article 11 – exchange of info on advanced tec nologies -

Article 12 – Committee Article 21 – same

Article 13(1) – penalties By MSs Article 22(2), first subparagraph same

Article 13(2) – notification of penalties Article 22(2), second subparagraph same

Article 14 – free additional measures by MSs -

Article 15 – entry in force Article 24 – Jan 2014

ANNEXES

Annex I – Part 1 – F-gases per Art. 2 Annex I – F-gases per Art 1.1

Annex II – Other F-gases subject to reporting per Art. 17 Includes HFO

Annex I — Part 2 – calculation method for GWP Annex IV – calculation method for GWP

Annex II – placing on the market prohibitions per Art. 9

Annex III – placing on the market prohibition per Art. 9.1 - Prohinition Dates – VERY IMPORTANT

Annex V – maximum quantity for placing om the market per Art. 13(1) -% of phase-down – VERY IMPORTANT

autorizzato. (N.d.R. con eviden-te ulteriore penalizzazione per i piccoli split residenziali). Detto questo, ecco, in Tabella 1, quanto stabilito per le scadenze di proibi-zione dell’introduzione sul merca-to di determinate apparecchiature e dei quantitativi di F-gas che po-tranno essere prodotti e posti sul mercato (Tabella 2).

Quando nel 2021 la disponi-bilità di F-gas sarà ridotta al 45% è molto probabile, o comunque possibile, che le industrie produt-trici dei gas richiesti non saranno più interessate – o non sarà più economicamente conveniente – a mettere in commercio i quantita-tivi ridotti autorizzati; in tal modo le aziende produttrici di apparec-chiature e sistemi che utilizzano F-gas si troverebbero sprovviste del fluido necessario. D’altro can-to, se anche le aziende potran-no effettivamente disporre di cir-ca il 50% del gas necessario, esse dovranno già aver provveduto alla realizzazione di tecnologie

energetica del sistema. L’EPEE, l’organizzazione europea che se ne occupa, giudica l’efficienza energetica molto più importante, ai fini della pro-tezione ambientale, che non la riduzione della di-sponibilità degli F-gas. Con parere simile si sono espressi anche ICARHMA, l’associazione mondia-le dei costruttori di sistemi di refrigerazione e con-dizionamento dell’aria, e AHRI, l’associazione sta-tunitense di detti costruttori. In un caso che può essere considerato limite, ma pur sempre sinto-matico, un condizionatore unitario con perdita annua di circa 5% del suo gas (altri possono per-dere di più), genera un impatto ambientale dovu-to solo per il 5% circa al GWP del gas in esso instal-lato (effetto diretto), mentre il 95% dell’effetto serra totale è dovuto al funzionamento dell’appa-recchio durante il suo ciclo di vita (effetto indiret-to). Sono considerazioni che fanno riflettere e che mostrano quanto sarebbe più equo non lasciarsi trasportare dall’entusiasmo per il rispetto ambien-tale, pur legittimo e sacrosanto, giungendo a det-tare provvedimenti opinabili e che non rispec-chiano criteri condivisi ed obiettivi. Senza dire che il resto del mondo, ad eccezione dell’Unione Europea (non tutta l’Europa), non mostra il mini-mo interesse sulla faccenda F-gas. Quei pochissi-mi che lo fanno, ad esempio gli USA, lo fanno solo per motivi commerciali. n

alternative per far fronte alla richiesta totale del mercato. In sostanza, a parte il legittimo auspicio che le date del phase-down siano prolungate, sa-rebbe opportuno che la curva di decrescita resti più o meno costante a lungo per poi decrescere rapidamente; ad esempio – a parità di date – sa-rebbe preferibile disporre del 70% dei gas alme-no fino al 2026 per poi portarsi al 21% nel 2030.

ConclusioniA parte ogni disquisizione sull’opportunità

delle misure proposte, ci sembra il caso di segna-lare a titolo di conclusione quanto emerso nel cor-so degli ultimi congressi mondiali sulla refrigera-zione. Moltissimi commentatori hanno espresso l’opinione che il GWP, che si pone come fattore essenziale nella scelta dei gas (di qualsiasi tipo), non è un marcatore completo, in quanto non tie-ne conto delle emissioni dovute al completo ciclo di vita dei sistemi che utilizzano il gas preso in esa-me. L’impatto ambientale totale è costituito inve-ce dal calcolo delle emissioni prodotte durante il ciclo di vita completo del sistema (LCCP), che si deduce dal calcolo del TEWI (Total Equivalent Warming Impact). È quest’ultimo infatti che tiene conto di tutti i fattori che contribuiscono alle emissioni serra. Tra gli altri, forse fattore primario anche rispetto al GWP, troviamo l’efficienza

#1746

meno intuitivo anche se molto più affascinante. Se poi si riflette circa la coincidenza della massima di-sponibilità di energia solare con la massima richiesta di energia frigo-rifera, allora questa nuova tecnolo-gia (solar cooling) non può che ri-tenersi vincente (Figura 1).

abbinato a pannelli radianti e fan coil, prestazio-ni invernali” pubblicato sull’Aicarr Journal n.16 (Ottobre 2012).

Utilizzare l’energia solare ai fini del riscalda-mento degli ambienti è qualcosa di innovativo, anche se semplice dal punto di vista intuitivo. Condizionare gli stessi ambienti, sempre me-diante l’utilizzo dell’energia solare, è qualcosa di

L’impianto di solar heating and cooling presen-te all’interno del Centro Ricerche ENEA di Casaccia è stato realizzato allo scopo di ri-

scaldare durante il periodo invernale e di condi-zionare durante il periodo estivo l’Edificio F-92 che ospita al suo interno la “Scuola delle Energie”, di superficie complessiva pari a Stot = 230 [m²]. Le prestazioni invernali di tale impianto sono state riassunte nell’articolo “Solar heating and cooling

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

L’utilizzo dell’impianto ha permesso di risparmiare, in termini di energia elettrica necessaria per alimentare un gruppo frigo a compressione, 2.677 kWhel e il sole ha coperto il 66% dell’energia termica necessaria per alimentare il gruppo frigo ad assorbimento

di Nicolandrea Calabrese1 e Sacha Ottone2

Solar heating and cooling abbinato a pannelli radianti e fan coil, prestazioni estive

Sistemi di generazione

#17 47

Solar heating and coolingAt the F-92 building of the ENEA Casaccia’s Research Centre (in Rome) there’s a solar heating and cooling system dedicated to meet the energy needs of the entire building for the periods of winter heating and summer cooling. The monitoring of the system was conducted from 1st June 2012 to 15 September 2012. The results showed that, during summer operation, the sun covered the 66% of the thermal energy required to power the refrigerator unit absorption; while, in terms of electricity needed to power a compression refrigerator unit, were saved 2677 kWhel.

Keywords: solar cooling, summer operations

massima richiesta di condizionamento. L’uso dell’energia solare per produrre il fred-

do diventa quindi un’opportunità vantaggiosa, come dimostrato dai numerosi progetti pilota realizzati anche in altri paesi europei, soprattut-to in Germania e Spagna. I sistemi di climatizza-zione ad energia solare possiedono l’indubbio vantaggio di utilizzare fluidi di lavoro innocui, come l’acqua o le soluzioni saline. Sono rispetto-si dell’ambiente, rispondono a criteri di efficienza energetica e possono essere usati, da soli o inte-grati ai sistemi di condizionamento tradiziona-li, per migliorare la qualità dell’aria all’interno di qualsiasi tipo di edificio. Il loro principale obietti-vo è quello di utilizzare tecnologie ad “emissione zero” per ridurre i consumi di energia e le emis-sioni di CO2.

Il principio generale di questi sistemi di cli-matizzazione è la produzione di freddo a partire da una sorgente di calore. In sintesi si riassume la produzione sono riassunti in tre passaggi:

• la sorgente di calore “sole” irraggia energia che viene assorbita dai collettori solari;

• la produzione di freddo avviene per mezzo di macchine frigorifere che vengono alimentate con l’acqua calda prodotta dai collettori solari;

• il fluido freddo termovettore, acqua o aria a se-conda del tipo di macchina, viene impiegato ai fini del condizionamento degli ambienti.

I sistemi che convertono un apporto termi-co in un output frigorifero si possono classifi-care principalmente in due tipologie: sistemi a ciclo aperto e sistemi a ciclo chiuso. I sistemi ba-sati su un ciclo aperto utilizzano l’acqua in raf-freddamento per il trattamento diretto dell’aria; per questo è sempre richiesta una rete di di-stribuzione del freddo basata su un sistema di ventilazione.

I sistemi chiusi, invece, sono costituiti da macchine frigorifere alimentate da vettori termi-ci, acqua calda o vapore, che producono acqua refrigerata; il fluido termovettore può essere im-piegato direttamente nelle unità di trattamento degli impianti di condizionamento ad aria (raf-freddamento o deumidificazione nelle batte-rie dell’impianto) o distribuito attraverso una rete di tubazioni ai terminali di condizionamen-to decentralizzati nei vari locali da climatizzare. Possono essere utilizzati con qualsiasi tecnologia di distribuzione del freddo (sistemi di ventilazio-ne, fancoils, superfici radianti).

In questo segmento del mercato esistono due tipologie di macchine frigorifere:

• ad assorbimento, le quali coprono circa l’80% del mercato;

• ad adsorbimento, con poche centinaia di appli-cazioni al mondo ma con crescente interesse per le applicazioni alimentate ad energia solare.

potenza elettrica richiesto nella stagione estiva che, in numerosi casi, raggiunge la capacità limi-te delle reti. L’emissione di gas ad effetto serra, che cresce con la produzione di energia da fonti fossili e con l’utilizzo di fluidi refrigeranti climalte-ranti, aggrava ulteriormente il processo a catena che è la causa dei cambiamenti.

Tale situazione è altresì confermata dall’e-spansione del mercato dei condizionatori: in meno di dieci anni le unità in commercio si sono più che quintuplicate. In tale situazione, diventa-no interessanti nuovi concetti di edifici che mira-no, da una parte, alla riduzione dei carichi di raf-frescamento tramite misure passive e innovative e, dall’altra, all’utilizzo di soluzioni alternative per coprire la restante domanda di raffrescamento.

Impianti ad energia solare, funzionamento e vantaggi

L’impiego di impianti di condizionamento alternativi a quelli tradizionali è rappresentato, principalmente, dagli impianti ad energia sola-re che garantiscono ridotti consumi elettrici e che sono in grado di sfruttare l’energia solare ampiamente disponibile proprio nel periodo di

Raffrescamento, domanda in crescita

Questa tecnologia ha de-stato l’interesse di molti pae-si, tanto da far istituire in ambi-to IEA (The International Energy Agency) fin dal 2006 una linea di ricerca dedicata (Task 38 “Solar Air-Conditioning and Refrigeration”).

La forte crescita della doman-da di raffrescamento e di aria con-dizionata negli edifici, di cui è pre-visto un continuo aumento nei prossimi decenni, ha fatto rileva-re un elevato consumo di elettrici-tà durante il periodo estivo: infatti fino ad oggi per il raffrescamento estivo si sono prevalentemente utilizzati impianti di condiziona-mento con macchine frigorifere a compressione il cui compresso-re è trascinato meccanicamente da un motore che assorbe energia elettrica; questa è la causa prin-cipale dell’aumento del picco di

Figura 1 – Andamento richiesta energia frigorifera e disponibilità irradianza solare Fonte: “Solar Heating and Cooling of Buildings – Guidelines”, Marco Beccali, Pietro Finocchiaro, Bettina Nocke

48 #17

la FacilitY di ProVaDurante il funzionamento estivo, oltre alle apparecchiature previste per il fun-zionamento invernale (campo solare a tubi evacuati, serbatoio accumulo caldo, dissipatore d’emergenza, caldaia di integrazione, fancoil, pannelli radianti a

pavimento), è necessaria l’introduzione di un gruppo frigo ad assorbimento ac-qua-bromuro di litio, di una torre evaporativa, di un serbatoio di accumulo per l’acqua refrigerata (capacità 1000 litri) e dei relativi gruppi di circolazione.

GRUPPO FRIGO AD ASSORBIMENTOACQUA-BROMURO DI LITIOPotenza frigorifera = 18 [kWf];Potenza termica ingresso = 25 [kWt];Acqua refrigerata: Tin = 12 [°C], Tout = 7 [°C];Portata nominale = 0,77 [l/s];Potenza dissipata = 42 [kW];Pressione massima di lavoro = 588 [kPa];Potenza elettrica assorbita = 48 [W].

TORRE EVAPORATIVAPotenzialità = 43 [kW];(Tbu = 25,6 [°C]; TH2O in = 35 [°C]; TH2O out = 30 [°C])Portata aria = 7.500,0 [m3/h];Portata acqua = 7.400,0 [l/h];Perdite di carico lato acqua = 30 [kPa].

Figura 4 – Schema impianto in modalità solar cooling. Quando l’energia fornita dal campo solare è insufficiente o la temperatura dell’accumulo caldo è inferiore a 80°C viene attivata la caldaia integrativa. In modo analogo al periodo invernale, quando la temperatura dell’acqua all’interno del serbatoio di accumulo caldo supera il valore di setpoint prefissato (TE07 ≥ 95°C), l’energia termica fornita in eccesso dal campo solare viene dissipata attraverso il medesimo dry cooler

Figura 3 – Impianto solar cooling con caldaia d’integrazione e sistemi d’accumulo per acqua calda e acqua refrigerata. Schema idraulico indicativo. L’acqua refrigerata prodotta viene stoccata all’interno di un serbatoio della capacità C = 1.000 litri e, tramite una rete di tubazioni interrate, alimenta la sottocentrale di edificio: a seconda delle condizioni termoigrometriche presenti nei vari ambienti serviti, l’acqua refrigerata viene mandata o al circuito pannelli radianti a pavimento o al circuito fan coil a cassetta, attivando i rispettivi gruppi di pompaggio Fonte: SYSTEMA S.P.A.: Gruppo frigo e torre evaporativa monoblocco

Figura 2 – Caratteristiche delle apparecchiature principali nel funzionamento estivo dell’impianto. L’acqua calda prodotta dai pannelli solari viene stoccata nel serbatoio di accumulo caldo da cui si alimenta in modo opportuno l’assorbitore che garantisce la potenza frigorifera necessaria per climatizzare l’intero edificio

49#17

L’impianto analizzato è della tipologia a “ciclo chiuso” ed utilizza una macchina fri-gorifera ad assorbimento: i risultati presenta-ti si riferiscono alla campagna sperimentale estiva condotta dal 01 Giugno 2012 fino al 15 Settembre 2012.

Gruppo frigo ad assorbimento acqua-bromuro di litio

Il gruppo frigo ad assorbimento utilizza-to (Yazaki mod. WFC-SC 5) è una macchina a singolo effetto ad azionamento termico che adotta come fluido di lavoro una soluzione di acqua e bromuro di litio. L’acqua opera quale refrigerante mentre il bromuro di litio, un sale stabile con alta affinità con il vapor d’acqua, agisce da assorbente. La modalità di funzionamento del gruppo frigo è riassunta in Figura 5.

L’acqua calda prodotta dal campo solare (circa 88°C) alimenta il generatore del grup-po frigo ad assorbimento, portando all’ebol-lizione la soluzione di acqua e bromuro di li-tio. L’ebollizione libera vapor d'acqua che fluisce nel condensatore dove, cedendo il calore di condensazione all’acqua del circu-ito di raffreddamento, torna allo stato liquido (Figura 6).

Funzionamento dell'assorbitoreL’acqua proveniente dal condensato-

re, trovando all’interno dell’evaporatore una pressione assai più bassa (8 millibar contro gli 88 millibar del generatore e del condensato-re), subisce un cambiamento di stato (vapo-rizza) assorbendo il calore evaporando sulla superficie dello scambiatore dell’acqua da re-frigerare, proveniente dai circuiti di climatiz-zazione dell’edificio, riducendo così la tem-peratura dell’acqua da 12°C a 7°C.

Il vapor d’acqua viene infine assorbito dalla soluzione concentrata acqua-bromuro di litio presente nell’assorbitore. La soluzio-ne diluita, attraverso una pompa, viene reim-messa nel generatore pronta per poter ripe-tere il ciclo (Figura 7).

Per ridurre l’ammontare del calore da for-nire al sistema, all’interno del gruppo frigo è presente uno scambiatore di calore a flussi incrociati che innalza la temperatura della so-luzione diluita che entra nel generatore e ri-duce la temperatura della soluzione concen-trata che entra nell’assorbitore, con aumento delle capacità assorbenti. In Figura 8 si riporta il bilancio termico dell’assorbitore installato a servizio dell’impianto di solar cooling.

Funzionamento dell’impianto Quando ci si trova all’interno della fascia

oraria di occupazione dell’edificio, viene av-viata l’elettropompa P07 e si verifica se la

Figura 8 – Bilancio termico dell’assorbitore acqua-bromuro di litio Fonte: Documentazione Tecnica Maya – Yazaki WSC – SC 5

Figura 7 – Ciclo di funzionamento assorbitore. Dettaglio EVAPORATORE-ASSORBITORE Fonte: Documentazione Tecnica Maya – Yazaki WSC – SC 5

Figura 6 – Ciclo di funzionamento assorbitore. Dettaglio GENERATORE-CONDENSATORE Fonte: Documentazione Tecnica Maya – Yazaki WSC – SC 5

Figura 5 – Ciclo di funzionamento dell’assorbitore acqua-bromuro di litio Fonte: Documentazione Tecnica Maya – Yazaki WSC – SC 5

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temperatura TE18 (temperatura parte bassa accumulo freddo) è maggiore del set point impostato (Figura 9).

In caso affermativo e in assenza di anomalie o di allarmi in relazione al funzionamento delle elettropompe di circolazione e della torre evaporati-va, viene avviato il processo di produ-zione di acqua refrigerata. Se la tem-peratura dell’accumulo caldo TE07 è maggiore di 80°C, allora la produzio-ne di acqua refrigerata avviene sfrut-tando l’energia termica accumula-ta nel serbatoio solare fino a quando la temperatura TE18 raggiunge il set point, variabile in funzione della me-dia aritmetica delle temperature degli ambienti (Tabella 1).

Quando la disponibilità di acqua calda da campo solare è insufficiente (TE07<79°C), l’alimentazione dell’as-sorbitore viene effettuata attraverso la caldaia integrativa a gas metano ed in tal caso la produzione di acqua re-frigerata per ragioni di ottimizzazione viene legata anche alla reale necessi-tà di raffrescamento degli ambienti serviti.

L’elettropompa P04 entra in fun-zione quando è richiesto l’intervento della caldaia: a circolatore spento la caldaia non avrà il consenso per pas-sare in "on". Con caldaia in funzione, l’elettrovalvola V06 è chiusa andan-do a deviare il flusso a valle della P03 all’interno dello scambiatore SC02 an-ziché al serbatoio di accumulo caldo (Figura 10).

L’avviamento delle elettropompe P03 è gestito direttamente dall’assor-bitore in funzione dell’effettiva richie-sta di potenza termica al generatore. Il termostato TE11A costituisce una sicurezza per il generatore di calo-re, implementata su doppia soglia: se c’è carico (pompe P03 accese) allora il bruciatore della caldaia integrativa

Solar cooling, logica di regolazioneUn impianto di solar heating and cooling necessita di due distinte logiche di re-golazione, a seconda della modalità di funzionamento (modalità riscaldamen-to o modalità condizionamento). Oltre alla sezione dedicata alla produzione di energia termica, la logica di regolazione estiva gestisce tutte le apparecchiature in campo relative alla produzione e utilizzazione dell’acqua refrigerata (elettro-pompe, elettrovalvole, gruppo frigo ad assorbimento, etc.).In particolare, la logica di regolazione inerente la parte d’impianto dedicata alla produzione di acqua calda mediante il campo solare è la stessa del funzionamento invernale in quanto, la produzione e l’immagazzinamento dell’acqua calda pro-dotta dal campo solare, sono indipendenti dalla richiesta di energia frigorifera

necessaria alla climatizzazione dell’edificio. L’obiettivo è quindi massimizzare la produzione di energia termica da campo solare producendo acqua refrigerata, anche quando l’edificio non lo richieda, solo se l’energia termica è resa disponibi-le gratuitamente dal sole. L’acqua refrigerata prodotta in tal caso viene stoccata all’interno di un serbatoio di accumulo freddo e resa disponibile al momento del bisogno. Nel caso in cui sia necessario ricorrere alla caldaia integrativa per produr-re acqua refrigerata, questo avverrà solo se la temperatura degli ambienti sarà superiore rispetto al valore di set point impostato e, con l’acqua refrigerata accu-mulata, non si riesce a rientrare nei valori di set.

Temperaturamediaambienti* ValoredisetpointTE1821°C 18°C

22°C 16°C

23°C 14°C

24°C 12°C

25°C 10°C

26°C 8°C

27°C 7°C

28°C 7°C

*Tmed amb= (TA02+TA03+TA04+TA05)/4

Tabella 1 – Variazione setpoint TE18

Figura 9 – Stralcio schema funzionale – Gruppo frigo ad assorbimento – accumulo freddo – termodotto

Figura 10 – Stralcio schema funzionale – Caldaia di integrazione a servizio gruppo frigo ad assorbimento

51#17

si spegne quando TE11A > 89°C; in assenza di cari-co (pompe P03 spente), il bruciatore commuta in off quando TE11A > 79°C.

La macchina interrompe il funzionamento quan-do la TE14 > 96°C per più di cinque secondi.

L’avviamento delle elettropompe P05 (circui-to torre evaporativa) viene gestito direttamente dal gruppo frigo ad assorbimento, secondo le sue effetti-ve necessità. Il sistema di regolazione attiva o meno il ventilatore della torre evaporativa al fine di massimiz-zare il COP del gruppo frigo, garantendo una tempe-ratura in ingresso al condensatore (acqua uscita torre evaporativa) prossima a TE11B = 27°C (Figura 11).

La macchina interrompe il funzionamento quan-do la TE11B > 35°C per più di cinque secondi oppure quando la TE11B < 8°C per più di due minuti conse-cutivi, a pompe P05 accese: la logica di regolazione ha lo scopo di gestire il ventilatore della torre affinché non si verifichino queste condizioni limite (Figura 12).

La scelta di quali terminali utilizzare (pannelli a pa-vimento – fan coil) è funzione della temperatura pre-sente all’interno degli ambienti serviti (Figura 13).

La logica di regolazione agisce sulla scelta dei ter-minali d’impianto da utilizzare, sempre con l’obiettivo del risparmio energetico: quando gli ambienti neces-sitano di una climatizzazione meno spinta, vengo-no utilizzati i pannelli radianti a pavimento alimenta-ti con acqua refrigerata a 14°C, semplice da produrre anche in presenza di bassa irradianza solare senza ri-correre all’ausilio della caldaia integrativa. Quando la temperatura degli ambienti è molto più alta rispetto al valore di set point impostato (ovvero in presenza di giornate molto calde con una elevata irradianza so-lare) vengono utilizzati i fan coil che, alimentati con acqua a 7°C, riescono ad erogare una potenza frigori-fera superiore rispetto a quanto emesso dai pannelli radianti a pavimento. Essendo in presenza di elevata irradianza solare, il gruppo frigo ad assorbimento non avrà difficoltà a produrre acqua refrigerata a 7°C poi-ché il campo solare riesce a garantire gli 88°C in in-gresso al generatore.

RISULTATI DEL MONITORAGGIOI dati sperimentali relativi al monitoraggio estivo

dell’impianto sono stati acquisiti durante il periodo 01 giugno-15 settembre 2012, per il quale si è deciso di far funzionare l’impianto in modo intermittente (ore 9.00-ore 19.00) per l’intera settimana. Le grandezze indagate riguardano sia la produzione di acqua cal-da, utilizzata per alimentare il gruppo frigo ad assorbi-mento, che la produzione di acqua refrigerata.

Durante il monitoraggio estivo, oltre ai contater-mie analizzati durante il periodo invernale, è stato ne-cessario inserire ulteriori contatermie a servizio del gruppo frigo ad assorbimento (Tabella 2).

In Figura 14 è riportato il layout d’impianto con il dettaglio di tutti i contatermie monitorati.

I contatermie utilizzati per il monitoraggio dell’im-pianto hanno consentito la valutazione della percen-tuale di energia fornita dal campo solare e di quel-la fornita dalla caldaia integrativa necessarie per

Figura 12 – Stralcio schema funzionale – Gruppo frigoa d assorbimento-torre evaporativa

Figura 11 – Curve caratteristiche di prestazione gruppo frigo YAZAKI mod. WFC-SC5 Fonte: Documentazione Tecnica Maya – Yazaki WSC – SC 5

Figura 13 – Stralcio schema funzionale – Sottocentrale e circuito Fan coil e pannelli a pavimento

LegendaFE04 Energia termica smaltita da torre evaporativa [kWh]

FE05 Energia termica in ingresso al gruppo frigo [kWh]

FE06 Energia frigorifera prodotta [kWh]

Tabella 2 – Codici identificativi contatermie installati per monitoraggio estivo

Figura 14 – Schema semplificato impianto in modalità solar cooling situato presso il CR Enea Casaccia (Roma), con dettaglio contatermie

52 #17

alimentare termicamente il gruppo frigo ad as-sorbimento (Figura 15).

In Figura 16 si riportano i flussi energetici ne-cessari alla valutazione del COP (Coefficient of performance) del gruppo frigo ad assorbimento nelle reali condizioni di funzionamento.

Si è constatato un rendimento inferiore (COPmedio = 0,59) rispetto al valore di targa (COP = 0,7), poiché non sempre il gruppo frigo ha la-vorato in condizioni di funzionamento nominali (Tacqua calda in = 88°C). Lavorando con temperatu-re dell’acqua in ingresso al generatore inferiori rispetto al valore nominale, il gruppo riduce di molto il COP (vedi Figura 11).

Ipotizzando una temperatura media dell’ac-qua di alimentazione del gruppo frigo pari a Tacqua calda in = 80°C ed ipotizzando una temperatu-ra in ingresso per l’acqua di raffreddamento pari a Tacqua raffr in = 32°C si ha una potenza frigorifera erogata dal gruppo pari a Pf = 10 kW, contro i 17,6 kW che si avrebbero in funzionamento nominale della macchina. Questo esempio serve solo per evidenziare quanto decadano le prestazioni del gruppo frigo se in funzionamento reale ci si di-scosta dai valori di targa di funzionamento della macchina. Una riduzione del COP è anche legata al funzionamento non a regime della macchina: nei primi quindici giorni di giugno, così come in buona parte del mese di settembre, la macchina era soggetta a ripetuti on/off in quanto il cari-co frigorifero richiesto dall’utenza era inferiore ri-spetto a quanto prodotto dalla macchina.

È da notare come, a differenza del periodo invernale durante il quale la quota di energia dis-sipata con il dry cooler era significativa, durante il periodo estivo l’energia termica dissipata è pra-ticamente trascurabile (Figura 17). Questo aspet-to è legato al dimensionamento del campo so-lare, progettato per garantire durante il periodo estivo l’energia termica necessaria al funziona-mento del gruppo frigo ad assorbimento e quin-di sovradimensionato per effettuare il solo riscal-damento dell’edificio.

Il serbatoio d’accumulo riceverà sempre una quantità di energia minore di quella incidente sui collettori solari a causa delle perdite ottiche e termiche sui pannelli, dell’andamento dell’irra-dianza solare (A), della dissipazione energetica realizzata dal dry cooler (B), della temperatura in uscita dal campo solare inferiore a quella dell’ac-qua all’interno dell’accumulo (D2a), dell’efficien-za dello scambiatore a piastre SC01 (D2b).

Nella Figura 18 si riporta l’energia effettiva-mente fornita dal campo solare per alimentare il gruppo frigo, depurata dalle perdite preceden-temente descritte (A+B = D1 e D2a+D2b = D2) e considerando che l’energia termica scambiata tra il circuito primario solare e l’accumulo differi-sce da quella effettivamente utilizzata (kWh utili solari) a causa della temperatura dell’acqua ac-cumulata, non sempre sufficiente ad alimentare

Figura 18 – Diagramma del flusso energetico per tutto il periodo di monitoraggio estivo

Figura 17 – Radiazione solare incidente sul piano dei collettori solari termici durante il periodo di monitoraggio estivo

Figura 16 – Valutazione prestazioni reali gruppo frigo ad assorbimento

Figura 15 – Schema produzione e fornitura energia a partire dai collettori solari (estate)

53#17

il gruppo frigo (Tmin = 80°C) (Calore accumulato ma non utilizzato: D3).

In Figura 19 si riporta, per i vari mesi monito-rati, il contributo di energia termica al gruppo fri-go ad assorbimento fornito dal campo solare e dalla caldaia integrativa.

Il riepilogo prestazionale dell’impianto di solar cooling durante l’intero periodo di moni-toraggio è rappresentato dalla frazione solare dell’energia fornita in ingresso al gruppo frigo (Figura 20).

La frazione solare riportata è stata ottenuta comunque garantendo le condizioni di comfort termoigrometrico all’interno degli ambienti ser-viti dall’impianto di solar cooling (Figura 21).

La logica di regolazione gestisce il manteni-mento della temperatura di setpoint ambien-te mediante l’impianto a pannelli radianti a pa-vimento (alimentato con acqua in ingresso a Tin

pannelli = 14°C) ed effettua il raggiungimento del setpoint con l’impianto a ventilconvettori (ali-mentato con acqua in ingresso a Tin fancoil = 7°C): questa soluzione ha consentito di ottimizzare la produzione di acqua refrigerata necessitando di acqua molto fredda solo nelle ore più calde del-la giornata, quando il contributo dell’energia ter-mica in ingresso al gruppo frigo è fornito quasi interamente dal campo solare.

CONCLUSIONIL’impianto di solar heating and cooling de-

scritto ha sempre garantito durante il periodo di monitoraggio, sia invernale che estivo, il mante-nimento delle condizioni di comfort termoigro-metrico in tutti gli ambienti dell’edificio servito. È stato riscontrato un sostanziale risparmio in termini di consumi di energia primaria di natu-ra fossile, grazie allo sfruttamento della radiazio-ne solare: durante il funzionamento invernale il sole ha coperto il 56% dei consumi per il riscalda-mento degli ambienti; nel funzionamento estivo c’è stata una copertura da fonte solare del 66% dell’energia termica richiesta dal gruppo frigo ad assorbimento.

L’utilizzo di tale impianto per il riscaldamento invernale dell’edificio F-92 ha permesso di rispar-miare, in termini di combustibile, 574 Nm³ di gas metano; per la climatizzazione estiva l’impianto ha permesso un risparmio in termini di energia elettrica di 2.677 kWhel. n

1 Nicolandrea Calabrese,� ENEA (Agenzia naziona-le per le nuove tecnologie, l’energia e lo svilup-po economico sostenibile).

2 Sacha Ottobre,� Università degli studi di Cassino e del Lazio Meridionale.

www.climatizzazioneconfontirinnovabili.enea.it

BiBliograFia1. Documentazione Tecnica Maya – Yazaki WSC – SC 52. “Solar Heating and Cooling of Buildings – Guidelines”, Marco Beccali, Pietro Finocchiaro, Bettina Nocke3. SYSTEMA S.P.A.: Gruppo frigo e torre evaporativa monoblocco4. “Sistemi solari termici per la climatizzazione”, Mauro Villarini, Domenico Germanò, Francesco Fontana,

Maurizio Limiti – Maggioli Editor

Figura 21 – Frazione solare impianto di solar cooling C.R. ENEA di Casaccia. Temperature medie giornaliere negli ambienti monitorati (ore 9.00-19.00)

Figura 20 – Frazione solare impianto di solar cooling edificio F-92 C.R. ENEA di Casaccia

Figura 19 – Contributi energetici della caldaia integrativa e del campo solare in ingresso al gruppo frigo ad assorbimento

#1754

I tre diversi impianti che analizziamo sono:

2.1. Impianto con portata fissa al primario e portata fissa al secondario2.2. Impianto con portata fissa al primario e portata variabile al secondario2.2. Impianto con portata variabile al primario con secondario in serie, VPF (Variable

Primary Flow)

Analisi energetica di tre tipologie di impianto idronico mediante l’utilizzo di indici di valutazione energetica derivati dagli indici Eseer

Nelle valutazioni delle efficienze degli impian-ti idronici si fa riferimento ai valori di EER (Energy Efficiency Ratio) del solo gruppo

frigorifero e, da qualche anno in Europa, anche agli indici ESEER (European Energy Efficiency Ratio) che tengono conto del funzionamento dei refrigeratori d’acqua durante tutto l’anno e quindi del funzionamento a carico parziale.

Purtroppo questi valori e indici non tengo-no in considerazione le potenze assorbite dal-le pompe dell’acqua che sono indispensabili e incidono sensibilmente nei consumi di energia negli impianti di condizionamento. Grazie all’uti-lizzo di inverter sulle pompe dell’acqua è possibi-le dare un contributo significativo alla riduzione dei consumi negli impianti di condizionamento dell’aria di tipo idronico.

Ispirandoci a diverse applicazioni presenti in America da alcuni anni, nonché ad una presen-tazione Aicarr dell’ottobre 2006 [1], abbiamo ri-tenuto opportuno mettere a punto dei sistemi di regolazione integrati con i refrigeratori d’ac-qua per consentire l’utilizzo dei nostri chiller in impianti a portata variabile.

Mediante l’utilizzo degli indici ESEER si è dimostrato il risparmio ottenibile nei consumi di energia elettrica sensibili, dell’ordine del 10-15% rispetto ad impianti simili ma a portata costante attraverso il refrigeratore

di Francesco Fradiga1, Michele Pontarollo2 e Giancarlo Sormani3

Impianti idronici con portata d’acqua variabile al circuito primario: valutazioni energetiche ES

PERI

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ZIEN

DE

#17 55

In Tabella I riportiamo i dati di efficienza EER a carico totale e parziale nelle condizioni di rife-rimento per il calcolo dell’indice ESEER e il valore di ESSER del refrigeratore preso in esame. Il refri-geratore sarà sempre lo stesso in tutti e tre gli im-pianti che stiamo analizzando, così come le po-tenze in gioco.

Per EER s’intende il risultato numerico del rapporto tra potenza frigorifera e potenza assor-bita dal refrigeratore (compressori e ventilatori).

L’indice ESEER [2] è dato dal risultato mate-matico della media pesata dei valori di EER nelle condizioni dai carico 100%, 75%. 50%, 25%, con dei pesi attribuiti in ambito europeo che ten-gono conto del funzionamento percentuale in quattro diversi carichi nell’arco dell’anno.

ESEER = EER(100%,35°C) ∙ 0,03 + EER(75%,30°C) ∙ 0,33 + + EER(50%,25°C) ∙ 0,41 + EER(25%,20°C) ∙ 0,23

Acqua in uscita dal chiller 7°C. Portata acqua sempre uguale a quella del 100% di carico.

In Tabella II riportiamo i dati più significativi ai fini energetici relativi alla pompa sul primario ed alle due pompe sul secondario. Denominiamo con una nuova terminologia EER+P l’efficienza totale del circuito idronico comprensiva delle potenze elettriche assorbite dalle pompe, sia al 100% che in condizioni di carico parziale.

EER + P = Potenza frigorifera

Potenza assorbita dal refrigeratore + Potenza assorbita dalle pompe dei circuiti

Attribuendo gli stessi pesi e condizioni dell’indice ESEER e facendo una media pesata di questi valori EER+P, definiamo un nuovo indice energetico che chiamiamo ESEER+P:ESEER + P = EER + P(100%,35°C) ∙ 0,03 + + EER + P(75%,30°C) ∙ 0,33 + + EER + P(50%,25°C) ∙ 0,41 + + EER + P(25%,20°C) ∙ 0,23

Acqua in uscita dal chiller 7°C. Portata chiller pari alle condizioni di riferimento.

Impianto con portata fissa al primario e portata variabile al secondario

In Figura 2 è riportato uno schema derivato da quello precedente dove manteniamo la por-tata fissa al primario ed inseriamo delle pompe a portata variabile nei due rami del circuito secon-dario. Le valvole sulle utenze ora sono a due vie per fare in modo che quando è richiesto meno carico la valvola chiuda, alimentando con meno acqua la batteria di scambio termico e consen-tendo una diminuzione di portata d’acqua nel circuito secondario. Nelle valutazioni energeti-che seguenti si è assunto di mantenere sempre

Impianto con portata fissa al primario e portata fissa al secondarioIn Figura 1 è riportato uno schema semplificato di un impianto composto da:

• unrefrigeratored’acquacondensatoadariamodelloFOCS-CA/B3602da849kWnominali

• unapompaaportatafissasulcircuitoprimario(piùunasecondadiriserva)• dueretidicircuitazioneidraulicaidentichesulcircuitosecondario,ciascunarappre-

sentata per semplificazione con due utenze identiche (centrali di trattamento aria, ma potrebbero anche essere n fan coil od n condizionatori d’aria con valvole a tre vie) e ciascuna rete con una pompa a portata fissa (più una seconda di riserva)

• unramoconfunzionedidisaccoppiatorechiamatoanchedisgiuntore

% Carico u.m. 100% 75% 50% 25%

Primario a portata fissa

Portata costante [m³/h] 146 146 146 146

Tipo pompa   FHE80-160/110

Prevalenza pompa [kPa] 210      

Prevalenza utile chiller [kPa] 117      

Potenza pompa [kW] 12,1 12,1 12,1 12,1

Secondario portata fissa

Portata costante pompa 1 e 2 [m³/h] 73,0 73,0 73,0 73,0

Tipo pompe   FHE65-125/40

Prevalenza pompe [kPa] 141      

Potenza pompa 1 e 2 [kW] 4,47 4,47 4,47 4,47

Potenza tot. pompe secondario [kW] 8,94 8,94 8,94 8,94

EER+P - 2,90 3,41 3,50 3,15

ESEER+P - 3,37

% Carico u.m. 100% 75% 50% 25%

UNITÀ

Potenza frigo [kW] 849 637 425 212

Portata [m³/h] 146 146 146 146

Potenza assorbita [kW] 272 166 100 46,3

EER - 3,13 3,84 4,24 4,58

ESEER REFRIGERATORE - 4,15

Tabella II – Impianto a portata fissa al primario e portata fissa al secondario

Tabella I – Efficienza energetica del chiller FOCS-CA/B 3602 in condizioni operative ESEER

Figura 1 – Impianto con portata fissa al primario e portata fissa al secondario

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un∆pminimoall’utenzadi50kPaeunaportataminimaparialla metà di quella nominale.

In Tabella III riportiamo i dati più significativi ai fini energetici.

Impianto con portata variabile al primario con secondario in serie, VPF (Variable Primary Flow)

In Figura 3 è riportato uno schema derivato da quelli pre-cedenti dove eliminiamo le pompe del secondario ed affi-diamo tutta la circolazione alle pompe a portata variabile del primario ponendovi il secondario in serie; tale impianto vie-ne comunemente chiamato in America e da ASHRAE “VPF”, acronimo di “Variable Primary Flow”.

Nel ramo che nel circuito precedente faceva da disaccop-piatore è stata inserita una valvola di bypass per assicurare una portata minima del 50% attraverso il refrigeratore in ogni situazione di carico alle utenze.

In Tabella IV riportiamo, analogamente alle Tabelle prece-denti, i dati più significativi ai fini energetici relativi a questa soluzione impiantistica.

Dalle analisi condotte emerge che l’impianto VPF per-mette un incremento dell’indice ESEER+P rispettivamente parial+18,9%rispettoadimpiantoconportatafissaalprima-rio e secondario e al +12,3% rispetto ad impianto con portata fissa al primario e variabile al secondario.

Per quantificare economicamente questi miglioramenti percentuali ricorriamo alla stessa metodologia già adottata in precedenti relazioni [2]. Ipotizzando che la distribuzione del carico richiesto da un chiller durante un anno di funzio-namento sia ripartita nelle stesse percentuali di peso del ca-rico e per le stesse temperature dell’aria ambiente considera-te nella formula ESEER ed ESEER+P, si può risalire al consumo elettrico(kWh)inNoredifunzionamentodelchillerconunasemplice formula, utilizzando il valore di ESEER+P, la potenza frigorifera nominale (Q100%) ed il numero d’ore totali di funzio-namento (N).

kWhinNoredifreddoestratto== 0,03 ∙ 100% ∙ N ∙ Q100% + 0,33 ∙ 75% ∙ N ∙ Q100% + + 0,41 ∙ 50% ∙ N ∙ Q100% + 0,23 ∙ 25% ∙ N ∙ Q100% == N ∙ Q100% ∙ (0,03 ∙ 1 + 0,33 ∙ 0,75 + 0,41 ∙ 0,50 + 0,23 ∙ 0,25) == N ∙ Q100% ∙ 0,54

L’indice ESEER+P è adimensionale e può essere visto comerapporto(kWfrigoriferi)/(kWelettriciassorbitidalchil-ler più le potenze assorbite dalle pompe installate nel circu-ito),ovverosiacomekWhfrigoriferi/kWhelettriciassorbititotali.

PerottenereikWhelettriciassorbitiinNorebastaquindidividereikWhinNoredifreddoestrattoperESEER+P:

kWhelettriciinNore=kWhinNoredifreddoestratto = ESEER + P

= N · Q100% · 0,54 = ESEER +P

Considerando un impianto di condizionamento in un complesso di edifici ad uso residenziale, in funzione dalle 10 alle 24, per 4 mesi, da metà maggio a metà settembre, avremmointotaleN=14∙30∙4=1680ore/anno.Iconsumiecostiannuali(assumendounprezzodi0,15€/kWh),deitre

impianti sopra analizzati, con riferimento ai soli chiller e pompe diventano rispettivamente:

Impianto 2.1 con portata fissa al primario e portata fissa al secondario: ESEER + P = 3,37kWh/anno=1680∙849∙0,54/3,37≈228500€/anno=228500∙0,15≈34300

Impianto 2.2 con portata fissa al primario e variabile al secondario: ESEER + P = 3,57kWh/anno=1680∙849∙0,54/3,57≈215700 €/anno=215700∙0,15≈32300

Impianto 2.3 con portata variabile VPF: ESEER + P = 4,01kWh/anno=1680∙849∙0,54/4,01≈192000 €/anno=192000∙0,15≈28800

I risparmi nei consumi annuali ottenibili da un impianto VPF sono evidenti.

% Carico u.m. 100% 75% 50% 25%

Primario a portata fissa

Portata costante [m³/h] 146 146 146 146

Tipo pompa   FHE80-160/110

Prevalenza pompa [kPa] 210      

Prevalenza utile chiller [kPa] 117      

Potenza pompa [kW] 12,1 12,1 12,1 12,1

Secondario portata fissa

Portata costante pompa 1 e 2 [m³/h] 73,0 36,5 36,5 36,5

Tipo pompe   FHE65-125/40

Prevalenza pompe [kPa] 141      

Potenza pompa 1 e 2 [kW] 4,66 1,24 1,24 1,24

Potenza tot. pompe secondario [kW] 9,32 2,48 2,48 2,48

EER+P - 2,89 3,53 3,70 3,48

ESEER+P - 3,57ESEER+P rispetto 2.1 - 5,9%

Figura 2 – Impianto con portata fissa al primario e portata variabile al secondario

Tabella III – Impianto a portata fissa al primario e portata variabile al secondario

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57#17

Pompaprimaria a

portatavariabile

Carico 1 Carico 2

Evap

orat

ore

Refr

iger

ator

e

Bypa

ss

PΔ impianto

Cenni relativi alle regolazioni adottate In Figura 4 è riportato uno schema di principio dell’im-

pianto con un unico circuito a portata variabile VPF; la pom-pa del refrigeratore è utilizzata per far circolare l’acqua at-traverso l’intero impianto.

Il refrigeratore d’acqua deve essere progettato per: •garantireefficienzaottimaleancheconportataall’evapo-

ratore ridotta;• regolareconprecisionelatemperaturadell’acquainusci-

ta variando contemporaneamente la portata d’acqua at-traverso l’impianto.

Si tratta di refrigeratori d’acqua con condensazione ad acqua o ad aria, evaporatore idoneo a fascio tubiero e com-pressori frigoriferi a vite. La regolazione della potenza fri-gorifera dei compressori è a modulazione continua in fun-zione della temperatura di mandata all’impianto. Le singole utenze dell’impianto sono dotate di valvole a due vie che modulano l’apertura in funzione della richiesta di carico: al diminuire della richiesta le valvole chiudono facendo pas-sare meno acqua con conseguente aumento della perdita di carico attraverso batteria e valvola. Al diminuire del cari-co la velocità della pompa viene ridotta in modo da ridurne la potenza assorbita e fornire alle utenze solo l’acqua che esse richiedono; mediante un trasduttore differenziale vie-ne misurata e mantenuta costante la caduta di pressione (∆p) in un punto significativo dell’impianto in modo da ga-rantire sempre il flusso d’acqua adeguato nel percorso più critico o significativo dell’impianto. Nel controllore elettro-nico installato a bordo macchina sono state inserite molte logiche di controllo. La velocità di variazione della portata d’acqua, tipicamente espressa come variazione percentua-le della portata nominale del refrigeratore al minuto, deve essere tale da non creare instabilità nella regolazione della temperatura di uscita dell’acqua.

Abbiamo adottato variazioni della portata d’acqua va-riabili tra il 2% e 6% rispetto alla portata nominale, che por-tano nel caso peggiore a richiedere meno di 30 minuti per ridurre la portata dal massimo al minimo. La pompa instal-lata a bordo macchina è controllata da un convertitore di frequenza o “inverter” che, variando la frequenza di alimen-tazione del motore della pompa, varia la velocità di rotazio-ne e quindi la portata.

Per evitare pendolazioni dovute alle interferenze fra re-golatori, sono stati inseriti sofisticati algoritmi software che consentono al controllore di “pesare” il contributo dei sin-goli regolatori e garantire la stabilità in tutte le condizioni di lavoro. La messa a punto di questi algoritmi è stata fatta mediante severi test in laboratorio e verifiche su impianti

Figura 3 – Impianto con un unico circuito a portata variabile VPF

% Carico u.m. 100% 75% 50% 25%

Primario variabile

Primario variabile [m³/h] 146 73,0 73,0 73,0

Tipo pompa   FHE80-160/110

Prevalenza pompa [kPa] 255      

Prevalenza utile chiller [kPa] 162      

Potenza pompa [kW] 14,7 2,99 2,99 2,99

EER+P - 2,96 3,77 4,12 4,30

ESEER+P - 4,01ESEER+P rispetto 2.1 - 18,9%ESEER+P rispetto 2.2 - 12,3%

Tabella IV – Impianto VPF con portata variabile al primario e secondario in serie

Figura 4 – Impianto con un unico circuito a portata variabile VPF

Ulteriori vantaggi dell’impianto a portata variabile vpF I consumi di energia elettrica sono inferiori rispetto ad altri circuiti non solo per le motivazioni analizzate fino ad ora ma anche perché negli impianti, molto spesso, si abbonda nel dimensionare le pompe dell’acqua. Questo viene fatto per avere la sicurezza che nel caso di perdite di carico valutate erroneamente le pompe ga-rantiscano comunque le portate d’acqua necessarie per mantenere il tradizionale T di 5°C attraverso il chiller al 100% del carico. L’utilizzo di inverter sulla pompa a bordo del chiller consente di tarare la portata nominale che permette di ottenere il ∆T di 5°C a carico pieno fissando la frequenza massima senza ricorrere ad ineffi-cienti strozzature che comportano elevati sprechi di energia per il pompaggio. La

possibilità di fissare la frequenza massima, può consentire inoltre, anche ad im-pianto realizzato, di portare agevolmente il ∆T attraverso il chiller al 100% di cari-co anche a valori superiori a 5°C, con ulteriori risparmi nei consumi.Queste soluzioni impiantistiche permettono considerevoli risparmi d’installazio-ne grazie all’eliminazione della stazione di pompaggio ed al ricupero dello spazio che esse occuperebbero. Le pompe con alte portate ed alte prevalenza presentano infine efficienza tendenzialmente maggiore delle pompe più piccole impiegate nei classici impianti disaccoppiati.

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Carico frigorifero 100%

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

10 11 12

LUNGHEZZA EVAPORATORE

°C

PORTATA ACQUA FISSA 12 – 7 °C

EVAPORAZIONE

Surriscaldamento 5°C

Area impiegata per surriscaldare

7 °C

SURRISCALDAMENTO

12 °C

OUT GAS

IN liquido

IN ACQUA OUT ACQUA

Carico frigorifero 50%

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

10 11 12

LUNGHEZZA EVAPORATORE

°C

PORTATA ACQUA FISSA 9.5 – 7 °C

EVAPORAZIONE

Surriscaldamento 5°C

Area impiegata per surriscaldare

7 °C

SURRISCALDAMENTO

9.5 °C

4°C

pilota tramite continui monitoraggi delle condi-zioni operative.

Le variazioni di portata calcolate dal control-lore della macchina sono inviate al convertitore di frequenza con tempistiche che variano dina-micamente in funzione della richiesta di carico dell’impianto e tengono conto del volume d’ac-qua dell’impianto e della potenzialità del refrige-ratore d’acqua. Per assicurare che in tutte le con-dizioni di lavoro dell’impianto la portata d’acqua del refrigeratore d’acqua non scenda sotto la so-glia minima, il controllore elettronico è dotato di opportune sonde che consentono di stabilire quando la portata è troppo bassa e di inviare un segnale all’impianto per il comando della valvola del ramo di by-pass.

Non abbiamo voluto appesantire questa re-lazione con altri esempi d’impianti con più refri-geratori d’acqua installati; anche per queste in-stallazioni abbiamo sviluppato dei software per il controllo a portata variabile VPF che gestisco-no gli inserimenti e le disinserzioni dei refrigera-tori in modo da garantire comunque, con par-ticolari accorgimenti, un buon controllo della temperatura dell’acqua inviata all’impianto.

Comportamento degli evaporatori con portate d’acqua ridotte

Non tutti gli evaporatori si prestano a venire impiegati in impianti a portata d’acqua variabi-le che li attraversano perché, al diminuire delle portate d’acqua, non deve diminuire l’efficienza globale di scambio termico, altrimenti si avreb-be il risultato di vedere diminuire la temperatura di evaporazione con conseguente abbassamen-to non solo della potenza frigorifera ma anche dell’efficienza del refrigeratore.

Gli evaporatori installati nei nostri chiller sono progettati e costruiti con criteri tali da mantene-re pressoché inalterata la temperatura di eva-porazione a parità di temperatura dell’acqua in uscita dall’evaporatore ed a diversi regimi di por-tata d’acqua fino ed anche inferiore al 50% della portata d’acqua nominale.

Per spiegare il comportamento ci aiutiamo con degli andamenti schematici qualitativi dei profili di temperature dell’acqua tra ingresso ed uscita del mantello e del refrigerante (R134a), all’interno dei nostri evaporatori. L’evaporatore è generosamente dimensionato e adotta una distribuzione di tubi scambiatori asimmetrica, cioè con un numero inferiore nella parte bassa del primo passaggio rispetto a un numero supe-riore nella parte alta di ritorno refrigerante verso la stessa estremità d’ingresso (Figura 5). In que-sto modo si sfrutta l’alta densità del refrigeran-te nel primo passaggio che da prevalentemente liquido va via via evaporando trasformandosi in gas, consentendo alte velocità di passaggio con elevato coefficiente di scambio e basse perdite di carico.

Figura 5 – Differenza tra evaporatore avente distribuzione dei tubi di tipo simmetrica e asimmetrica

EvaporatoreSIMMETRICO

EvaporatoreASIMMETRICO

Figura 6 – Andamento temperature acqua e R134a per impianto a pieno carico e portata acqua 100%

Figura 7– Andamento temperature acqua e R134a per impianto a metà carico e portata costante pari a quella al 100% di carico

al cambiamento di stato da liqui-do a gas nella parte prevalente dell’evaporatore.

Nella Figura 7 riportiamo l’an-damento delle temperature nel-lo stesso evaporatore con portata

Nel passaggio di ritorno, quando parte del liquido è diventato gas, dando un maggior nu-mero di tubi alla sezione di ritorno, si consente una velocità del gas comunque alta contenendo le perdite di carico.

Rappresentiamo nella Figura 6 l’andamento delle temperature in gioco nel caso di funzio-namento al 100% del carico frigorifero con ac-qua entrante nell’evaporatore a 12°C ed uscen-te a 7°C. Da notare in questa e nelle successive Figure la parte dedicata al surriscaldamento del gas, necessario per assicurare che all’aspirazione del compressore non ritorni liquido perché, es-sendo incomprimibile, provocherebbe pericolo-se sollecitazioni ai compressori. Questa parte dei tubi scambiatori comporta poco scambio ter-mico rispetto a quello di natura latente dovuto E

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Curve POMPA

0%

20%

40%

60%

80%

100%

120%

140%

160%

0% 20% 40% 60% 80% 100%

Portata acqua

Prev

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0%

20%

40%

60%

80%

100%

120%

140%

160%

Pote

nza

asso

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Pa

H 50Hz H 30Hz Pa 50Hz Pa 30Hz

50 Hz

30 Hz

FUNZIONAMENTO BATTERIA

0%

25%

50%

75%

100%

0% 25% 50% 75% 100%

Potenza Frigorifera

Port

ata

LINEARE FAN COIL

Carico frigorifero 50%

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9

10 11 12

LUNGHEZZA EVAPORATORE

°C

PORTATA ACQUA 50% 12 – 7 °C

EVAPORAZIONE

Surriscaldamento 5°C

Area impiegata per surriscaldare

7 °C

SURRISCALDAMENTO

12 °C d’acqua identica a quella nominale, in condizioni di lavoro pari al 50% della resa nominale e quindi con salto termico dimezzato a soli 2,5°C, con ac-quaentrantea9,5°Ceduscentea7°C.Latempe-ratura di evaporazione si mantiene pari a quella del 100% di carico, con una zona dedicata al sur-riscaldamento del gas notevolmente estesa in quanto, per assicurare lo stesso surriscaldamen-to di 5°C, essendo la temperatura dell’acqua en-trantea9,5°Cil∆TML nella fase dedicata al surri-scaldamento si abbassa e, per avere sempre un pari surriscaldamento del gas, è necessaria una maggior superficie di scambio dedicata alla fase di surriscaldamento, che toglie superficie a quel-la parte di evaporatore più efficace nel trasmet-tere calore al liquido evaporante (calore latente).

QSURR = K · S · ∆TMLsurr

In modo intuitivo è evidente che con acqua entrantea9,5°Canziché12°Cèpiùdifficileavereun gas che si surriscalda.

Nella Figura 8 viene riportato l’andamen-to delle temperature nello stesso evaporatore ma con portata d’acqua ridotta al 50% rispetto a quella nominale, in condizioni di lavoro pari al 50% della resa nominale, con salto termico inva-riato a 5°C e quindi con acqua entrante sempre a 12°C.

Facciamo notare la riduzione di superficie dedicata allo scambio termico per il surriscalda-mento del gas grazie al maggior ∆TML del caso precedente. La superficie dedicata quindi alla pura evaporazione del refrigerante è superio-re rispetto a quella di Figura 7, compensando la diminuzione del coefficiente di scambio lato acqua dovuta alla diminuita portata d’acqua e quindi velocità dell’acqua. Il calore QSURR deve essere, a parità di portata refrigerante e gradi di surriscaldamento, sempre lo stesso del caso pre-cedente; il coefficiente di scambio totale K dimi-nuisce in seguito alla diminuzione del coefficien-te di scambio lato acqua per diminuita velocità dell’acqua.

Il ∆TMLsurr. si mantiene a livelli simili a quelli di Figura 6, grazie all’alta temperatura di ingresso acqua pari a 12°C.

Comportamento degli utilizzatori dell’acqua refrigerata negli impianti di condizionamento al variare della potenza frigorifera

Nelle batterie di scambio termico impiegate nelle utenze, fancoil, condizionatori d’aria, cen-trali di trattamento aria ecc. verrebbe da pensare che passando dal carico termico del 100% a con-dizioni di lavoro a carico parziale, la diminuzione di portata d’acqua da quella nominale al 100% a quella corrispondente ad una certa percentua-le di carico parziale diminuisca della stessa per-centuale. Questo non avviene per motivi termo-dinamici (essenzialmente dovuto al variare del

Figura 10 – Andamento della potenza e della prevalenza a diverse frequenze

Figura 9 – Andamento della portata al variare della potenza frigorifera

Figura 8 – Andamento temperature acqua e R134a per impianto al 50% del carico e portata variabile = 50%

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coefficiente di scambio termico interno alla bat-teria alettata in funzione della velocità dell’acqua con esponente inferiore a uno e non lineare).

Chiunque, utilizzando programmi di calcolo di scambio termico per batterie alettate o di fan coil o di centrali di trattamento aria tracciasse l’an-damento della portata d’acqua al variare del calo-re scambiato a parità di temperature d’ingresso di acqua e di aria, otterrebbe andamenti simili a quellidiFigura9.Noil’abbiamofattocondiversiprogrammi di calcolo sia di macchine di condi-zionamento, sia di solo calcolo di batterie aletta-te di fornitori qualificati ed il risultato medio che abbiamoottenutoèquellodiFigura9,doveevi-denziamo che già ad un carico termico del 75% la portata d’acqua diminuisce più del 50%.

Variazione della potenza assorbita da una pompa al diminuire della portata d’acqua

Dalle leggi derivanti dalla similitudine mec-canica per una pompa, estraiamo le seguenti re-lazioni in funzione della velocità di rotazione del-la pompa n:

Portata = f (n) Prevalenza = f (n2) Potenza = f (n3)

Importante notare la variazione della poten-za assorbita da una pompa con la variazione al

delle analisi più personalizzate ma l’ordine di grandezza dei risultati comparativi tra i diversi impianti non si scostano da quelli riportati in questa relazione. n

1 Francesco Fadiga, Responsabile ufficio tecnico Belluno –Climaveneta S.p.A. Bassano delGrappa (Vi)

2 Michele Pontarollo, Direzione Elettronica ed Automazione –Climaveneta S.p.A. Bassano delGrappa (Vi)

3 Giancarlo Sormani, Direzione Tecnica – Climaveneta S.p.A.BassanodelGrappa(Vi)

cubo del numero di giri della pompa. In Figura 10 riportiamo delle curve portata-prevalenza e portata-potenza assorbita per la pompa utiliz-zata nell’esempio precedente di impianto VPF. Analizzando le curve a 50 ed a 30 Hz si nota che al 50% di portata acqua, con pompa a 30 Hz, si ha una potenza assorbita pari a circa il 20% di quella a portata 100%.

CONCLUSIONIL’utilizzo di impianti a portata variabile nel cir-

cuito primario VPF può dare, in molte applicazio-ni, un valido contributo al contenimento dei con-sumi energetici con evidenti benefici all’utente finale. Purtroppo ci vorrà del tempo per sensibi-lizzare il nostro settore sull’importanza della ri-duzione delle potenze assorbite dalle pompe. Riteniamo che la certificazione energetica degli edifici contribuirà a questa sensibilizzazione.

Con gli esempi presentati abbiamo voluto semplificare le analisi energetiche riducendole a poche operazioni matematiche, senza ricorrere a sofisticati programmi software di calcolo, con l’ipotesi che il carico dei refrigeratori vari nell’arco dell’anno nelle stesse modalità assunte per la de-finizione dell’indice ESEER. Riferendosi ad altre distribuzioni di carico, altre temperature aria esterna, con distribuzione per frequenza oraria di temperature esterne, è possibile condurre

bibliograFia [1] Boeche A., Cavallini A., Zecchin R.,

2006. I contenuti progettuali in rela-zione alla vita del sistema edificio im-pianto – convegno Aicarr Bologna 26 ottobre 2006.

[2] Sormani G., 2006. Prove e prestazioni a carichi parziali dei chiller: certifica-zione Eurovent ed analisi energetiche – 45° Aicarr International Conference 2006, Milano 1-2 marzo 2006.

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#17 61

molto più grandi, ma questa non è la condizione tipica della refri-gerazione e del condizionamento dell’aria, nel campo dei condensa-tori ventilati.

Nuova geometria della batteria

Al fine di soddisfare la richie-sta di scambio termico ad alta ef-ficienza e bassa carica di refrige-rante è stata sviluppata la nuova

queste tendenze e lo sviluppo del condensatore Microchannel può essere considerato un primo tentativo.

LU-VE ha condotto negli ultimi anni un’atti-vità di ricerca ampia in direzioni diverse, cercan-do di analizzare tutte le possibili alternative e in-fine è stata sviluppata una nuova geometria di batteria basata sulla tecnologia rame alluminio. Diversi sono i vantaggi di tale soluzione rispetto al microchannel con uno scenario produttivo da 1 a 50 pezzi per lotto. Altre conclusioni posso-no essere ottenute in caso di lotti di produzione

Negli ultimi anni nei settori della refrigera-zione e del condizionamento ci sono state molte discussioni riguardanti la so-

stenibilità ambientale. In un primo momen-to l’attenzione si è concentrata sui refrigeranti che danneggiano lo strato di ozono, in secon-do luogo l’attenzione si è focalizzata sulla ridu-zione dell’effetto serra, seguendo l’approccio TEWI (cioè combinando le emissioni dirette e in-dirette). Inoltre, in alcuni paesi sono state intro-dotte tasse e una limitazione alle cariche di re-frigerante. Era quindi necessaria una risposta a

Una tecnologia progettata grazie ai risultati teorici, ottenuti con analisi CDF, confrontati con gli esiti di una campagna di sperimentazione delle batterie condotta nei tunnel di prova e nelle celle calorimetriche

di Stefano Filippini*

Nuovi scambiatori di calore alettati con bassa carica di refrigerante

ESPERIENZA DELLE AZIENDE

62 #17

Air face velocity

HTC

- Ai

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Pres

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dro

p - A

ir si

de

HTC MC 30x2HTC 5 mmHTC 9,52 mmDpa MC 30x2Dpa 5 mmDpa 9,52 mm

Effective fin spacing = 1,3 mm

progettazione avanzata di scambiatori di calo-re [4]. L’approccio utilizzato in LU-VE e descritto in questo documento si basa su un uso massic-cio di simulazioni numeriche con l’obiettivo di scoprire i dettagli del moto dei fluidi per otte-nere una comprensione maggiore (ossia basati sui principi di dinamica dei fluidi) delle loro per-formance di calore e delle perdite di pressione. L’utilizzo della CFD è combinato con un approc-cio sperimentale globale. In questo contesto cia-scuno dei due approcci dà un contributo fon-damentale: il primo è in grado di supportare gli ingegneri fornendo una veloce e attenta analisi del campo di flusso per la scelta della migliore forma dell’aletta, la seconda è di rilevanza fon-damentale per la misurazione delle performan-ce complessive della batteria, così come per la convalida dei calcoli numerici.

Sono state esaminate oltre 30 differenti con-figurazioni di aletta. Una serie di calcoli in 2D, ab-binata agli esperimenti con tunnel di prova è sta-ta effettuata a diverse velocità dell’aria e vari passi aletta, al fine di confrontare per ogni configura-zione le tendenze numeriche e sperimentali.

Questa intensa attività ha dato preziosi sug-gerimenti per la taratura degli strumenti di cal-colo e l’influenza della forma dell’aletta sulle performance di trasferimento del calore. I risul-tati delle attività di ricerca dimostrano la nuova frontiera aperta dal processo di ottimizzazione per la forma dell’aletta e dimostrano come que-sta caratteristica sia importante per migliorare le prestazioni complessive della batteria, confer-mando così che la CFD è in grado di sostenere efficacemente il progetto avanzato degli scam-biatori di calore.

Sperimentazione e calibrazione del software

Le prove di potenza termica hanno richie-sto una notevole attività sperimentale, in quanto sono state eseguite molte prove in camera ca-lorimetria per definire le prestazioni alle più sva-riate condizioni di funzionamento (es. a diverse velocità dell’aria frontale, velocità di massa del

sensibilmente inferio-ri; i risultati rendono molto interessante la geometria con tubo da 5 mm. Questo con-fronto è stato esegui-to con lo stesso passo tra le alette: 1,3 mm.

Utilizzo di software CDF L’approccio tradizionale seguito dai pro-

gettisti di scambiatori di calore era consuetu-dinariamente focalizzato sulla selezione delle caratteristiche globali della batteria: diametro e lunghezza del tubo, passo alette e loro geo-metria, numero di ranghi, nel tentativo di otte-nere il miglior compromesso tra prestazioni di trasferimento del calore, costi industriali e carat-teristiche del ventilatore. In passato, le principa-li scelte e le soluzioni adottate si basavano prin-cipalmente sulle esperienze e sulle correlazioni empiriche derivate da prove sperimentali [1,2]. Meno attenzione è stata data al vero nucleo del-lo scambiatore di calore e al comportamento del flusso termico che attraversa la batteria. Questo approccio empirico è appropriato quando vie-ne utilizzato per batterie di geometria semplice, come quelle con i tubi e alette lisci, ma non è giustificato quando applicato alla progettazione delle batterie allo stato dell’arte, che adottano tubi rigati e alette con forme sofisticate.

Un software CFD è di grande aiuto in materia di scambio di calore [3]. Oggi i grandi progres-si delle tecniche informatiche e la disponibilità di modelli numerici sempre più accurati e fles-sibili, unita alla crescita di competenze e know-how dei ricercatori e degli ingegneri nel cam-po della CFD, rendono fattibile e conveniente l’implementazione di nuove strategie per la

geometria Minichannel, come mostrato nella Figura 1. È molto compatta e raggiunge un’eleva-ta densità di potenza su superficie alettata.

Le alette hanno speciali turbo-lenziatori che, combinati a tubi ri-gati internamente con aumento della superficie interna >1,8, dan-no prestazioni molto elevate. I collettori della batteria possono essere scelti in base al flusso di re-frigerante, senza limitazioni mec-caniche particolari e di conse-guenza è possibile abbassarne il volume.

Matrici dello scambiatore di calore

Il grafico di Figura 2 rappresen-ta un interessante confronto pre-stazionale (coefficiente di scam-bio termico e perdite di carico lato aria) di tre configurazioni geome-triche differenti: a) 25x21,65 mm con tubo da 9,52 mm, b) 20x17,3 mm con tubo da 5,00 mm e c) so-luzione a micro-canali (tubo 30 mm).

Confrontando le prestazioni delle geometrie sopra citate, rela-tivamente ad un valore di veloci-tà dell’aria di 2,0 m/s, si può affer-mare che la geometria con tubo da 5,0 mm possiede un coeffi-ciente di scambio leggermente inferiore alle altre due (in partico-lare alle alte velocità), ma in con-trapposizione perdite di carico

Figura 2 – Confronto prestazionale (coefficiente di scambio termico e perdite di carico lato aria) di tre configurazioni geometriche differenti: a) 25x21,65 mm con tubo da 9,52 mm, b) 20x17,3 mm con tubo da 5,00 mm e c) soluzione a micro-canali (tubo 30 mm)

Figura 1 – Nuova geometria Minichannel

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0 5000 10000 15000 20000 25000 30000Experimental capacity kW

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0,00 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25portata in massa di refrigerante Kg/s

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0 5000 10000 15000 20000 25000 30000Experimental capacity kW

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ity k

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fluido interno, temperature di condensazione e dell’aria in ingres-so alla batteria di scambio). Tutte queste prove sono servite per ca-librare il codice di calcolo, onde poter in futuro stimare con piccole incertezze le prestazioni di ogni tipo di aero-condensatore avente la geometria Minichannel alle più svariate condizioni operative.

Scambiatori con tubo reperito dal mercatoUna prima soluzione di aero-condensatori utilizzava un tipo di

tubo reperito dal mercato, non certamente ottimizzato per il parti-colare nostro utilizzo. Esso aveva caratteristiche tipiche di un tubo per aero-evaporatori, cioè angolo di elica delle micro-alette prossi-mo a 18°. Il grafico di Figura 5 riporta il confronto tra i dati sperimen-tali di potenza termica e quelli determinati con il codice di calcolo; come si può notare, lo scostamento è molto piccolo, nell’ordine di qualche percento. Questo conferma l’attendibilità dei calcoli in di-verse condizioni operative.

Anche il grafico di Figura 6 indica il confronto tra i dati sperimen-tali e quelli di calcolo, relativi alle perdite di carico lato refrigerante (interno tubi) in funzione della portata in massa.

Le tolleranze normalmente accettate sono dell’ordine del ±20%; in questi casi sperimentali, l’errore è ampiamente interno a tale in-tervallo (±8%).

Scambiatori con tubo ottimizzatoLa collaborazione sempre molto stretta con i produttori di tubi

micro-alettati, ci ha portato a definire una tipologia di tubo alta-mente performante per aero-condensatori.

Le prove prestazionali del solo tubo sono state eseguite diret-tamente dal fornitore, il quale ci ha fornito tutte le informazioni di scambio termico e di perdite di carico a diversi valori del numero

di Reynolds e Prandtl. Tali caratteristiche sono state implementate nel codice di calcolo, il quale, assieme a tutte le informazioni relative allo scambio termico esterno, la portata d’aria, le dimensioni dello scam-biatore e le temperature operative, ci ha permesso di definire la poten-za termica scambiata nelle condizioni di prova. Gli errori tra il dato spe-rimentale e il dato di calcolo sono riportati nel grafico di Figura 7. Come si evince, la differenze sono veramente molto piccole, inferiori al 3%.

Lo stesso confronto è stato fatto relativamente alle perdite di ca-rico lato interno (fluido refrigerante di prova R407A), dove il grafico di Figura 8 definisce gli errori tra il dato sperimentale e il dato di calcolo.

Figura 3 – Analisi CDF. Una serie di calcoli in 2D, abbinata agli esperimenti con tunnel di prova è stata effettuata a diverse velocità dell’aria e vari passi aletta, al fine di confrontare per ogni configurazione le tendenze numeriche e sperimentali

Figura 7 – Errori tra il dato sperimentale e quello di calcolo inerenti (perdite di carico lato interno)

Figura 6– Errori tra il dato sperimentale e quello di calcolo (potenza termica scambiata nelle condizioni di prova)

Figura 5 – Confronto tra i dati sperimentali e quelli di calcolo, relativi alle perdite di carico lato refrigerante (interno tubi) in funzione della portata in massa

Figura 4 – Confronto tra i dati sperimentali di potenza termica e quelli determinati con il codice di calcolo

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Model SHVN 19/0 Special 5mm tubes Special multichannelCapacity [kW] 19,6 20,2 19,5Tube diameter [mm] 9,52 5,0 multichannel 30 x 2Tubes volume [dm3] 5,15 2,04 1,90Header volume [dm3] 0,36 0,36 0,91Total coil internal volume [dm3] 5,51 2,41 2,81Header diameter [mm] 22 22 38Internal volume di�erence 100% 43,6% 50,9%Internal volume di�erence 100% 116,7%

new geometry TURBOFIN 5

Micro channel Comment

Installation + - Installer has to solder copper pipes as usual in both cases but MC has a joint Cu-AL rather fragile that can be damaged and repairing is di�cult

CostVery much in�uenced by production lot, however till 50 pieces batch 5mm is surely competitive

Lifetime + ?? No real experience on MC is available, tests on car can be used???

Flexibility + - MC has very rigid production, di�cult to provide special circuiting or enlarged coil. 5mm is very �exible as actual Cu/Al tecnology shows

Weight ~ ~ Very similar values

Recicling - + MC has advantage of mono-material construction

Dirt accumulation + - MC has in reality 1,3mm �n spacing, dirt accumulation is much quicker

Cleaning - + MC is stronger, cleaning is quicker and easier without damage risk

new geometryMinichannel

Microchannel a flusso parallelo

Il valore delle perdite di carico è comprensivo dei collettori di en-trata e di uscita, in modo da cali-brare anche tali componenti, fon-damentali per la definizione della macchina stessa.

Anche in questo caso, si hanno scostamenti ampiamente inferiori al ±20%.

La grande mole di dati speri-mentali ha consentito di calibra-re al meglio il codice di calcolo; questo prezioso strumento, uti-lizzato in progettazione e in area commerciale rappresenta il cuo-re strategico dell’azienda, in quan-to raccoglie tutta l’esperienza ter-modinamica del gruppo Lu-Ve. Stimare le prestazioni delle nostre macchine entro valori del ±3% (potenza termica), ci consente di offrire alla clientela prestazioni estremamente precise ed ottimiz-zate per il loro impiego, nonché aiutare la progettazione a stu-diare e migliorare sempre di più i prodotti

2 alette è la metà (1,3 mm nella foto), un valore molto più basso rispetto a quello che attualmen-te il mercato sta utilizzando per un condensato-re ventilato (cioè tra 2,0 e 2,5 mm).

Confronto del volume internoLa Tabella 1 mostra un confronto fra tre possi-

bili condensatori ad aria, con capacità simili, stes-se aree frontali e stessi ventilatori (2 x Ø 350 mm 4 poli).

Per meglio evidenziare l’andamento del volu-me interno per le tre diverse configurazioni, vie-ne indicato separatamente il volume interno dei tubi (o profili estrusi per il microchannel) e dei collettori. Il risultato del confronto mostra chia-ramente che, utilizzando la tecnologia più mo-derna, è possibile ridurre fortemente la carica di refrigerante; inoltre grazie al diametro dei collet-tori più piccolo si ha un vantaggio per la nuova geometria Minichannel rispetto al Microchannel (16,7% di ulteriore riduzione).

Altri termini di confrontoPer fare una seria valutazione delle differen-

ti tecnologie sono stati confrontati dei punti ag-giuntivi, come indicato nella Tabella 2.

CONFRONTO TRA SCAMBIATORI DI CALORE

Microchannel con configurazione a flusso paralleloA causa della sua costruzione meccanica il

Mircochannel con configurazione a flusso pa-rallelo deve avere i collettori piuttosto grandi, al-meno abbastanza grandi per consentire al pro-filo di alluminio di entrare nel collettore stesso. Dalla nostra attività di ricerca il profilo di allumi-nio di 30 mm in profondità sembrerebbe essere un buon compromesso per ottenere da un con-densatore una corretta performance; è quindi necessario un collettore con un diametro mini-mo di 38 mm. Questo è uno dei motivi princi-pali per cui la tecnologia Microchannel ha anco-ra un volume interno più grande del necessario e la carica di refrigerante principale si trova nei collettori.

La Figura 8 mostra la configurazione del Microchannel dove la definizione del passo alet-te è piuttosto diversa da quella normalmente utilizzata per una batteria alettata. Infatti la defi-nizione geometrica porta a considerare il passo alette come la distanza tra due elementi ripetiti-vi, nel nostro esempio le 2 onde (ex. passo alet-te = 2,6 mm); in realtà la distanza effettiva tra le

Tabella 2 – Confronto tra la nuova geometria batteria Minichannel e Microchannel

Tabella 1 – Confronto tra condensatori ad aria con batterie differenti. Nella prima colonna ci sono i dati del condensatore SHVN 19 / 0 della gamma LU-VE, con geometria 25x21,65 mm e diametro tubo 9,52 mm. Nella seconda colonna vi è la soluzione con il nuovo Minichannel geometria 20 x 17,32 mmi e tubo da 5 mm, nella terza colonna una soluzione con la configurazione Microchannel

Figura 8 – Microchannel con configurazione a flusso parallelo

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SPORCAMENTO

Alette intagliate con diverso passo Recenti studi internazionali dimostrano

come sia abbastanza indipendente il deposito di polveri (dimensioni da 0,01 a 100 μm) in funzio-ne del passo alette, mentre un peso maggiore lo ricopre la velocità dell’aria (Bulk Air Velocity). In particolare, si riporta il grafico di Figura 1, dove si evidenzia come, al variare della taglia delle parti-celle di polvere immesse nel flusso dell’aria che investe lo scambiatore di calore alla velocità di 2 m/s, non si hanno particolari differenze di depo-sito al variare del passo alette (passi analizzati: cir-ca 1,6, 2,1, 3,2 mm). Le tre curve sono pressoché coincidenti (entro valori del ±5%) [10].

Invece, il grafico di Figura 10, mostra una sen-sibile variazione del deposito di polveri al varia-re della velocità dell’aria (o portata volumetri-ca che fluisce nello scambiatore); in particolare, maggiore è la velocità, maggiore è il deposito di particelle (specialmente quelle con taglia da 1 a 50 μm). Questa analisi è stata condotta su uno scambiatore avente un passo tra le alette di cir-ca 2,1 mm.

CONCLUSIONIIl recente sviluppo della nuova

geometria basata sulla tecnologia di rame alluminio è stato presenta-to e confrontato con la soluzione Microchannel in alluminio. Diversi sono i vantaggi della nuova pro-posta; in particolare appare il modo migliore per abbassare il vo-lume interno e di conseguenza la carica di refrigerante, un tema che è sempre più richiesto al fine di ga-rantire la sostenibilità ambientale di tutti i prodotti. n

* Stefano Filippini,� LU-VE Group

Il grafico di Figura 9 ha dimostrato che il de-posito di particelle di polvere è quasi indipen-dente dal passo alette [10], ma l’influenza di tale deposito sulle prestazioni termiche non è chia-ramente lo stesso. Infatti, per passi più ristretti, lo strato di polveri depositato (di altezza inferio-re, in quanto più distribuito su una maggiore su-perficie di alette) implica un maggiore aumento delle perdite di carico lato aria e di conseguenza, un maggiore decadimento della portata d’aria (e quindi di potenza).

Altri studi eseguiti con metodi sperimentali e analitici sofisticati [11], utilizzando polveri stan-dard ASHRAE, dimostrano che lo sporcamento di uno scambiatore a micro-canali a passo 1,3 mm con 135 g di polveri, presenta lo stesso de-cadimento di prestazioni in termini di coefficien-te di scambio termico e perdite di carico, rispetto ad uno scambiatore tradizionale a passo 2,0 mm con 400 g di polveri. La soluzione con micro-ca-nali comporta quindi un decadimento delle pre-stazioni molto più importante e di conseguenza un aumento degli interventi di manutenzione di circa 3 volte (400/135).

Figura 10 – Deposito di polveri in funzione della velocità dell’aria (o portata volumetrica che fluisce nello scambiatore)

Figura 9 – Deposito di polveri in funzione del passo alette a una velocità dell’aria di 2 m/s

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sfer, Halkidiki, Greece, April 22-24, 2002. [5] Kreith, F. (1975), Principi di trasmissione del calore, Liguori Editore.[6] Incropera, DeWitt (1996), Fundamentals of Heat & Mass Transfer, John Wiley & Sons.[7] Bejan A. (1980), Heat transfer, Wiley. [8] Ashrae Handbook (2008), HVAC Systems and equipment.[9] Colombo E., Macchi E., Merlo U., Strategy for innovation in heat exchanger design: computational approach combined with experimental tests leads to performance improvement.

Summer Heat Transfer Conference – Westin St. Francis, San Francisco, CA, USA (2005)[10] J. Siegel, V. P. Carey: Fouling of HVAC fin and tube heat exchangers.[11] Ian H. Bell, Eckhard A. Groll: Air-side particulate fouling of microchannel heat exchangers: experimental comparison of air-side pressure drop and heat transfer with plate-fin heat

exchanger.

NOMENCLATURATEWI Total Equivalent global Warming ImpactMC MicrochannelRe Numero di ReynoldsFPI Fin per inch (passo alette)

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• richieste dal punto di vista dell’igiene;• condizioni ambientali;• percentuale di aria esterna e totale;• potenza di raffreddamento;• luogo di installazione;• tipo di acqua disponibile;• quantità di energia disponibile;• spazi disponibili;• normative locali;• precisione della regolazione;• limiti acustici;• costi di investimento;• costi di esercizio (manutenzione, energia).

Fondamentalmente la funzio-ne e la continuità di esercizio di ogni apparecchio è influenzata dalla qualità dell’acqua, dalla qua-lità dell’aria e dalla frequenza della manutenzione periodica. La scelta del sistema di raffreddamento eva-porativo segue le indicazioni del-lo studio tecnico responsabile del progetto in accordo con il commit-tente e con il produttore dell’appa-recchio. I criteri di scelta dipendo-no da:

Prima di progettare un sistema di raffredda-mento evaporativo, occorre verificare come si possono soddisfare nel modo più

efficiente le specifiche richieste. Esistono molti apparecchi in commercio,

ognuno con i propri vantaggi e svantaggi:• lavatore adiabatico;• umidificatore a pacco bagnato;• umidificatore a ultrasuoni;• umidificatore ad atomizzazione con acqua

pressurizzata;• umidificatore ad atomizzazione con aria

compressa.

Schema di un umidificatore modulare a pacco evaporante a ricircolo d’acqua installato in centrale di trattamento d’aria

Caratteristiche e principi di funzionamento degli umidificatori a pacco bagnato e degli umidificatori ad atomizzazione con acqua pressurizzata

di Andrea Piccolo, Raul Simonetti e Michele Martello*

Apparecchi per raffreddamento evaporativo

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regolazione dei dispositivi posti a valle della se-zione di umidificazione dell’unità di trattamento aria (es. batterie calde).

L’umidificatore a pacco bagnato può avere un pacco in fibra di vetro: igroscopico, resisten-te alla corrosione e non infiammabile secondo DIN 4102. Secondo le indicazioni del produttore sono raggiungibili efficienze di saturazione fino al 95%. Prerequisiti sono un perfetto funziona-mento dell’intera superficie, una velocità dell’a-ria da 2,0 a 2,5 m/s e un ricircolo da 5 a 10 volte la potenza di umidificazione calcolata. In questi apparecchi vi sono pacchi che possiedono una superficie di evaporazione di circa 660 m²/m³ di volume. Assumendo uno spessore di 30 cm e le misure standard di altezza e larghezza, questa superficie di evaporazione corrisponde a circa 3,4 m² di pacco. Un m³ di questo materiale pesa circa 60 kg e può assorbire fino a 100 litri d’acqua.

Per evitare la formazione di fanghi e la pro-liferazione batterica, occorre monitorare la con-centrazione di sali nell’acqua. Essa deve essere scaricata regolarmente, come succede per i lava-tori adiabatici. Il pacco deve essere regolarmen-te esaminato per evidenziare l’addensamento di residui e di incrostazioni. Per limitare la formazio-ne di incrostazioni, occorre pretrattare l’acqua per l’umidificazione.

Anche in questi umidificatori è ragionevole una prevenzione della formazione di germi tra-mite una lampada UV. L’umidificatore può essere acceso/spento tramite la pompa. Gli investimen-ti iniziali sono bassi e i costi di esercizio sono ele-vati e sono principalmente i costi di trattamen-to dell’acqua, se previsto, di manutenzione, di cambio periodico del pacco e di pulizia. Per evi-tare gli inconvenienti dovuti alla vasca di raccol-ta dell’acqua, può essere adoperato il modello di umidificatore ad alimentazione diretta ed acqua a perdere, con conseguente aumento rilevante del consumo di acqua.

Umidificatore con acqua pressurizzata

Principio di funzionamento: questi apparec-chi dispongono di ugelli che producono una atomizzazione fine sfruttando l’energia poten-ziale impartita all’acqua da una speciale pom-pa volumetrica sotto forma di elevata pressio-ne (compresa tra 20 e max. 140 bar). Impartendo al flusso un particolare moto vorticoso oppure provocando la collisione del getto ad alta velo-cità con uno spillo ad impatto di forma partico-lare, il getto d’acqua è frantumato in minusco-le goccioline con un diametro Sauter dell’ordine di 10÷20 μm. Si ottengono una efficienza di as-sorbimento elevata fino al 98% e una efficienza di saturazione che raggiunge il 100%, senza va-sca di raccolta acqua e ricircolo, prerequisito per massimizzare l’igienicità del sistema. La portata

nell’aria. La velocità media dell’aria va dai 0,5 ai 3 m/s e oltre. Accanto all’effetto di umidificazione, si ha anche un effetto di lavaggio dell’aria, dato che la superficie bagnata dal pacco agisce da fil-tro. Lo stesso pacco, se asciutto, ha le proprietà di filtraggio di un filtro di classe inferiore.

Impiego in unità di trattamento ariaCome mostra la Figura in apertura di arti-

colo, in caso di umidificatore a pacco bagnato con ricircolo d’acqua per impiego in una unità di trattamento aria, il rapporto di assorbimen-to ε è compreso tra il 3 e il 10% e l’acqua non evaporata viene fatta ricircolare. L’acqua di ricir-colo è prelevata dalla vasca di raccolta tramite la pompa e inviata al collettore di distribuzione fino alle elettrovalvole di parzializzazione, se pre-senti, che la distribuiscono sul pacco. L’efficienza di saturazione è fissa e compresa tra il 60% e il 95%. Questo porta a un tipo di regolazione con oscillazioni dell’umidità e a complicazioni nella

Già in fase di progettazione occorre stabilire se è da prevede-re un raffreddamento in condotta o in ambiente. In questo articolo prendiamo in considerazione gli umidificatori a pacco bagnato e gli umidificatori ad atomizzazione con acqua pressurizzata.

Umidificatore a pacco bagnato

Principio di funzionamento: il flusso d’aria attraversa una grande superficie composta da un “letto” o “pacco” di materiale alveolare o da fogli ondulati e accostati, in modo da venire in contatto con l’acqua da essi assorbita. Contrariamente ai lavatori adiabatici e agli umidi-ficatori a disco rotante, non avvie-ne nessun passaggio di calcare

Fig. 1 – Ugello con getto a vortice

Fig. 2 – Ugello con spillo ad impatto

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di ogni singolo ugello alla pressione nominale di lavoro è compresa normalmente tra i 2,5 e i 15 kg/h e il foro di efflusso si aggira tra 0,1 e 0,4 mm.

Sostanzialmente il sistema di umidificazione è costituito da:

• stazione di pompaggio/pressurizzazione;• batteria di ugelli nebulizzatori;• separatore di gocce (nel caso di umidificazione

in condotta);• sistema di controllo e regolazione.

Per l’applicazione in canalizzazioni o in cen-trali di trattamento dell’aria risulta assai comoda una soluzione costruttiva composta da telai mo-dulari componibili in cui sono disposti ad inter-valli regolari collettori paralleli in modo tale da formare una maglia geometrica regolare di at-tacchi filettati, a ciascuno dei quali può essere applicato un ugello oppure un tappo: ciò con-sente di configurare un ottimale sistema di ato-mizzazione dell’acqua.

Tutti i collettori sono singolarmente intercet-tabili, ossia possono essere alimentati o esclusi mediante elettrovalvole di estremità che con-sentono, oltre al controllo di portata con inver-ter, un’ulteriore possibilità di regolazione della portata globale di acqua nebulizzata. I telai mo-dulari e i loro accessori sono generalmente re-alizzati in acciaio inossidabile, sia per prevenire fenomeni di corrosione sia perché è un materia-le batteriostatico. Poiché anche con questi ap-parecchi l’acqua nebulizzata non evapora quasi

regolata semplicemente in moda-lità discontinua, avviando la pom-pa quando è necessaria l’umidifi-cazione e alimentando gli ugelli direttamente oppure tramite elet-trovalvole di intercettazione. In questo caso la pompa funziona a velocità costante e quindi, essen-do tipicamente volumetrica, an-che con portata sostanzialmente costante.

La quantità di acqua nebu-lizzata è invece proporzionale al numero di ugelli i quali vengono alimentati per mezzo di elettro-valvole nel numero e nella dispo-sizione desiderati, ottenendo un controllo semplice ed economi-co. Per l’umidificazione in condot-ta e/o con minimo dispendio di energia e acqua è spesso necessa-rio che la portata d’acqua sia stret-tamente correlata al fabbisogno senza soluzione di continuità: ciò è possibile ricorrendo a colletto-ri con differente numero di ugelli comandabili con microprocessore (modulazione a gradini).

Per ottenere una regolazione di portata più fine, strettamente pro-porzionale al fabbisogno, e con-temporaneamente il minor consu-mo energetico, è possibile l’utilizzo di un inverter per la variazione della velocità della pompa. n

* Andrea Piccolo, Raul Simonetti, Michele Martello, Carel Industries S.p.A.

mai interamente, nel caso di applicazione in con-dotta è necessario eliminare dal flusso d’aria le particelle residue al termine della “camera di umidificazione”, ovvero del tratto destinato all’e-vaporazione delle gocce; per questo deve essere adoperato un setto separatore in grado di arre-stare goccioline del diametro di pochi μm.

La distanza tra la bancata di ugelli e il setto di separazione è denominato “percorso libero”, ed ha una lunghezza normalmente compresa tra 0,7 e 1,2…1,5 m; tuttavia, per effetto della modu-lazione fine della portata consentita da questo dispositivo, esso può essere contenuto al mini-mo praticando l’intero riscaldamento dell’aria a monte della sezione di umidificazione.

Il rapporto di assorbimento ε è favorito da numerosi fattori fra cui:

• la differenza di umidità relativa ΔUR% tra l’aria in ingresso e l’aria in uscita;

• il diametro e la distribuzione statistica della di-spersione delle gocce;

• il tempo di permanenza delle gocce nell’aria, proporzionale al percorso libero nella camera di umidificazione ed inversamente proporzio-nale alla velocità media dell’aria;

• l’ampiezza dell’angolo di apertura del cono di nebulizzazione del getto degli ugelli;

• l’assenza di ostacoli sulla traiettoria del getto o di interferenze con le pareti interne del canale;

• uniformità di distribuzione degli ugelli nella sezione.

La portata di acqua nebulizzata può essere

Fig. 3 – Telaio di distribuzione Fig. 4 – Separatore di gocce in acciaio inox

Testo tratto da: “Il Raffreddamento Evaporativo” (Andrea Piccolo, Raul Simonetti, Michele Martello) 2012, © Carel Industries S.p.A., pp. 132, edizione fuo-ri commercio, distribuito gratuitamente a progettisti e studi tecnici in occasione di me-eting Carel. Per informazioni, inviare i pro-pri dati a: bu_humidification@carel.com

APPARECCHIADATOMIZZAZIONEPERCONDOTTA/UTACampo normale di potenzialità

Assorbimento elettrico W/(kg/h)

Diametro Sauter gocce

Efficienza di saturazione η

Rapporto di assorbimento ε dell’acqua

Trattamento dell’acqua (trattamento aggiuntivo consigliato)

Ad acqua pressurizzata < 3 ÷ 5000 kg/h <4÷ 72 10 ÷ 20 µm fino a 100% 65% ÷ 95% Demineralizzazione

APPARECCHIADEVAPORAZIONE

A pacco bagnato con ricircolo 10 ÷ > 1000 kg/h 0,5 ÷ 1 n.a. 60% ÷ 95% 3% ÷ 10% Limitazione della concentrazione con scarico

A pacco bagnato senza ricircolo 10 ÷ > 1000 kg/h ≈ 0 n.a. 60% ÷ 95% 15% ÷ 30% Demineralizzazione consigliata1 dato specifico riferito alla produzione nominale nell’unità – 2 dato riferito alla produzione attuale dell’unità (proporzionale alla portata di acqua atomizzata)

ES

PE

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Freon • Glycol • Co2 • Ammonia

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A partire da gennaio tutti i soci AiCARR iscritti nel 2013 troveranno nel sito dell’Associazione una se-rie di software gratuiti a loro disposizione. Si tratta del germe di un progetto ambizioso. L’idea è quella di creare un luogo dove i soci possano scambiare e condividere tra loro dei software nati dalle loro cono-scenze ed esperienze specifiche. Molti tra noi usano dei programmi di calcolo “fatti in casa” e proprio per questo particolarmente utili, perché creati da proget-tisti con le logiche dei progettisti, e affidabili perché frutto dell’esperienza di anni. Proprio per questi mo-tivi riteniamo che in futuro i software dovranno avere un valore commerciale, se l’autore lo vorrà.Per adesso sul sito ci sono solo programmi gratuiti e, per la maggior parte, creati da me. Non è delirio di onnipotenza, anzi: credo molto in questo progetto e mi sembrava giusto dare l’esempio creando e met-tendo a disposizione dei soci una serie di software di utilizzo quotidiano. La Commissione Editoria, da cui dipende il sito, sta mettendo a punto la proce-dura per permettere a qualunque socio di imitare il mio esempio.Riporto di seguito una breve descrizione dei sof-tware disponibili. In ogni caso, i manuali di funziona-mento o gli esempi di calcolo sono visibili per tutti, in modo che chiunque possa farsi un’idea delle loro funzioni.

Dati climaticiIl CTI ha recentemente pubblicato i dati climatici dei capoluoghi di provincia italiani dell’anno climatico

tipo, secondo la norma UNI EN ISO 15927-4. I dati sono forniti per i 365 giorni dell’anno, per tutte le 24 ore e riguardano: temperatura e umidità dell’aria, velocità del vento e irraggiamento solare. Poiché le norme UNI 13100 prevedono un calcolo secondo il Bin Method, ho ritenuto interessante creare un sof-tware in grado di trasformare i dati dell’anno clima-tico tipo in frequenze di temperatura, suddivisi sia mensilmente, sia tra giorno e notte, come del resto già suggerito da AiCARR nella sua posizione sul DL 28/11. Per adesso il software riguarda solamente la temperatura e l’umidità dell’aria (Figura 1), i parame-tri più importanti per le UNI 10300, ma a breve sarà disponibile anche un software in grado di calcolare l’irraggiamento solare per singola esposizione, sem-pre secondo il criterio del Bin Method.

Calcolo potenza generatori e volume accumulo per la produzione di acqua

calda sanitariaIl software propone un calcolo dinamico, perché permette la verifica delle prestazioni del sistema con profili di consumo diversi. Da questo punto di vista è apparentemente diverso dal calcolo proposto dalla norma UNI 9182, ma i risultati sono assolutamente confrontabili, a parità di profilo di utilizzo, ma più af-fidabili, proprio per la capacità di verifica automatica del software in condizioni diverse da quelle previste.Ciò è molto importante, perché per il calcolo di un sistema di produzione dell’acqua calda sanitaria

influiscono non solo i consumi dei singoli apparec-chi e la loro contemporaneità, ma anche il periodo in cui i consumi avvengono e la durata del picco della massima portata d’acqua richiesta. Il software preve-de il controllo di tutti questi parametri (Figura 2) ed è in grado di valutarli sia per impianti con accumulo sul primario, sia per quelli con accumulo direttamen-te sull’acqua sanitaria.

Confronto economico, energetico e di impatto ambientale tra

diverse tipologie di generatoriIl software permette un confronto rapido tra diverse ti-pologie di generatori, sia dal punto di vista economico, considerando i costi del combustibile, sia energetico, considerando l’energia primaria utilizzata, che di im-patto ambientale, considerando le emissioni di CO2.Il software prevede due tipologie di confronto. La prima riguarda il funzionamento invernale e quello estivo e considera, per le due soluzioni a confronto, la scelta di un generatore per ogni stagione. Per cia-scuno è possibile scegliere l’efficienza media stagio-nale, oltre al fabbisogno richiesto dall’impianto. La seconda è più specifica per il periodo invernale e per la produzione di acqua calda sanitaria, perché, per ognuna delle due soluzioni a confronto, il software permette di scegliere due generatori, uno principale e uno di integrazione (ad esempio, una pompa di ca-lore integrata da una caldaia a metano, piuttosto che da resistenze elettriche), oltre ad una quota di solare termico, liberamente imputabile.

Figura 1: Videata del software sui dati climatici

di Michele Vio

SOFTWARE DI CALCOLO GRATUITI PER I SOCI AiCARR

Impianti di cogenerazioneIl software calcola la rispondenza dell’impianto di cogenerazione ai requisiti per la qualifica di CAR, con calcolo dell’indice PES e della quantità di certi-ficati bianchi concessa come incentivo, ai sensi dei Decreti 4/8/11 e 5/9/11.

Calcoli FinanziariIl software permette il calcolo del ritorno di un inve-stimento secondo il metodo del VAN (Valore Attuale Netto), noto anche come DCF (Discount Cash Flow). È possibile la scelta tra tre tipologie di calcolo. La prima è quella più semplice e tradizionale: impostato il costo dell’investimento e i parametri finanziari di riferimen-to, si calcola il VAN per tutti gli anni a seguire e il tem-po di pay back. La seconda permette lo stesso calcolo nel caso in cui l’investimento avvenga per fasi diverse, in anni successivi. Può essere molto utile quando un intervento di miglioramento dell’efficienza energetica viene fatto non in un solo intervento, ad esempio pri-ma operando sull’involucro e poi sulla sostituzione del generatore. La terza permette di costruire delle curve

di sensibilità, al variare del costo dei combustibili. È uti-le quando l’intervento riguarda l’utilizzo di generato-ri che utilizzano combustibili diversi, perché permette di capire come cambia il ritorno dell’investimento se i rapporti di costo dovessero mutare nel tempo.

Calcolo della potenza dei radiatoriErroneamente i radiatori vengono considerati dei terminali ad alta temperatura, in grado di funziona-re solamente se la temperatura dell’acqua in ingres-so è molto elevata, superiore ai 60°C. La realtà è di-versa, perché i radiatori sono in grado di funzionare con qualunque temperatura dell’acqua, ovviamente riducendo la potenza fornita. Molto spesso la tem-peratura di funzionamento è compatibile con quella delle pompe di calore già a partire da temperature dell’aria esterna basse, in funzione della curva clima-tica impostata. Il software permette di calcolare, per qualunque tipologia di radiatore, le prestazioni al va-riare di temperatura dell’acqua in ingresso e di por-tata d’acqua.

Oscillazioni di temperatura in un circuito idraulico

Il software permette di valutare le oscillazioni di temperatura e la loro durata temporale in un circuito idraulico in funzione della potenza del generatore, del contenuto d’acqua del circuito stesso e dei para-metri di regolazione. Il calcolo può essere fatto per tre diverse categorie di regolazione dei generatori: on-off, a gradini e modulante. Per ciascuno di queste tipologie, il software calcola la velocità di variazione della temperatura e il numero di oscillazioni in un’o-ra. Si può pertanto ipotizzare anche la perdita di ren-dimento complessivo, conoscendo il valore di pena-lizzazione dovuto ad ogni oscillazione, cosa di solito nota per tipologie di generatore (ad esempio, per una caldaia a tiraggio forzato si può considerare una penalizzazione tra il 2% e il 3% ad ogni avviamento).

Altri software in gestazioneDurante l’anno verranno pubblicati altri software, il cui utilizzo verrà permesso a tutti i soci AiCARR in re-gola con la quota 2013.

Figura 3: Videata del software di confronto delle varie tipologie di generatori

Figura 2: Videata del software di calcolo di sistemi di produzione ACS

#1772

presente articolo ci concentrere-mo solo sul regolamento CE n.303 del 20082. Un articolo destinato agli operatori di apparecchiature fisse di refrigerazione, condizio-namento d’aria e pompe di calore in cui i gas fluorurati sono utilizza-ti come refrigeranti, con esclusio-ne degli impianti di refrigerazione di condizionamento d’aria usati in tutte le modalità di trasporto3.

Quadro GeneraleL’obiettivo generale del regola-

mento sugli F-gas è quello di ridur-re le emissioni di tali gas attraverso

Consiglio hanno adottato il regolamento (CE) n. 842/2006 su taluni gas fluorurati ad effetto ser-ra (di seguito semplicemente regolamento sugli F-gas). Il documento, in vigore dal 4 luglio 20071, stabilisce alcuni requisiti specifici per le varie fasi dell’intero ciclo di vita dei gas fluorurati, dalla pro-duzione sino a fine vita e interessa, quindi, vari soggetti coinvolti nel ciclo di vita dei gas fluoru-rati, tra cui produttori, importatori ed esportatori di tali gas, nonché fabbricanti e importatori di ta-luni prodotti e apparecchiature contenenti F-gas e operatori delle apparecchiature.

Sebbene il regolamento sia integrato da ul-teriori 10 regolamenti della Commissione (atti di esecuzione) che definiscono gli aspetti tecni-ci di alcune delle sue disposizioni, all’interno del

Nel quadro del protocollo di Kyoto l’Unione europea si è impegnata a ridurre le proprie emissioni di gas ad effetto serra nel perio-

do 2008-2012 dell’8% rispetto ai livelli del 1990, preso come anno di riferimento. Il protocollo di Kyoto cita a riguardo i principali gas ad effetto ser-ra presi in considerazione, che sono: biossido di carbonio (CO2), metano (CH4), protossido di azo-to (N2O) e tre gruppi di gas fluorurati (i cosiddetti F-gas): idrofluorocarburi (HFC), perfluorocarburi (PFC) ed esafluoruro di zolfo (SF6).

Per ridurre le emissioni di tali gas fluorurati, allo scopo di conseguire gli obiettivi dell’UE in materia di cambiamenti climatici e adempiere agli obblighi derivanti dal protocollo di Kyoto, il 17 maggio 2006 il Parlamento europeo e il

Il cosiddetto regolamento sugli F-gas stabilisce alcuni requisiti specifici che gli impianti devono rispettare e le procedure per il conseguimento della certificazione/attestazione obbligatoria per gli operatori responsabili delle apparecchiature

di Luca Alberto Piterà*

Gas fluorurati ad effetto serra, certificazione degli operatori

Certificazione

#17 73

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Esportazione di gas fluorurati

Importazione di gas fluorurati

CHI Eʼ INTERESSATO? Usi specifici

vietati (art. 8)

Divieto di immissione in commercio di specifici

prodotti ed apparecchiature (art. 9)

Etichettatura di prodotti ed apparecchiature prima

dell'immissione in commercio (art. 7)

Operatore di apparecchiature/sistemi contenenti gas fluorurati

Personale tecnico e di impresa

Prevenzione di perdite da talune apparecchiature. Riparazione quanto prima possibile delle perdite rilevate (art. 3, par. 1)

Installazione, manutenzione o riparazione, compresa la riparazione di perdite in taluni sistemi ed apparecchiature da parte di personale e imprese certificati (art. 5)

Recupero di gas fluorurati durante le operazioni di manutenzione o riparazione e prima dello smaltimento definitivo dei prodotti e delle apparecchiature (art. 4)

Talune apparecchiature sottoposte a controlli regolari da parte di personale certificato per verificare l'eventuale presenza di perdite (articolo 3, paragrafo 2)

Tenuta di un registro per talune apparecchiature (articolo 3, paragrafo 6)

Installazione di sistemi di rilevamento delle perdite in talune applicazioni(articolo 3, paragrafo 3)

CertifiCation of operators of fluorinated greenhouse gases equipmentTo reduce emissions of fluorinated gases in order to achieve the EU’s objectives on climate change and meet its obli-gations under the Kyoto Protocol, on 17 May 2006 the European Parliament and the Council adopted Regulation (EC) n. 842/2006 on certain fluorinated greenhouse gases (hereafter simply the F-gas). The document, in force since 4 July 20071, sets out detailed requirements for the various stages of the life cycle of fluorinated gases from production to end of life. And regards all the parts involved in the life cycle of fluorinated gases including producers, importers and exporters of these gases, as well as manufacturers and importers of certain products and equipment containing F-gases and equipment operators.Although the regulation is supplemented by further 10 Commission Regulations (implementing acts) that define the technical aspects of some of its provisions, in this article we will focus only on EC Regulation 303 of 2008. An article dedicated to operators of stationary refrigeration, air conditioning and heat pumps in which the gases are used as refrigerants, with the exception of refrigeration air conditioning used in all modes of transport.

Keywords: f-gas, certification

Come già menzionato, i gas fluorurati sono im-piegati in vari settori di applicazione. Nel regolamen-to sugli F-gas sono definiti obblighi specifici per gli operatori dei seguenti tipi di apparecchiature:

• impianti fissi di refrigerazione, di condiziona-mento d’aria e pompe di calore;

• impianti fissi di protezione antincendio ed estintori;

• quadri e apparecchi di manovra (commutatori) di alta tensione;

• apparecchiature contenenti solventi.

Rientrano nel regolamento sugli F-gas anche altri prodotti e apparecchiature, comprese le ap-parecchiature mobili, contenenti gas fluorurati.

Chi è l’operatore dell’apparecchiatura

Il regolamento sugli F-gas indica che l’ope-ratore dell’apparecchiatura (che non necessa-riamente è il proprietario dell’impianto), definito come “una persona fisica o giuridica che eserci-ti un effettivo controllo sul funzionamento tec-nico delle apparecchiature e degli impianti”, è il diretto responsabile del rispetto degli obblighi normativi.

• produttori, importatori ed esportatori di gas fluorurati;• fabbricanti e importatori che immettono in commercio

nell’UE taluni prodotti e apparecchiature contenenti gas fluorurati;

• utilizzatori di SF6 nella pressofusione del magnesio e per il riempimento degli pneumatici;

• operatori di talune apparecchiature e sistemi contenenti gas fluorurati;

• personale tecnico e imprese coinvolti in determinate attivi-tà collegate ad apparecchiature contenenti gas fluorurati.

una serie di misure o azioni adottate in ogni fase del loro ciclo di vita (la Figura 1 sinte-tizza questo concetto).

I requisiti del rego-lamento sugli F-gas riguardano:

Figura 1 – Quadro generale dei principali soggetti interessanti dal regolamento sugli F-Gas e dai relativi requisiti

74 #17

CATEGORIA di carica di F-Gas

Carica contenuta nellʼapparecchiatura/sistema

CLASSE E Carica < 3 kg

CLASSE D Carica 3 ≤ D < 6 kg

CLASSE C Carica 6 ≤ C < 30 kg

CLASSE A Carica ≥ 300 kg

CLASSE B Carica 30 ≤ B < 300 kg

L’“effettivo controllo sul funzionamento tec-nico” di un’apparecchiatura o di un impian-to comprende, in linea di principio, i seguenti elementi:

• libero accesso all’impianto, che comporta la possibilità di sorvegliarne i componenti e il loro funzionamento, e la possibilità di conce-dere l’accesso a terzi;

• controllo sul funzionamento e la gestione ordi-nari (ad esempio, prendere la decisione di ac-censione e spegnimento);

• potere (compreso il potere finanziario) di de-cidere in merito a modifiche tecniche (ad esempio, la sostituzione di un componen-te, l’installazione di un sistema di rilevamento permanente delle perdite), alla modifica delle quantità di gas fluorurati nell’apparecchiatura o nell’impianto, e all’esecuzione di controlli (ad esempio, controlli delle perdite) o riparazioni.

Di solito l’operatore di apparecchiature per uso domestico o di piccole apparecchiature commerciali è un individuo, in genere il proprie-tario dell’apparecchiatura, mentre nelle applica-zioni commerciali e industriali l’operatore è nella maggior parte dei casi una persona giuridica (di norma una società) che ha il compito di impar-tire istruzioni ai dipendenti riguardo al funziona-mento tecnico ordinario dell’apparecchiatura. In alcuni casi, in particolare dove sono presenti grandi installazioni, si ricorre a contratti con im-prese di assistenza per l’esecuzione delle opera-zioni di manutenzione o di riparazione, e la de-terminazione dell’operatore dipende, quindi, dagli accordi contrattuali e pratici tra le parti.

Obblighi dell’operatoreA seconda della quantità di gas contenu-

ta nell’apparecchiatura/sistema, sono previsti

Sebbene la proprietà non sia un criterio per individuare “l’operatore”, lo Stato mem-bro può designare il proprietario come il responsabile degli obblighi dell’operatore in specifiche situazioni definite, anche se il proprietario non ha il controllo effettivo sul fun-zionamento tecnico delle apparecchiature e degli impianti. Vanno pertanto tenute in considerazione le specifiche condizioni degli Stati membri in materia di attuazione.

Figura 2 – Schema decisionale per individuare le attività da svolgere

ClassiquantitativediF-gas—>

Obblighiperl’operatoreCLASSEA(≥300kg)

CLASSEB(≥30kge<300kg)

CLASSEC(≥3kge<30kg;ermeticamente

sigillati≥6kge<30kg)

CLASSED(ermeticamente

sigillati≥3kge<6kg)CLASSEE(<3kg)

Installazione1, manutenzione o riparazione del sistema da parte di personale e imprese certificati, articolo 5, paragrafo 32

• • • • •

Prevenzione delle perdite e riparazione delle perdite rilevate non appena possibile, articolo 3, paragrafo 12 • • • • •

Regolari controlli delle perdite da parte di personale certificato, articolo 3, paragrafo 22 • • •

Installazione di un sistema di rilevamento delle perdite che deve essere controllato come minimo ogni 12 mesi, articolo 3, paragrafo 32

•

Tenuta di un registro, articolo 3, paragrafo 62 • • • •

Recupero dei gas fluorurati prima della distruzione definitiva e, se del caso, durante la riparazione e manutenzione da parte di personale certificato, articolo 4, paragrafi 1 e 42

• • • • •

1 Ove applicabile, per esempio non pertinente per sistemi collegati a presa di corrente.2 Regolamento (CE) n. 842/2006.

Tabella 1 – Quadro generale degli obblighi per l’operatore a seconda della quantità di gas fluorurati dell’applicazione

75#17

obblighi specifici da rispettare. Lo schema decisionale riportato in Figura 2 raggruppa gli impian-ti nelle categorie4 A-E e la Tabella 1 sintetizza gli obblighi attinenti a ciascuna categoria.

Certificazione del personale tecnico e dell’impresa

Le attività riportate all’interno della Tabella 2, se non effettuate nei luoghi di produzione durante la fabbricazione o la riparazione, possono essere eseguite soltanto da personale e imprese in posses-so di un certificato, rilasciato da un organo di certificazione designato da uno Stato membro. L’operatore deve garantire che il personale sia munito di un certificato valido per l’attività prevista. La Figura 3 mo-stra il livello di recepimento del regolamento sugli F-gas a luglio 2011 (scadenza prevista).

I certificati devono contenere le seguenti informazioni5:• nome dell’organismo di certificazione, nome

completo del titolare, numero del certificato e, ove previsto, data di scadenza;

• categoria di certificazione del personale;• attività che il titolare del certificato è autorizza-

to a svolgere;• data di rilascio e firma di chi rilascia il certificato.

Era previsto un periodo transitorio, stabilito entro il 4 luglio 2011, in cui in alcuni Stati membri potevano essere applicati sistemi di certificazio-ne provvisoria. Gli Stati membri potevano deci-dere in merito al contenuto della certificazione, alla categoria di certificazione del personale e alla data di scadenza.

La Tabella 3 fornisce una panoramica delle categorie di certificazione del personale e delle corrispondenti attività che possono essere svol-te sulla base dei requisiti UE6.

I certificati rilasciati alle imprese corrispondo-no ad attività (non categorie) di installazione o manutenzione/riparazione o entrambe e, con esclusione di quelli provvisori, sono validi in tutti gli Stati membri, anche se questi ultimi possono richiedere una traduzione del certificato. I requi-siti di certificazione per il personale e le imprese sono contenuti nel regolamento (CE) n. 303/2008 della Commissione. n

* Ing. Luca Alberto Piterà,� Segretario Tecnico AiCARR l’attività aiCarr

Sempre pronta a rispondere alle esigenze di chi ope-ra nel settore, AiCARR, qualificata come Organismo di Valutazione di ICMQ (Istituto di Certificazione e Marchio Qualità per prodotti e servizi per le costruzioni) organizza in varie città d’Italia, a partire da fine gennaio, una serie di sessioni di esami di certificazione. In regime provviso-rio, ossia fino alla pubblicazione dei registri, ICMQ rilasce-rà agli installatori che supereranno l’esame un certifica-to provvisorio. In seguito all’istituzione dei registri, ogni operatore certificato sarà tenuto ad iscriversi e dovrà co-municare il numero di iscrizione a ICMQ, che rilascerà un certificato definitivo e valido a tutti gli effetti di legge.Il corso di preparazione all’esameAnche chi lavora quotidianamente nel settore e conosce i dettagli pratici del recupero degli F-Gas può avere dubbi e incertezze che riguardano la complessa normativa in ma-teria e altri aspetti teorici dell’argomento, oggetto di esa-me come previsto dal Regolamento n. 303/2008.Al fine di accompagnare con un’adeguata preparazione gli operatori che si accingono a sostenere l’esame, AiCARR consiglia, sempre a partire da inizio 2013, un corso di for-mazione tecnica, snello e mirato ad approfondire i conte-nuti della prova.I laboratoriAiCARR sta selezionando in tutta Italia laboratori di azien-de che possiedano i requisiti necessari per poter ospitare gli esami di certificazione. Le aziende interessate a colla-borare sono invitate a rivolgersi alla Segreteria scrivendo a nicolettabancale@aicarr.org

Figura 3 – Recepimento europeo del regolamento 842 a luglio 2011

Attività Personalecertificato* ImpresecertificateInstallazione • •

Manutenzione o riparazione • •

Controllo delle perdite di applicazioni contenenti ≥3 kg di gas fluorurati (≥6 kg se ermeticamente sigillate ed etichettate come tali)

•

Recupero di gas fluorurati •

* Alcune esenzioni sono elencate all’interno dell’art. 4, del regolamento (CE) n.303/2008 della Commissione UE

Tabella 2 – Attività eseguite da personale e imprese certificate

ClassiquantitativeD,E ClassiquantitativeA,B,CCertificato R I M L1 L2 R I M

Categoria I • • • • • • • •

Categoria II • • • •

Categoria III •

Categoria IV •

LEGENDAL1 = Controllo delle perdite con intervento sul circuito di refrigerazioneL2 = Controllo delle perdite senza intervento sul circuito di refrigerazioneR = Recupero – I = Installazione – M = Manutenzione o riparazione

Tabella 3 – Categorie di certificazione del personale

note1 L’articolo 9 e l’allegato II del regolamento sono entrati

in vigore il 4 luglio 2006.2 REGOLAMENTO (CE) N. 303/2008 DELLA

COMMISSIONE del 2 aprile 2008, che stabilisce, in conformità al regolamento (CE) n. 842/2006 del Parlamento europeo e del Consiglio, i requisiti mini-mi e le condizioni per il riconoscimento reciproco della certificazione delle imprese e del personale per quan-to concerne le apparecchiature fisse di refrigerazione, condizionamento d’aria e pompe di calore contenenti taluni gas fluorurati ad effetto serra (Testo rilevante ai fini del SEE).

3 Tali applicazioni sono disciplinate dal regola-mento REGOLAMENTO (CE) N. 307/2008 DELLA COMMISSIONE del 2 aprile 2008, che stabilisce, in conformità al regolamento (CE) n. 842/2006 del Parlamento europeo e del Consiglio, i requisiti mini-mi per i programmi di formazione e le condizioni per il riconoscimento reciproco degli attestati di formazio-ne del personale per quanto concerne gli impianti di condizionamento d’aria in determinati veicoli a motore contenenti taluni gas fluorurati ad effetto serra

4 Le categorie quantitative di gas fluorurati sono utiliz-zate nel presente opuscolo per semplicità. Non sono definite in quanto tali nel regolamento.

5 Articolo 5, paragrafo 2, del regolamento (CE) n. 303/2008 della Commissione.

6 Articolo 4, paragrafo 2, del regolamento (CE) n. 303/2008 della Commissione.

76 #17

Categoria i, esempio di valutazione dell’esamePonendo il caso che nella prova teorica il candidato, su 30 do-mande, risponde correttamente a 20 e ne sbaglia 10 (punteg-gio 66%) e nella prova pratica ottiene il punteggio di 72, i pun-teggi raggiunti saranno:Punteggio prova teorica 66 x 0,3 = 19,8 Punteggio prova pratica 72 x 07 = 50,4 Il candidato ha totalizzato 19,8 + 50,4 = 70,2% per cui ha su-perato l’esame. Il candidato che nella prima prova teorica non raggiunge il 60% non può accedere alla prova pratica. Pertanto il candida-to deve ripetere l’esame (non ci sono limiti di tempo di attesa).

dpr n. 43 del 2012Il 20 aprile 2012 e stato pubblicato in Gazzetta Ufficiale il D.P.R. n.43/2012 recante attuazione del Regolamento CE n. 842/2006 del Parlamento europeo e del Consiglio del 17 maggio 2006 su taluni gas fluorurati ad effetto serra (G.U. n. 93 del 20 aprile 2012). Il D.P.R. n. 43/2012, entrato in vigore il 5 maggio 2012, disci-plinando le procedure per la designazione degli organismi di certificazione/attestazione e per il conseguimento della certi-ficazione/attestazione prevista dal Regolamento stesso e dai successivi Regolamenti n.303/2008, n.304/2008, n.305/2008, n.306/2008 e n.307/2008. Il D.P.R. prevede un sistema di certificazione delle persone e delle imprese basato su Organismi di certificazione accre-ditati dall’organismo nazionale italiano di accreditamento “ACCREDIA” sulla base di schemi di accreditamento (definiti Regolamenti Tecnici) approvati dal Ministero dell’ambiente (articolo 6, comma 2).Il 29 maggio 2012 il Ministero dell’ambiente ha approvato i se-guenti schemi di accreditamento:1) Regolamento Tecnico RT-28 “Prescrizioni per l’accredita-

mento di Organismi operanti le certificazioni delle persone addette alle attività di cui ai Regolamenti CE n.303/2008, n.304/2008, n.305/2008 e n.306/2008”;

2) Regolamento Tecnico RT-29 “Prescrizioni per l’accredita-mento di Organismi operanti le certificazioni dei servizi di:• installazione,manutenzioneoriparazionediapparec-

chiature fisse di refrigerazione, condizionamento d’aria e pompe di calore contenenti taluni gas fluorurati a ef-fetto serra, in base alle disposizioni del Regolamento CE n. 303/2008;

• installazione,manutenzioneoriparazionediimpiantifissi di protezione antincendio e di estintori contenenti taluni gas fluorurati a effetto serra, in base alle disposi-zioni del Regolamento CE n. 304/2008”.

Ai fini della designazione degli Organismi di certificazione da parte del Ministero dell’ambiente, e necessario il posses-so del pertinente certificato di accreditamento rilasciato da ACCREDIA e l’approvazione da parte del Ministero dell’ambien-te del tariffario che si intende applicare per il rilascio dei cer-tificati. Per quanto riguarda il Regolamento (CE) n. 307/2008, il rilascio delle attestazioni alle persone che effettuano il re-cupero di F-gas dagli impianti di condizionamento d’aria de-gli autoveicoli viene effettuato dagli organismi di attestazio-ne delle persone, al completamento di un corso di formazione. Tali organismi sono certificati da organismi di valutazione del-la conformità accreditati ai sensi del Regolamento Tecnico RT-30 “Prescrizioni per l’accreditamento di Organismi operanti le certificazioni del servizio di erogazione di corsi di formazione per personale addetto al recupero di determinati gas fluorura-ti ad effetto serra dagli impianti di condizionamento d’aria dei veicoli a motore in conformità al Regolamento (CE) 307/2008”.In questo caso non e prevista la designazione da parte del Ministero dell’ambiente dell’organismo accreditato.La persona che intende certificarsi invierà una DOMANDA a un Organismo di Certificazione accreditato e riconosciuto dal Ministero dell’Ambiente. Tale domanda deve contenere infor-mazioni preliminari ad esempio: nome, cognome, indirizzo e altre informazioni. I candidati dovranno fornire a supporto della domanda: • copiadiundocumentodiidentificazionevalido;

• duefototessera;• copiadelbonificobancario• ealtreinformazioni.Nella domanda si dovrà indicare la categoria (I – II – III – IV), i contenuti sia teorici sia pratici definiti per categoria sono con-tenuti all’interno dell’Allegato A1 del regolamento CE 303/2008 per la quale si richiede di sostenere l’esame di certificazione.L’Organismo di Certificazione valuterà la domanda di esame e confermerà all’Organismo di Valutazione preposto l’idoneità del candidato che potrà presentarsi al Centro d’Esame. Esame L’esame e condotto dall’Organismo di Valutazione (OdV) presso un Centro d’Esame qualificato dall’organismo di certificazione, alla presenza di una commissione composta da un Esaminatore ed un Assistente, con le modalità di seguito descritte.a) Prova teorica. Tale prova consiste in domande a risposta

multipla. Le domande sono scelte all’interno di un database costruito dall’OdV conforme ai contenuti dall’allegato A1 del Regolamento CE 303/2008. A seconda della categoria scelta il numero massimo di domande della prova teorica variano da un massimo di 30 domande per Cat. I, 20 domande per Cat. II, ad un minimo di 10 domande per le categorie III e IV. Il su-peramento della prova teorica permette l’accesso alla prova pratica.

b) Prova pratica. Su suggerimento dell’esaminatore aiutato dall’assistente il candidato esegue le operazioni sulle appa-recchiature, avendo a disposizione il materiale, le apparec-chiature e gli strumenti e i DPI (Dispositivi di protezione indi-viduale), necessari allo svolgimento della prova pratica.

L’esame pratico si svilupperà su ciascun gruppo di competenze e conoscenze indicato in funzione della categoria scelta conte-nute all'interno dell'Allegato A1 (Regolamento CE 303/2008), e in particolare su: Categoria ii • Provapressioneevuotodell’impianto(parte3);• ControllodelleperditeReg.toCE1516/2007metodoindiret-

to e diretto (parte 4); • Recuperoeinserimentodigasfluoruratosuimpiantiineser-

cizio (parte 5);• Provedibrasatura(parte10).Categoria i Oltre alle precedenti prove, i candidati alla categoria I eseguo-no una prova pratica su almeno uno dei gruppi di competenze e conoscenze parte 6 (compressore); parte 7 (un condensato-re); parte 8 (evaporatore); parte 9 (valvole e altri componenti dell’impianto). Il candidato non e a conoscenza, prima dell’esa-me, su quale dei suddetti quattro gruppi sarà valutato.Valutazione degli esami di qualificazioneL’esaminatore deve essere responsabile della valutazione degli esami in base al confronto con risposte modello. La prova teorica per essere superata deve ottenere il 60% di ri-sposte giuste in funzione della categoria e per la prova pratica il 75%. Il candidato, per essere considerato idoneo e conseguire la certificazione, deve conseguire un punteggio minimo pari a 70 punti, calcolato secondo l’equazione:N = 0,30 nt + 0,70 np

dove:nt e la valutazione della prova teorica;np e la valutazione della prova pratica;

Regime transitorioIn attesa dell’istituzione dei registri nazionali da parte del Ministero, gli enti di certificazione possono rilasciare a valle dell’esame un documento provvisorio che verrà trasformato nel certificato conforme ai sensi di legge, a valle dell’iscrizione del candidato al registro, e comunicazione del numero di iscri-zione all’organismo di certificazione. Sorveglianza Ogni anno le persone certificate, direttamente o tramite il pro-prio datore di lavoro, devono inoltrare una dichiarazione con cui attestano ai sensi del DPR 445/2000:• diaversvoltoalmenouninterventosuunimpiantodurante

l’anno;• dinonaversubitoreclamidapartediclientisullacorretta

esecuzione dell’incarico svolto. Al termine degli accertamenti l’Organismo di Certificazione ri-lascerà una dichiarazione di sussistenza della competenza che costituisce parte integrante del certificato e inserirà le varia-zioni nella sezione apposita del Registro telematico l’esito de-gli accertamenti (sussistenza o meno della certificazione).Rinnovo In base allo schema approvato da ACCREDIA del 27/03/2012, la certificazione della Persona ha una durata di dieci anni e il rin-novo avviene previa esecuzione di un nuovo esame. Al termine del nuovo esame, l’OdC deve deliberare il rilascio della nuova certificazione.Sospensione L’OdC deve sospendere e/o revocare la certificazione alla perso-na al verificarsi di una o piu delle seguenti condizioni: a) non osservanza delle prescrizioni previste dai documenti

contrattuali; b) fondato reclamo scritto per inadempienze verso terzi; c) mancato rispetto dei requisiti per il mantenimento e il rin-

novo della certificazione; d) mancato pagamento delle quote di iscrizione/

mantenimento; e) ogni carenza che derivi dal mancato rispetto di quanto for-

malmente accettato dal Candidato all’atto della certifica-zione. In tali carenze ricadono anche eventuali azioni che possono influenzare in maniera negativa e/o ledere l’imma-gine dell’OdC e delle parti coinvolte;

f) formale richiesta da parte della persona certificata. Le revoche e le sospensioni delle certificazioni devono essere comunicate ad ACCREDIA ed inserite per via telematica nella se-zione apposita del Registro di cui al DPR entro 10 giorni dalle suddette decisioni.

AiCARR informaa cura di Lucia Kern

Livio de Santoli è il Presidente eletto AiCARR per il triennio 2014-2016Sarà Livio de Santoli il presidente che, prendendo il testimone da Michele Vio, guiderà l’associazione per il triennio 2014-2016.Breve cv del neoeletto. Livio de Santoli è Professore ordinario di Impianti Tecnici, Responsabile dell’Energia (Energy Manager) e coordinatore del Servizio Ateneo per l’Energia (SAE) presso l’Università di Roma La Sapienza. All’interno di AiCARR, de Santoli ha ricoperto le seguenti cariche: membro della Giunta dal 1996 al 2007 (presidenti: Cavallini, Merati, Taddia, Ioppolo); responsabile attività internazionali (dal 1999 al 2004); presidente della Commissione tecni-co e normativa (presidenza Taddia); delegato REHVA (dal 1996 al 2007) REHVA Science Award, 2009 e REHVA Fellow, 2012; Presidente del SottoComitato 5 (Condizionamento dell’Aria) dell’UNI-CTI.Il programma. Questo il programma 2014-16 proposto in dieci punti:1. Puntare sul ruolo di riferimento culturale dell’Associazione in ambito tecni-co-scientifico a supporto dei dispositivi legislativi e normativi e della diffusione della cultura energetico – ambientale verso l’opinione pubblica.2. Coinvolgere il mondo della politica sui temi strategici di competenza dell’As-sociazione (efficienza energetica degli edifici, pianificazione energetica terri-toriale, smart cities, fonti rinnovabili, formulazione del prezzo dell’energia, im-pianti negli edifici storici, ecc.).3. Potenziare le attività territoriali, con maggiore decentralizzazione decisiona-le a carico dei delegati. Ricercare nuovi soci anche in settori limitrofi (ad es. gli architetti che si occupano del settore energetico).4. Potenziare il rapporto con le altre Associazioni nel segno della specifi-cità AiCARR, non solo con quelle di comunanza “storica” (ANIMA, COAER, ASSISTAL, ATI), ma soprattutto con quelle con cui cercare nuove sinergie (ordi-ni Professionali degli ingegneri e architetti, AGESI, ANCE, ATER) con l’individua-zione di progetti (LineeGuida) comuni interdisciplinari. Verificare l’opzione del-la partecipazione a programmi di ricerca e disseminazione con RSE.5. Proseguire, in continuità con le precedenti Presidenze, nei rapporti inter-nazionali basati marcatamente su programmi operativi comuni (per esempio EPBD, nZEB) con REHVA e ASHRAE. Verificare l’opzione della partecipazione a

programmi comunitari di ricerca e sviluppo.6. Sviluppare ulteriormen-te il ruolo delle aziende della Consulta Industriale, sia territorialmente che centralmente, renden-do l’industria (costruttori e installatori) sempre più parte attiva della gestio-ne dell’Associazione.7. Proseguire, in continu-ità con le attività attuali dei Comitati Tecnici, con la pubblicazione di Guide AiCARR a servizio della pratica professionale dei Soci. Verificare l’opportunità della redazione di Guide per l’efficienza energetica nell’industria.8. Incrementare, in continuità con l’esperienza della attuale Presidenza, la dif-fusione della cultura AiCARR attraverso la Scuola (che deve essere proposta anche ai dipendenti pubblici di Enti Locali e che deve sempre più interagi-re con le aziende, proponendo e progettando corsi personalizzati), i conve-gni gratuiti, la rivista, la collana dei testi AiCARR, gli incontri tecnici locali, la newsletter (da inviare alle Commissioni parlamentari interessate e a quelle Consiliari delle principali città).9. Incrementare la partecipazione dei Soci che operano nell’Italia centrale e meridionale, con coinvolgimenti diretti anche in relazione ai rapporti locali con le istituzioni pubbliche.10. Coinvolgere maggiormente e direttamente i giovani nelle attività dell’As-sociazione (AiCARR giovani con forum su temi caldi, concorsi di idee, job placement).

In ricordo dell’Ing. Daniele FarinaÈ scomparso lo scorso 20 ottobre a Monza l’Ing. Daniele Farina, tecnico esper-to e insostituibile punto di riferimento per il settore condizionamento dell’aria e refrigerazione.Socio AiCARR dal lontano 1972, l’Ing. Farina era laureato al Politecnico di Milano e, nel corso della sua lunga e articolata carriera di progettista di macchine, ha sempre creduto nell’importanza fondamentale di un costante aggiornamen-to tecnico-culturale, suo personale e di coloro che hanno avuto l’opportunità di lavorare con lui, contribuendo così alla crescita professionale di molti giova-ni del settore.Dal 1957 al 1988 ha ricoperto il ruolo di Direttore di Progettazione di Delchi (in seguito Delchi-Carrier) e dal 1988 al 1998 è stato Direttore tecnico presso le Officine di Seveso.

Moltissime sono le innovazioni tecniche e le realizzazioni di prestigio che por-tano l’impronta del suo prezioso contributo: prima, tra tutte, il progetto iniziale dell’impianto di climatizzazione della Cappella Sistina in Vaticano. In qualità di Socio AiCARR, è stato per moltissimi anni membro del Comitato Tecnico Refrigerazione e ha collaborato attivamente ai lavori della Norma UNI 10339.La sua profonda cultura tecnico-scientifica ha dato vita agli articoli scritti per la rivista Condizionamento dell’Aria, di cui ha curato, anche in collaborazione con il Segretario tecnico AiCARR Ing. Piterà, la rubrica normativa.Coloro che lo hanno conosciuto ricordano l’Ing. Farina come una persona di-screta e preparatissima, sempre pronta ad apprendere e a condividere gene-rosamente il proprio sapere.

Programmate i vostri “Fondamenti” per il 2013 Venti corsi dedicati a tematiche fonda-mentali per chi intende operare con

successo nel settore climatizzazione e caratterizzati da prezzi contenuti, su mi-sura per i più giovani: dopo l’ottima accoglienza ricevuta dalla prima edizione, riprendono il 5 febbraio alla Scuola di Climatizzazione di Milano i moduli del Percorso Fondamenti. Progettati attentamente da AiCARR Formazione pen-sando alle esigenze sia di chi si affaccia alla professione e necessita di un per-corso di base per avviarsi alla progettazione di impianti, sia di quanti, pur non direttamente coinvolti nella progettazione, sentono l’esigenza di approfondire aspetti collegati al loro lavoro, i moduli Fondamenti prevedono lezioni sia teo-riche sia pratiche, anche con esercitazioni in aula. Al termine dell’intero percor-so, il partecipante è in grado di “leggere” un progetto e ha acquisito le nozioni

essenziali per cominciare a muoversi con sicurezza nel settore. Gli argomenti affrontati vanno dalla psicrometria, al dimensionamento di impianti idronici, ad aria o misti, alla progettazione di centrali termofrigorifere, alle procedure buro-cratiche necessarie a realizzare un progetto formalmente ineccepibile. Le giornate del Percorso Fondamenti saranno seguite dai moduli del Percorso Approfondimenti, in programma entro l’estate 2013 (il calendario sarà pubblica-to a breve sul sito). Gli Approfondimenti sono dedicati a chi ha seguito il Percorso Fondamenti e desidera entrare dettagliatamente nel merito di alcune tematiche di interesse oppure per chi, già esperto, sceglie di mantenersi costantemente aggior-nato per incrementare la propria competitività e professionalità. Fra gli argomenti dell’edizione 2012 del Percorso Approfondimenti, ricordiamo il grande successo dei corsi sulle UNI TS 11300, che vengono riproposti in tutta Italia dalla Scuola in Pillole.

AiCARR informaIl calendario del Percorso Fondamenti

Martedì5 febbraio

Psicrometria: Fondamenti e trasformazioni psicometriche. Si introducono le proprietà e i diagrammi di stato dell’aria umida. Si trattano le principali trasformazioni termodinamiche dell’aria necessarie per la climatizzazione ambientale, acquisendo le competenze necessarie per la definizione delle condizioni di immissione dell’aria e il relativo calcolo delle portate e potenze necessarie.

PS1F

Mercoledì 6 febbraio

Il comfort termoigrometrico. Si analizzano gli scambi energetici tra corpo umano e ambiente, introducendo il concetto di benessere termo-igrometrico (“comfort”) e i suoi indici (definizione e misura), e di “discomfort” e relative cause, secondo gli approcci normativi sia prescrittivi che prestazionali.

PS2F

Giovedì 7 febbraio

La qualità dell’aria interna. Si affronta il tema della salute delle persone riguardo all’inquinamento dell’aria negli ambienti interni, tramite l’analisi dei contaminanti e delle sorgenti di contaminazione e la diluizione degli inquinanti tramite ventilazione, secondo gli approcci normativi sia prescrittivi che prestazionali.

PS3F

Martedì 12 febbraio

Caratteristiche termofisiche dell’involucro edilizio. Si definiscono i componenti e i materiali costituenti l’involucro edilizio e le loro proprietà termoigrometriche. Si introduce il calcolo dei parametri prestazionali termici, sia per i componenti sia per l’involucro. Vengono definite e applicate le verifiche di legge previste.

CA1F

Mercoledì 13 febbraio

Calcolo dei carici termici estivi. Si affronta il calcolo dei carichi termici in regime estivo, secondo modelli dettagliati e semplificati finalizzati dimensionamento dell’impianto di raffrescamento. Vengono analizzate, tramite applicazioni, le maggiori criticità sul carico estivo determinate dalle prestazioni termiche dei componenti dell’involucro edilizio e dai carichi interni.

CA2F

Giovedì 14 febbraio

Calcolo dei carichi termici invernali. Si affronta il calcolo del carico termico di progetto invernale per il riscaldamento ambientale, secondo la norma UNI 12831. Si approfondiscono, tramite applicazioni, le tematiche relative alle trasmittanze termiche, i ponti termici, i limiti di legge e si analizzano i conseguenti effetti sul dimensionamento dell’impianto.

CA3F

Martedì 19 febbraio

Impianti di climatizzazione: tipologie e criteri di scelta progettuale. Si introduce il concetto di sistema edificio-impianto, evidenziando i compiti di un impianto di climatizzazione, presentando le principali tipologie impiantistiche e definendo i criteri di scelta delle soluzioni adottabili, con riferimenti a esempi applicativi

PR1F

Mercoledì 20 febbraio

Progettazione di impianti di climatizzazione a tutt’aria: fondamenti. Si forniscono le competenze necessarie per scegliere e dimensionare l’impianto ad aria più adeguato al caso trattato, implementando la logica di regolazione ottimale e sfruttando i sistemi più adatti per il risparmio energetico (recupero di calore e raffreddamento gratuito diretto e indiretto) tramite adeguati software di progettazione.

PR3F

Giovedì 21 febbraio

Progettazione di impianti di climatizzazione a tutt’aria: dimensionamento. Si scelgono e dimensionano il sistema di trattamento aria, le reti aerauliche, i terminali ad aria, le modalità di regolazione che garantiscono i migliori risultati nelle differenti varianti applicative. Si evidenziano inoltre le specificità delle applicazioni degli impianti di climatizzazione a tutt’aria in ambito ospedaliero.

PR7F

Martedì 26 febbraio

Progettazione di impianti di riscaldamento ad acqua: fondamenti. Si analizzano le caratteristiche dei differenti componenti degli impianti di riscaldamento (caldaie, bruciatori, terminali…), dei principali sistemi di distribuzione del fluido termovettore e della strumentazione di controllo e sicurezza. Si introduce la metodologia per il dimensionamento dell’impianto tramite esempi.

PR2F

Mercoledì 27 febbraio

Progettazione di impianti di climatizzazione misti aria/acqua: fondamenti. Si forniscono le competenze fondamentali relative alle caratteristiche, peculiarità e campi di applicazione degli impianti misti aria-acqua, le caratteristiche e trasformazioni dell’aria primaria e dell’aria secondaria e le caratteristiche, temperature di funzionamento e criteri di scelta dei terminali ambiente.

PR4F

Giovedì 28 febbraio

Progettazione di impianti di climatizzazione misti aria/acqua: dimensionamento. Si determinano i compiti della parte aria e della parte acqua. Si prosegue con la scelta e il dimensionamento del sistema di trattamento aria e delle reti aerauliche, dei terminali ambiente e delle reti idroniche, determinando infine le modalità di regolazione che garantiscono i migliori risultati nelle differenti varianti applicative.

PR8F

Mercoledì 6 marzo

Diffusione dell’aria in ambiente interno. Si presentano i più importanti parametri relativi alla diffusione dell’aria negli ambienti, definendo le principali caratteristiche e peculiarità dei vari tipi di apparecchi di diffusione.

PR5F

Giovedì 7 marzo

Unità di trattamento aria. Si illustrano gli aspetti funzionali, dimensionali e costruttivi dei componenti dei una unità di trattamento aria, descrivendo i trattamenti subiti dall’aria umida al suo interno, chiarendo le logiche di regolazione ed evidenziandone le specificità in relazione ai diversi sistemi impiantistici in cui è collocata.

PR6F

Martedì 12 marzo

Centrali termiche. Si affrontano i fondamenti della combustione e vengono analizzati i componenti di centrale (bruciatori, generatori di calore, ecc., compresi camini e canne fumarie collettive). Vengono esposte le norme di sicurezza e prevenzione incendi per le centrali, per i recipienti in pressione e per impianti a combustibile gassoso.

CE1F

Mercoledì 13 marzo

Centrali e impianti idrici – trattamento acqua. Si affronta il tema della definizione delle prestazioni e del dimensionamento degli impianti idrico-sanitari, di pressurizzazione, stoccaggio, preparazione, distribuzione e scarico dell’acqua. Vengono inoltre analizzati gli impianti di trattamento dell’acqua per sistemi di raffreddamento, gli impianti termici, e quelli preparatori di acqua calda.

CE2F

Martedì19 marzo

Macchine frigorifere e pompe di calore: fondamenti. Vengono illustrati i principi fisici, i componenti della macchina e la loro influenza sul suo funzionamento, e come calcolare le prestazioni termodinamiche con il diagramma di stato del fluido operativo. Viene spiegato come eseguire valutazioni sulle prestazioni stagionali delle macchine che utilizzano come sorgente o pozzo l’aria esterna.

CE3F

Mercoledì 20 marzo

Centrali frigorifere. Si affronta il tema della progettazione delle centrali frigorifere, con particolare attenzione alle logiche di regolazione, al contenuto d’acqua dell’impianto (accumuli), ai problemi di installazione (spazi di rispetto) e ai problemi acustici, descrivendo le circuitazioni idrauliche più adatte anche nel caso di più macchine installate in parallelo.

CE4F

Giovedì 21 marzo

Regolazione automatica: fondamenti e applicazioni. Si introducono i fondamenti della regolazione automatica degli impianti di climatizzazione, con particolare attenzione al dimensionamento delle valvole di regolazione. Si analizzano applicazioni tipiche delle regolazione automatica di tali impianti, evidenziando il risparmio energetico ottenibile.

RE1F

Martedì 26 marzo

Il progetto: procedure, documenti e legislazione. Si forniscono le basi per una metodica di progettazione che consenta un percorso virtuoso finalizzato, nel rispetto delle esigenze del committente e con una precisa definizione dell’appalto e nei tempi e con i costi previsti, alla soddisfazione comune degli attori: committente, team di progettazione e appaltatore.

NO1F

Il calendario potrebbe subire variazioni. Per le date aggiornate, raccomandiamo di consultare sempre la Sezione Scuola/Prossimi corsi del sito www.aicarr.org.

Proseguono i corsi “in pillole” sulla Norma UNI/TS 11300-4

Nel 2013, nuovi appuntamenti in tutta Italia con il corso sulla Norma UNI/TS 11300 Parte 4 “Utilizzo di energie rinnovabili e di altri metodi di generazione per la cli-matizzazione invernale e per la produzione di acqua calda sanitaria”. Per il calendario aggiornato, vi invitiamo a consultare il sito.

A gennaio, due corsi specialistici per il professionistaAccanto ai moduli del Percorso Fondamenti, proseguono a gennaio le

giornate del Percorso Specializzazione, dedicato all’aggiornamento di chi già opera nel mondo della climatizzazione.In programma, i due moduli dedicati al controllo del rumore negli impianti e il corso di due giornate sulle analisi economiche del sistema edificio-impianto.• Il controllo del rumore negli impianti tecnologici (21 e 22 gennaio)L’acustica tecnica riveste sempre maggior importanza non solo per la minore tol-leranza delle persone al rumore, ma anche per i crescenti obblighi di legge a cui devono rispondere progettisti e costruttori. I diversi decreti pongono limiti spesso molto stringenti alla rumorosità di mac-chine ed impianti, sia all’interno degli edifici che per quanto riguarda le emissioni verso l’esterno. Ne risultano coinvolti tutti gli impianti tecnologici e le realizzazio-ni edilizie, con una crescita esponenziale di controversie che si concludono spes-so in tribunale con la condanna al pagamento di danni per il costruttore che non ha rispettato i requisiti di legge. Questo impone una conoscenza accurata delle nozioni di acustica tecnica, non solo per capire quali siano i vincoli normativi, ma

anche per risolvere direttamente o tramite adeguate competenze le problema-tiche di rumore, magari anticipandone la soluzione con realizzazioni progettuali adatte.I due moduli della Scuola di Climatizzazione forniscono tutte le nozioni indispen-sabili per capire quali siano le problematiche che si devono affrontare, presuppo-nendo che i partecipanti abbiano solo conoscenze elementari di matematica e di fisica e nessuna conoscenza di acustica tecnica.• Analisi economiche del sistema edificio-impianto (23 e 24 gennaio)L’analisi economica – naturalmente applicata al sistema edificio-impianto – è al centro di questi corso di due giornate, in programma il 23 e il 24 gennaio.Si parte con la giornata introduttiva, destinata a fornire in modo sintetico ma rigoroso le informazioni base, necessarie per addentrarsi, con il modulo successivo, nel cuo-re dell’argomento: le analisi economiche nel confronto di sistemi edificio-impianto. Il corso è strutturato per offrire ai professionisti le competenze per valutare e in-terpretare correttamente le implicazioni economiche di un progetto, scegliere la tecnica di analisi di investimento più adatta e svolgere in maniera completa l’ana-lisi, traendone le conclusioni.

Certificazione F-Gas: da fine gennaio corsi ed esamiIl settore F-Gas è in grande fermento e un impegnativo appuntamento aspet-

ta le aziende e i professionisti addetti all’installazione, manutenzione o ripara-zione delle apparecchiature contenenti gas fluorurati: in base al D.P.R. n. 43 del 27/01/2012, questi operatori devono obbligatoriamente essere in possesso del cosiddetto “patentino” di frigorista per poter continuare a lavorare nell’ambito delle attività indicate dallo stesso D.P.R. A partire dalla pubblicazione dei registri delle Camere di Commercio, prevista a breve, i frigoristi avranno appena 60 giorni di tempo per iscriversi ai suddetti registri e quindi obbligatoriamente sostenere l’esame entro 6 mesi. È quindi importante per chi lavora con gli F-Gas muoversi per tempo, al fine di non rischiare sanzioni o interruzioni del-la propria attività. Sempre pronta a rispondere alle esigenze di chi opera nel settore, AiCARR, qualificata come Organismo di Valutazione di ICMQ (Istituto di Certificazione e Marchio Qualità per prodotti e servizi per le costruzioni) organizza in varie città d’Ita-lia, a partire da fine gennaio, una serie di sessioni di esami di certificazione.L’esame ha la durata di una giornata ed è costituito da una prova teorica e da una prova pratica, così come richiesto dal Regolamento n. 303/2008 della Commissione delle Comunità Europee che individua, anche, i requisiti minimi re-lativi alle competenze e conoscenze che devono essere esaminate.In regime provvisorio, ossia fino alla pubblicazione dei registri, ICMQ rilasce-rà agli installatori che supereranno l’esame un certificato provvisorio. In seguito

all’istituzione dei registri, ogni operatore certificato sarà tenuto ad iscriversi e do-vrà comunicare il numero di iscrizione a ICMQ, che rilascerà un certificato definiti-vo e valido a tutti gli effetti di legge.Il corso di preparazione all’esameAnche chi lavora quotidianamente nel settore e conosce i dettagli pratici del re-cupero degli F-Gas può avere dubbi e incertezze che riguardano la comples-sa normativa in materia e altri aspetti teorici dell’argomento, oggetto di esame come previsto dal Regolamento n. 303/2008.Al fine di accompagnare con un’adeguata preparazione gli operatori che si accin-gono a sostenere l’esame, AiCARR consiglia, sempre a partire da inizio 2013, un cor-so di formazione tecnica, snello e mirato ad approfondire i contenuti della prova.Il corso, di prossima pubblicazione, è pensato per offrire il meglio in termini di pre-parazione senza sottrarre tempo prezioso a chi lavora e si articolerà su due gior-nate, con il seguente programma didattico:1a giornata (8 ore): Legislazione e normativa vigente ai sensi del Regolamento CE 842 e Regolamento CE 303. Termodinamica dei cicli frigoriferi. 2a giornata (8 ore): Componenti di circuiti frigoriferi e strumentazione di misu-ra da utilizzare ai fini dei controlli. Installazione e messa in funzione di impianti. Controlli e procedure da effettuarsi prima di mettere in funzione l’impianto, dopo un arresto prolungato, in manutenzione ordinaria, straordinaria e durante il nor-male funzionamento.

Successo per il corso di specializzazione e qualifica “Igiene, ispezione e manutenzione degli impianti di climatizzazione”: in primavera una nuova edizione

Ottima affluenza di partecipanti per la prima parte del corso di specializzazione e qualifica “Igiene, ispezione e manutenzione degli impianti di climatizzazione”, che si è tenuta a Milano fra novembre e dicembre. La nuova proposta di AiCARR Formazione, inedita nel panorama di settore, offre ai tecnici addetti alla manu-tenzione degli impianti di climatizzazione e al personale di ASL e altre istituzioni con compiti di vigilanza e controllo tutte le competenze necessarie all’esercizio della loro attività, ai sensi di quanto previsto dalle Linee Guida del Ministero del-la Sanità per la definizione dei protocolli tecnici di manutenzione predittiva sugli impianti di climatizzazione. Il percorso formativo per i Responsabili dell’igiene (Cat. A) si sviluppa su 56 ore

complessive, distribuite nei due moduli MA01 e MA02 per un totale di 8 giornate di corso comprensive di test finali di verifica. Il percorso formativo per Personale operativo (Cat. B) prevede la frequenza del solo modulo MA01 per un totale di 36 ore complessive distribuite in 5 giornate di corso comprensive di test finale di verifica.Dato il grande interesse riscosso da questa nuova proposta didattica, AiCARR ha già pianificato una seconda edizione del corso, che si terrà nella primavera 2013.Ricordiamo che il corso si avvale dell’esperienza di AiCARR, che ha collaborato alla stesura delle Linee Guida del Ministero della Salute, e della presenza in qualità di docenti di esperti INAIL.

Le soluzioni di oggiper i progetti di domani…

Ventilazione e smoke management

Misure, diagnosi e collaudi

Pompedi calore

Impianti di riscaldamento

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Editore: Quine srl · Via Santa Tecla, 4 · 20122 Milano - Italia · Tel. +39 02 864105 · Fax. +39 02 72016740

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#14

Fascicolo DOSSIER MONOGRAFICO FOCUS TECNOLOGICO

#17 Centrali frigorifere Freecooling

#18 Riqualificazione degli impianti nelle strutture alberghiere

Norma UNI 10339

#19 Le gare di appalto nel settore impiantistico Ventilazione

#20 Il progetto degli impianti e il comfort Sistemi passivi

#21Decreto attuativo della Direttiva

2010/31: quali obblighi per il progettista

Filtrazione

#22 Freddo e caldo nell’industria Pompe di calore

#23L’integrazione delle fonti rinnovabili negli edifici

Manutenzione

IL MONDO DELL’ENERGIA È CAMBIATO.VIENI A SCOPRIRE COME.