ESPERIMENTO CON UN SISTEMA DI CONDIZIONAMENTO ARIA

UNIVERSITA’ DEGLI STUDI DI LECCE
FACOLTA’ DI INGEGNERIA
CORSO DI LAUREA SPECIALISTICA IN INGEGNERIA MECCANICA
CORSO DI ENERGETICA INDUSTRIALE
Professore:
Ing. Antonio
Ficarella
Studentessa:
Manuela
Marangio
Anno Accademico 2004/2005
Indice
2
ANALISI DI UN SISTEMA DI CONDIZIONAMENTO ARIA
INNOVATIVO.
Il presente lavoro vuole analizzare, descrivere, valutare un impianto di condizionamento aria
dai caratteri fortemente innovativi proposto da Casas & Schmitz [15], al fine di rilevarne i
vantaggi e gli svantaggi.
1. Uno sguardo ai nuovi sistemi di condizionamento aria.
L’esigenza di un sempre crescente risparmio energetico ha indotto forti cambiamenti in
Europa e quindi anche in Germania in relazione alla gestione dell’acclimazione ambientale
(heating, ventilating and air-conditioning – HVAC). Da una parte un maggiore utilizzo delle
tecniche di isolamento termico degli edifici al fine di ridurre il fabbisogno di energia termica
in inverno: questo ha incrementato il carico sensibile interno generando, quindi, un picco di
consumi in estate per il condizionamento. Dall’altra, alcune sovvenzioni statali hanno
implementato l’uso di piccoli impianti di cogenerazione (con output elettrico di circa 5 kW),
la cui energia termica non è utilizzata a pieno in estate a causa della bassa richiesta di acqua
calda. Si è fatto perciò strada un approccio tecnologico alternativo che consiste nell’utilizzare
il calore di scarto alle basse temperature di piccoli impianti (di cogenerazione o di collettori
solari) per condizionare l’aria. Essa viene quindi dapprima deumidificata attraversando rotore
ad assorbimento (o letteralmente ruota essiccatrice - desiccant wheel) (figura 1), struttura a
nido d’api ricoperta dal materiale essiccante (ad esempio gel di silicio o cloruro di litio). In
questo modo l’aria perde gran parte dell’umidità, poi rilasciata durante la fase di
rigenerazione del materiale essiccante, investito da una corrente calda.
3
Figura 1 - Esempio di rotore ad assorbimento.
Poiché a causa del processo di evaporazione e di assorbimento la temperatura dell’aria
aumenta, si effettua un pre-raffreddamento in un’unità di conversione del calore.
In alcuni cicli di condizionamento aria a raffreddamento essiccante evaporativo (DEC –
desiccant evaporative cooling), si sottrae calore al sistema iniettando acqua nella corrente
d’aria con i refrigeratori evaporativi [1]. Questi sistemi presentano molti vantaggi (esigua
richiesta di energia elettrica; non presenza di un frigorifero a compressione) ma non sono
ancora pienamente accettati dal mercato europeo a causa dei forti costi di investimento, della
difficoltà nel controllo, delle scarse proprietà dinamiche (in quanto la capacità di
raffreddamento è limitata dalla deumidificazione dell’aria) e infine a causa della necessità di
acqua potabile, forte inconveniente dal punto di vista ambientale.
Il sistema descritto da Casas & Schmitz [15] e analizzato nel presente lavoro, invece, non
realizza alcuna evaporazione dell’acqua. L’aria è raffreddata passando attraverso una
convenzionale scambiatore: tale impianto viene chiamato ”ibrido” ed è stato già analizzato in
altri lavori [2-4].
A differenza che negli altri sistemi convenzionali, l’aria passando attraverso lo scambiatore
non richiede di essere portata sotto la temperatura di condensazione o punto di rugiada per la
fase di deumidificazione, né richiede di essere successivamente riscaldata. Inoltre i sistemi
4
frigoriferi convenzionali possono essere sostituiti con scambiatori a sonda inseriti nel terreno,
caratterizzati da più alte temperature (18°C). La richiesta di calore per la rigenerazione del
materiale avviene a temperatura relativamente bassa (60-70°C, secondo il materiale
essiccante).
Attraverso la tecnologia basata sull’essiccazione, la domanda di energia “fredda” può essere
ridotta del 30% rispetto ai sistemi convenzionali [8], traslando così la richiesta di energia dal
campo elettrico al termico e riducendo conseguentemente il consumo di energia primaria.
Il flusso d’aria è determinato in funzione del carico sensibile da rimuovere dalla stanza: esso
può essere sensibilmente ridotto utilizzando soluzioni alternative come ad esempio sistemi di
raffreddamento a soffitto (chilled-ceiling system) [5]. In questo caso, infatti, occorre tenere in
conto solo il carico latente dovuto alla deumidificazione dell’aria fresca per dimensionare il
flusso di aria.
Un’ulteriore soluzione potrebbe essere l’uso del pavimento radiante (floor radiant heating
systems), capace di
garantire anche il condizionamento in estate facendo scorrere dell’acqua fredda attraverso il
fascio di tubi degli scambiatori. In questo caso occorre dedicare speciale attenzione alla
temperatura di condensazione, mantenuta sufficientemente bassa per garantire una forte
deumidificazione dell’aria [6].
All’interno di un progetto di ricerca, quindi, è stato sviluppata dal dipartimento di
termodinamica dell’Università Tecnica di Hamburg - Harburg l’analisi di un sistema di
condizionamento aria con essiccazione. In un primo momento sono stati effettuati test di
laboratorio e analisi teoriche [8]; quindi si è realizzato l’impianto in un edificio adibito ad
uffici in Amburgo. Il sistema HVAC integra un piccolo impianto di cogenerazione CHP
(combinato energia–calore o combinated heat and power generation), un sistema di
essiccazione con ventilazione, un sistema che sfrutta l’energia geotermica (sonde conficcate
nel terreno per scambiare l’energia termica – borehole heat exchanger) per il raffreddamento
invece di un sistema frigorifero con compressione alimentata elettricamente. Inoltre un
sistema a pavimento radiante (radiant floor heating system) è usato per il raffreddamento.
È proprio questo mix proposto dagli autori Casas & Schmitz [15] di soluzioni tecniche già
singolarmente analizzate [4,6,7] a rappresentare un carattere fortemente innovativo.
5
2. La descrizione del sistema.
L’impianto dimostrativo per il condizionamento dell’aria è stato realizzato nell’edificio della
compagnia Hoppe Bordmesstechnik in Amburgo, Germania (figura 2).
Figura 2 - Edificio adibito ad uffici con provvisto del sistema di condizionamento d'aria con essiccazione.
L’edificio, realizzato rispettando le linee guide del German Low Energy Building, ha un’area
di base di 650 m2 e un’altezza totale di 9.9 m; l’area totale di 1992 m2 è distribuita su tre
livelli. Gli ambienti condizionati (riscaldati e raffreddati) pari a 1300 m2 consistono in 15
uffici (al secondo piano) e una sala di produzione (al primo piano).
La domanda di energia termica calda è di circa 70 kW, forniti da una caldaia a condensazione
e da un piccolo impianto di cogenerazione (12 kW di produzione calore, 5kW di energia
elettrica) con l’ausilio di un sistema a pavimento radiante.
La figura 3 mostra uno schema del sistema HCVA proposto: un piccolo impianto CHP e la
caldaia a condensazione alimentano un serbatoio di accumulo dell’acqua.
6
Figura 3 - Schema dell'impianto dimostrativo.
In inverno l’acqua calda dal basso del serbatoio è inviata verso il sistema di riscaldamento a
pavimento radiante, mentre l’aria fredda esterna, dopo essere passata attraverso il rotore ad
assorbimento, è distribuita agli ambienti. A volte si può realizzare un riscaldamento
supplementare dell’aria attraverso uno scambiatore di calore.
In estate il sistema di riscaldamento a pavimento radiante è convertito nella modalità
“condizionamento estivo”: flussi di acqua fredda, attraversando i tubi del sistema di
riscaldamento, rimuovono gran parte del carico sensibile dall’ambiente. Come risultato, solo
una piccola parte del flusso d’aria è trattata nell’unità di condizionamento.
L’aria prelevata dall’esterno è deumidificata nel rotore; poiché la temperatura dell’aria cresce
per effetto della deumidificazione ad assorbimento, l’aria secca è pre-raffreddata nello
scambiatore di calore rotativo con un recupero passivo di energia termica fredda, poi è
raffreddata e, infine, distribuita. L’energia termica fredda è fornita da otto scambiatori
verticali conficcati tramite una sonda nel sottosuolo, ciascuno a 100 m di profondità, posti
attorno all’edificio: la relativa capacità di raffrescamento è di 30 kW, distinta in 7 kW per il
condizionamento dell’aria e 23 kW per quello dell’acqua a 18 °C del pavimento radiante. Lo
scambiatore a sonda conficcato nel terreno consiste in tubi di polietilene piegati ad U; tale
sistema è spesso accoppiato ad una pompa di calore [9,10]. Come fluido di raffreddamento si
fa circolare dell’acqua pura in un circuito chiuso e, poiché i tubi sono interrati, non occorre
inserire un antigelo. Le unità di condizionamento aria sono progettate per un flusso d’aria di
7
2500 m3/h e una capacità di raffreddamento di 7.5 kW. Il diametro del ruota essiccatrice al
cloruro di litio e dello scambiatore di calore rotativo è 1000 mm con uno spessore di 450 mm.
Il calore di scarto dall’impianto CHP è usato per riscaldare l’aria di rigenerazione
(55°C-65°C) al fine di rimuovere l’umidità dalla ruota essiccatrice. Nelle condizioni di
progetto, la richiesta di calore di rigenerazione è pari a 12 kW ed eguaglia l’energia di scarto
dell’impianto CHP.
Si possono allora sintetizzare i recuperi termici durante il periodo di condizionamento estivo:
- 12 kW di energia termica calda dall’impianto di cogenerazione per la fase di rigenerazione
del materiale essiccante;
- 30 kW di energia termica fredda dal sistema di sonde nel terreno (energia geotermica).
3. Le performance del sistema.
Si valutano ora le performance del sistema, focalizzando l’attenzione dapprima sul processo
di essiccazione dell’aria, quindi sulle richieste energetiche, sui consumi energetici annuali,
infine sul raffreddamento tramite le sonde e pavimento radiante.
3.1 Processo di essiccazione dell’aria condizionata.
La figura 4 mostra il processo condizionamento di aria su carta psicometria basata sui dati
rilevati dall’impianto dimostrativo.
L’aria esterna (1) è dapprima deumidificata nel rotore ad assorbimento; l’aria pre-essiccata (2)
è raffreddata passando nello scambiatore di calore rotativo anche se si può prevedere un
raffreddamento supplementare nello scambiatore aria/acqua (3).
La temperatura di alimentazione del sistema di scambio di calore con sonda (18°C) può non
essere comunque sufficiente a raffreddare l’aria fino alle condizioni desiderate (19°C). Tale
problema può solo essere risolto se si aumenta l’area di scambio, ad esempio installando uno
scambiatore di calore più grande1.

In altri termini, se non si può incrementare la driving force, cioè la differenza di temperatura tra il fluido caldo
da raffreddare (aria) e quello freddo che si riscalda (acqua), per garantire un soddisfacente scambio energetico, si
può aumentare la superficie di scambio, con evidenti incrementi dei costi di investimento.
8
Misurazioni in questa fase mostrano un piccolo incremento del contenuto di umidità dell’aria
dopo il raffreddamento (4), a causa di possibili miscelazioni della corrente trattata con l’aria
presente nella stanza attraverso lo scambiatore rotativo.
Dall’altra parte, l’aria della stanza (5) è dapprima riscaldata in uno scambiatore rotativo (6);
quindi, attraverso il calore di scarto fornito dall’impianto di cogenerazione, l’aria di
rigenerazione raggiunge la temperatura di 58 °C (7) e può rimuovere l’umidità dalla ruota
essiccatrice.
Figura 4 - Diagramma psicometrico per condizionamento d'aria con essiccazione (in linea continua) o
convenzionale (con linea tratteggiata).
Nella figura 4 è inoltre rappresentato con linea tratteggiata il processo di condizionamento
convenzionale costituito da una fase di deumidificazione con raffreddamento sotto il punto di
condensazione e da un conseguente riscaldamento per fornire l’aria alla temperatura
desiderata.
Tale processo mostra attualmente notevoli svantaggi: Niu et al. [5] sottolineano come nei
sistemi “tutto aria” (cioè che utilizzano aria non solo come mezzo di ventilazione ma anche
come fluido vettore dell’energia) è marcato sia lo spreco energetico che il discomfort termico
a causa del forte gradiente termico tra livello capo e caviglie.
Figura 5 - Sistema convenzionale di condizionamento aria.
9
Misurando la temperatura e l’umidità relativa, l’entalpia specifica per l’aria può essere
ottenuta per ogni stato dalla carta psicometria oppure può essere calcolata dall’equazione di
stato per l’aria umida.
Ad esempio:
hi = ha ,i + xi ⋅ hwv ,i = c p ,aθ i + xi (c p , wvϑ i + ro )
i = 1,...,8
(1)
Il contenuto di acqua si ricava dall’umidità relativa ϕ misurata come:
xi = 0.622
p s (θ i )
p
ϕi
(2)
− p s (θ i )
Si ricordi che:
h è l’entalpia specifica (J/Kg);
cp,a è il calore specifico a pressione costante dell’aria (J/(Kg∙K));
θi è la temperatura (K);
xi è il contenuto di umidità nell’aria (g/Kg);
cp,wv è il calore specifico a pressione costante del vapore d’acqua (J/(Kg∙K));
ro è il calore specifico di condensazione (J/Kg);
p è la pressione (bar);
ps è la pressione in condizione di saturazione (bar);
ϕi è l’umidità relativa (%).
Con la misura della portata volumetrica, le richieste di riscaldamento e raffreddamento per il
sistema con essiccazione possono essere calcolate rispettivamente come la differenza di
entalpia.
Quindi risulta per il sistema ibrido per unità di massa:
q raffreddamento = h3 − h4
(3)
q riscaldamento = h7 − h6
(4)
Mentre per quello convenzionale:
q ' raffreddamento = h1 − h2 *
(5)
q ' riscaldamento = h3* − h2*
(6)
10
In figura 6 sono rappresentate le richieste nella fase di riscaldamento o raffreddamento per i
due sistemi: le esigenze di energia termica fredda sono drasticamente ridotte da 26.8 kW per
un sistema convenzionale a 4.0 kW per un sistema con essiccazione, a fronte però di una
maggiore esigenza di energia termica calda (da 6.4 a 15.3 kW).
Figura 6 - Consumi energetici del sistema convenzionale e con essiccazione.
Conoscendo inoltre il rendimento dell’impianto CHP per il sistema con essiccazione,
l’efficienza della produzione elettrica e il COP (coefficiente di performance) del compressore
del ciclo frigorifero per il sistema convenzionale, si può calcolare il consumo di energia
primaria per entrambi i sistemi.
Per l’impianto con essiccazione (desiccant system) risulta:
11
Pds = Va ,7 ρ
a ,7
(h7 − h6 )
1
(7)
η CPH ,th
Per il sistema convenzionale (conventional system):
Pcs = Pds = Va , 4 ρ
a,4
(h1 − h2* )
1 1
+ Va , 4 ρ
COP η el
a,4
(h3* − h2* )
1
η th
(8)
Si ricorda che:
ρ è la densità dell’aria (kg/m3);
h è l’entalpia specifica (J/kg);
ηth è il rendimento termico;
ηel è il rendimento elettrico;
Va è la portata volumetrica (m3/h).
Nell’equazione (7) riferita al sistema con essiccazione, il contributo di richiesta di energia
primaria dovuta al raffreddamento è assente poiché si utilizza l’energia geotermica con il
sistema di sonde inserite nel suolo. Comunque si può adoperare un sistema aggiuntivo di
raffreddamento (ad esempio un sistema frigorifero a compressione) il cui contributo deve
essere inserito nell’equazione (7).
Inoltre, per il sistema con essiccazione deve essere tenuto in conto anche un credito di energia
primaria, in quanto l’elettricità generata è disponibile per altre applicazioni o edifici limitrofi.
Pds ,credit = Pds
η
CHP ,el
η
(9)
el
Considerando il rendimento elettrico ηel che descrive la conversione dell’energia primaria in
elettricità, si deve considerare che ηel per l’energia elettrica della rete pubblica è
significativamente maggiore del ηCHP,el di un piccolo impianto di cogenerazione.
Per i calcoli effettuati si è considerato:
ηel = 0.4
ηCHP,el = 0.24
ηCHP,th = 0.64
12
Da tale confronto, il sistema convenzionale sembra migliore poiché caratterizzato da un
maggiore efficienza rispetto a quella normalmente assunta (0.33 in accordo con [11]). Per il
COP del compressore del sistema frigorifero si assume un valore pari a 3.
Come mostrato in figura 6, il reale consumo di energia è ridotto del 60% da 29.5 a 12.2 kW
con l’uso del sistema ad essiccazione.
Riassumendo in forma tabellare i singoli risultati per il sistema con essiccazione (Desiccant
Assisted System – DAS) e per il sistema convenzionale (Conventional System – CS) si ha:
Energia
CS
Energia termica di raffreddamento (kW)
Energia termica di riscaldamento (kW)
Energia primaria assorbita (kW)
Energia primaria prodotta (kW)
Energia primaria al netto (kW)
26.8
6.4
29.5
0
29.5
DA
S
4.0
15.3
23.9
11.7
12.2
DAS/CS
(%)
14%
230%
81%
100%
40%
Tabella 1 - Sintesi delle richieste energetiche dei due sistemi DAS e CS.
3.2 La richiesta di energia durante l’anno.
Per incrementare l’affidabilità dei risultati sulle richieste di energia per il condizionamento
dell’aria, i due autori hanno considerato diverse condizioni climatiche dell’aria esterna. In
figura 7 sono mostrate alcune misurazioni per l’aria esterna effettuate nell’Agosto del 2002.
Durante il giorno la temperatura varia da 15 a 30 °C. il corrispondente contenuto di umidità
può essere visto nel diagramma in basso in figura 7. Il contenuto medio di acqua varia da 12 a
13 g/kg. Sulla base di questi dati, Casas & Schmitz [15] hanno calcolato l’energia richiesta
per il raffreddamento e riscaldamento.
13
Figura 7 - Condizioni al contorno (aria esterna) e simulazione del funzionamento del sistema di
condizionamento dell'aria con essiccazione per l'impianto dimostrativo nell'Agosto 2002.
Per il sistema con essiccazione è stato sviluppato un modello di calcolo per le diverse
condizioni meteorologiche al fine di incrementare l’affidabilità dei risultati rispetto al calcolo
diretto di energia precedentemente effettuato usando la differenza di entalpia: durante
l’analisi, infatti, l’impianto non è in funzione in modo continuativo e l’acquisizione dei dati
non può essere realizzato in modo appropriato. La temperatura dell’aria distribuita a valle del
condizionamento è fissata a 19 °C per permettere un confronto con i sistemi convenzionali.
In figura 7, con linee meno marcate, sono rappresentate la temperatura dell’aria di
rigenerazione (variabile tra 50 e 60 °C) e il contenuto di acqua nell’aria distribuita
(ridotto di 4 g/kg nelle condizioni di distribuzione).
Per effettuare correttamente il confronto, le performance di un sistema convenzionale di
condizionamento dell’aria sono calcolate nelle stesse condizioni esterne e di distribuzione
dell’aria. I risultati per il mese di Luglio e Agosto sono mostrati in figura 8.
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Figura 8 - Simulazione del funzionamento del sistema di condizionamento dell'aria con essiccazione
(capacità riscaldante e raffreddante) per l'impianto dimostrativo; mese di Luglio e Agosto.
Per un sistema convenzionale è richiesta una capacità di raffreddamento fino a 30 kW, a
fronte dei 7 kW del sistema con essiccazione. L’integrazione della richiesta di energia per il
riscaldamento e il raffreddamento fornisce l’ammontare di energia necessaria per il
condizionamento dell’aria. Usando la tecnologia ad essiccazione, la domanda di energia per il
raffreddamento è ridotta da 8962 kWh per un sistema convenzionale a 2723 kWh (pari al
30%), mentre la domanda di energia per il riscaldamento cresce da 2464 a 5309 kWh (pari al
210%).
Similarmente a quanto fatto precedentemente, si può calcolare il consumo di energia elettrica
usando l’efficienza dell’impianto di cogenerazione e il COP del compressore del sistema
frigorifero. Inoltre, occorre tenere in conto il credito di energia primaria per l’elettricità
prodotta dall’impianto CHP:
il consumo reale di energia primaria per il sistema con essiccazione ammonta quindi a 3318
kWh, corrispondente a 33% del consumo di energia primaria del sistema convenzionale
(10206 kWh), come mostrato in figura 9 e nella tabella 2.
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Figura 9 - Confronto della domanda energetici e relativi consumi per i due sistemi nel 2002.
Energia
CS
DAS
Energia termica di raffreddamento (kWh)
Energia termica di riscaldamento (kWh)
Energia primaria assorbita (kWh)
Energia primaria prodotta (kWh)
Energia primaria al netto (kWh)
8962
2464
10206
0
10206
2723
5309
8296
4977
3318
DAS/CS
(%)
30%
210%
81%
100%
33%
Tabella 2 - Sintesi dei consumi annui dei due sistemi analizzati.
Pur utilizzando un compressore alimentato elettricamente per il sistema frigorifero al posto
dello scambiatore di calore a sonda, si ha un risparmio: il credito di energia primaria è ridotto
per tenere conto del consumo di energia elettrica del sistema frigorifero, ma il reale consumo
di energia è di 7099 kWh (pari al 70 % della richiesta energetica del sistema convenzionale).
Inoltre, se si utilizza al posto dell’impianto di cogenerazione una caldaia a gas, il consumo di
energia primaria arriva a 8168 kWh, riducendo il risparmio di energia primaria al 20%.
È evidente che i risultati sui consumi energetici dipendono fortemente dalle condizioni sia
dell’aria esterna che dell’aria da distribuire: non è, perciò, possibile applicare gli stessi
risultati per altri edifici o altre locazioni. Ad esempio, le analisi sviluppate da
Mazzei et al. [7] mostrano, per le condizioni ambientali italiane e con una temperatura
desiderata per l’aria di 15°C, la possibilità di un forte risparmio di energia elettrica (30%)
usando un sistema ibrido piuttosto che uno convenzionale a fronte di un maggior consumo di
gas (170%) e di energia primaria (115%).
3.3 Il consumo annuale di energia primaria.
16
Fino ad ora si è considerato solo
il condizionamento dell’aria in estate: per vedere come esso pesi sul bilancio energetico
annuale gli autori hanno valutato l’esigenza di energia primaria in accordo con l’Ordinanza
tedesca sul risparmio energetico nelle costruzioni (Energieeinsparverordnung - EnEV) [13]
che prevede, per un edificio con caratteristiche geometriche eguali all’edificio analizzato nel
lavoro, un consumo di energia primaria pari a 21.39 kWh/(m3a) come mostrato in figura 10.
Il consumo di energia primaria del sistema (gas ed energia elettrica) è pari a 21.21 kWh/(m 3a)
(considerando il calore combinato, la generazione di energia e l’elettricità ausiliaria per
pompe, sistemi di controllo e ventilatori). Il valore di soglia è rispettato anche durante il
funzionamento estivo.
Se per lo stesso sistema il calore prima prodotto dall’impianto CHP è fornito da una caldaia a
condensazione, l’energia primaria cresce del 15.7%.
Usando un sistema frigorifero piuttosto che lo scambiatore di calore a sonda il consumo di
energia primaria cresce del 12.9%.
Se, poi, l’edificio non ha un sistema installato per il condizionamento dell’aria, la richiesta di
energia primaria diminuisce del 3.9%.
D’altra parte, in presenza di un sistema convenzionale comandato elettricamente, la richiesta
di energia solo per il condizionamento dell’aria aumenta del 22.2%, valore che tende a
crescere per tenere in conto l’aumento di flusso di aria necessario per sopperire alla mancanza
del pavimento radiante. Infine, un sistema convenzionale per il condizionamento dell’aria
senza il CHP richiede il 36.8% di energia in più.
Come evidente, la combinazione del sistema di essiccazione assistita e degli scambiatori a
sonda hanno un piccolo impatto sul consumo di energia primaria (incrementata solo del 3.9%)
grazie ai vantaggia della cogenerazione e al piccolo incremento di energia elettrica richiesta.
17
Figura 10 - Richiesta annuale di energia primaria per l'impianto dimostrativo sulla base dei dati raccolti
nel 2002.
3.4 Il raffreddamento con lo scambiatore a sonda.
Durante il raffreddamento, la temperatura di alimentazione dal sistema di scambiatore a sonda
rimane costante a 18-19°C: ciò rappresenta una limitazione per l’aumento della capacità
frigorifera del sistema in quanto in giorni eccessivamente caldi, con temperatura esterna
superiore a 32°C, non si riescono a garantire condizioni confortevoli. La figura 11 mostra
come la temperatura esterna, per alcuni giorni dell’Agosto 2003, abbia raggiunto anche i 32°C
durante il giorno. Per cui, ad esempio, la temperatura nella stanza 1.1 rimane sotto i 26°C,
mentre in un’altra stanza (chiamata 1.2) potrebbe superare i limiti di comfort a causa del
maggiore carico interno e della limitazione sulla capacità di raffreddamento in relazione
all’irraggiamento. La temperatura dell’acqua in ingresso è uguale per tutte le stanze (19°C);
l’acqua di ritorno, riscaldata di 2-3°C a causa del carico sensibile sottratto agli ambienti,
ritorna al sistema di scambiatore di calore a sonda.
18
Figura 11 - Temperatura dell’aria esterna ed interna, dell'acqua fredda del pavimento radiante per
l'impianto dimostrativo.
Inoltre in fase di progettazione di eventuali sistemi che utilizzano gli scambiatori a sonda,
occorre considerare le limitazioni circa la temperatura raggiungibile per acqua fredda, in
quanto la possibilità di riscaldamento/raffreddamento dipende dalle capacità termiche del
sottosuolo, in genere sensibilmente variabili da zona a zona. Nel caso in cui si utilizzi aria al
posto del sistema a pavimento radiante, si deve aumentare la portata.
È evidente come per compensare le eventuali incertezze di capacità di raffreddamento e di
temperatura raggiungibile per l’acqua fredda, in fase di progettazione si dovrebbero
determinare le proprietà termiche (ad esempio conduttività termica o della resistenza al
trasporto di calore) attraverso il test della risposta termica [14].
3.5 Il raffreddamento radiante.
In relazione all’utilizzo del pavimento radiante occorre tenere in conto l’eventuale forte
gradiente di temperatura conseguente nella stanza che può influire sul comfort degli
occupanti. Infatti la differenza di temperatura tra un’altezza di 1.1 m e 0.1 m non deve essere
maggiore di 2-4°C al fine di garantire un’accettabile percentuale di insoddisfatti (PPD) in
base alla norma [12]. La temperatura delle superfici dovrebbe essere compresa tra i 19°C e i
29°C. Nel caso del pavimento radiante, la distribuzione di temperatura lungo l’altezza della
19
stanza appare accettabile (figura 12). A livello del viso (1.80 m) la temperatura misurata è di
25.7°C, all’altezza da seduto (1.2 m) e delle caviglie (0.3 m) la temperatura è rispettivamente
25.2°C e di 24.4°C; la temperatura superficiale non scende sotto i 21°C.
In questo modo i limiti sulla differenza di temperatura e le indicazioni sul comfort termoigrometrico possono essere soddisfatte.
Figura 12 - Distribuzione di temperatura lungo l'altezza della stanza per il tetto radiante.
4 Analisi dei costi di tre sistemi a confronto.
Le diverse soluzioni sono state analizzate dal punto di vista economico considerando tre
configurazioni di sistema come segue (vedi figura 13):
sistema 1: sistema di condizionamento aria con essiccazione con pavimento radiante e
scambiatore di calore a sonda (impianto dimostrativo);
sistema 2: sistema di aria condizionata con essiccazione con pavimento radiante e
compressore comandato elettricamente al posto dello scambiatore di calore a sonda;
sistema 3: sistema di condizionamento convenzionale solo aria (deumidificazione con
raffreddamento sotto il punto di rugiada e successivo riscaldamento) con sistema frigorifero
alimentato elettricamente.
20
Figura 13 - Definizione di tre configurazione di sistema per l'analisi dei costi.
Per tutti e tre i sistemi si suppone un’uguale portata di aria fresca (2500 m3/h). Per il sistema 3
a causa della mancanza del supplementare raffreddamento con pavimento radiante, si deve
aggiungere un’addizionale ricircolazione di aria (12500 m3/h) per rimuovere il carico
sensibile dagli ambienti; è necessario, perciò, un sistema di raffreddamento di taglia maggiore
(condotti d’aria o ventilatori) e quindi è richiesto un maggiore output dal sistema frigorifero
per deumidificare l’aria fresca. La richiesta di raffreddamento per la ricircolazione di aria è
comparabile con la capacità di raffreddamento del tetto radiante nel sistema 1 e 2: perciò la
capacità totale di raffreddamento è stimata pari a 50 kW.
4.1 Costi di investimento.
L’investimento richiesto dall’impianto dimostrativo 1 (vedi il sistema 1 in figura 14) è pari a
€89579 di cui €58900 sono per il sistema di ventilazione, come condotti, rotore ad
assorbimento e scambiatore di calore, pompe, ventilatori, filtri e altri dispositivi
convenzionali. Il costo di acquisto del sistema di scambiatore a sonda è di circa di €30678.
21
Figura 14 - Confronto dei costi di investimento per il sistema con essiccazione e convenzionale.
Se lo scambiatore a sonda è sostituito da un sistema frigorifero della stessa capacità, i costi di
investimento sono ridotti a €76900 (sistema 2).
Per un sistema convenzionale “solo aria” i costi di investimento dovuti alla ventilazione sono
assai maggiori a causa della maggiore taglia del sistema (€68000); poiché il costo per il
frigorifero elettrico è minore di quello per lo scambiatore a sonda, il costo totale di
investimento ammonta a €93800, diventando comparabile al costo dell’impianto dimostrativo.
Il progetto dell’impianto dimostrativo si dimostra allora economicamente conveniente rispetto
all’impianto convenzionale anche senza considerare i costi operativi.
In realtà
altre pubblicazioni [7] mostrano che i costi iniziali sono spesso maggiori per il sistema con
essiccatori rispetto agli impianti convenzionali. Oltre ai costi del rotore ad assorbimento e
dello scambiatore rotativo, occorre considerare gli investimenti richiesti per la caldaia a gas e
i raffreddatori evaporativi in parte compensati dal risparmio dovuto alla minore taglia dei
frigoriferi elettrici. Questi costi di investimento possono essere trascurati se è comunque
necessario predisporre un sistema per il condizionamento invernale. I costi per l’impianto di
cogenerazione così come quelli per il pavimento radiante, principalmente richiesti per il
riscaldamento invernale, non sono tenuti in conto in questo confronto, malgrado debbano
essere in ogni caso sostenuti.
4.2 Costi operativi.
I costi operativi consistono in costi per l’energia (gas o elettricità) e per la manutenzione.
22
Per quantificare i costi energetici si calcolano i consumi come precedentemente mostrato in
figura 8: i prezzi per il gas e l’elettricità sono stati stimati rispettivamente pari a 0.03876
€/kWh e 0.1673 €/kWh ad Amburgo, considerando tra i consumi energetici anche quelli dei
ventilatori. Si è trascurata, invece, la domanda di energia elettrica di pompe e sistemi di
controllo in quanto più o meno uguale nelle tre configurazioni considerate.
I costi dell’elettricità e del gas per il condizionamento estivo nel 2002 sono mostrati in figura
15, dove nei costi operativi totali sono inclusi i costi di manutenzione e la tassa di rimborso
per la cogenerazione di energia e calore.
Figura 15 - Confronto dei costi di esercizio per il sistema con essiccazione (sistema 1 e 2) e convenzionale
(sistema 3).
Come previsto, i costi totali di funzionamento per l’impianto dimostrativo sono i più bassi.
Per il funzionamento del condizionamento dell’aria, i costi del gas ammontano a €322, ma
€239 possono essere recuperati con l’elettricità prodotta (credito per la produzione di energia
elettrica usando impianti di cogenerazione). I costi totali, comprensivi della manutenzione e
delle tasse di rimborso per la cogenerazione, ammontano allora a €93.
Il sistema 2 assistito da essiccazione con sistema frigorifero a compressione ha costi operativi
significativamente più alti dell’impianto dimostrativo (€1318) a causa dei consumi elettrici
del frigorifero. Ciononostante il consumo energetico e, perciò le spese operative, sono più
basse se comparate con quelle del sistema convenzionale.
Per il sistema convenzionale 3 si richiedono €2274 per garantire il condizionamento. Oltre ad
un maggiore costo di manutenzione e una più forte richiesta di elettricità, l’impianto di
cogenerazione nel sistema convenzionale non può funzionare in modo adeguato a causa della
minore richiesta di calore. I due sistemi con essiccazione 1 e 2 si mostrano in ogni caso più
convenienti rispetto al sistema 3 “solo aria”.
23
Inoltre, anche se il payback period del sistema di scambiatori a sonda è intorno ai 12/13 anni,
occorre tenere conto della maggiore durata degli scambiatori a sonda (100 anni) rispetto al
sistema frigorifero convenzionale a compressione (15 anni).
Bisogna infine prevedere eventuali ulteriori sovrapprezzi per la richiesta di picchi di energia
elettrica durante il periodo estivo: in questo caso l’uso di sistemi con essiccatori risulta ancora
più conveniente rispetto ai sistemi convenzionali in cui i frigoriferi sono alimentati
elettricamente.
Anche Mazzei et al. [7] hanno palesato i vantaggi di un sistema di condizionamento dell’aria
che utilizza un processo di deumidificazione di tipo chimico tra i quali alta efficienza
energetica e basso impatto ambientale in relazione alla minore richiesta energetica e al più
basso utilizzo di fluidi frigoriferi inquinanti.
Nella tabella di seguito si riporta uno schema riassuntivo che evidenzia i costi di investimento
e operativi dei tre sistemi analizzati.
Costi sistema ventilazione
Costi sistema di raffreddamento
Costi investimento totale
Costi del gas
Costi elettrici
Costi operativi totali
Sistema 1
Sistema 2
Sistema 3
€58900
€30678
€89579
€322
-€239
€93
€58900
€18000
€76900
€322
€625
€1318
€68000
€25800
€93800
€149
€1622
€2274
Tabella 3 - Sintesi dei costi di investimento ed operativi peri tre impianti analizzati.
Come evidenziato già precedentemente, l’impianto dimostrativo mostra forti vantaggi e
riconferma come la credenza comune che ridurre i costi operativi implichi inevitabilmente
aumentare i costi di investimento non sia corretta.
Bensì ponendosi dei pratical performance target, cioè obiettivi raggiungibili in relazione al
problema termodinamico, è possibile un’ottimizzazione energetica che garantisca buone
prestazioni energetiche, risparmio economico e, possibilmente, riduzione dell’impatto
ambientale.
24
5 Alcune considerazioni conclusive.
In questo lavoro, è stato analizzato un impianto dimostrativo proposto da Casas & Schmitz
[15] per il condizionamento dell’aria con tecnologia combinata ad essiccazione, con
scambiatori a sonda, pavimento radiante e un piccolo impianto di cogenerazione.
I risultati mostrano un forte risparmio energetico rispetto ai sistemi convenzionali elettrici.
Distinguendo la domanda energetica in elettrica e termica, si palesa la possibilità di utilizzare
il calore di scarto (per esempio di un impianto di cogenerazione) per il processo di
condizionamento dell’aria in estate.
Considerando la domanda energetica per il condizionamento dell’aria attraverso il sistema
innovativo confrontata con i consumi di una generica unità convenzionale di trattamento aria
risulta che:
•
la richiesta di riscaldamento cresce del 100%;
•
la richiesta di raffreddamento decresce del 70%;
•
il consumo di energia diminuisce del 70% o del 30% a seconda che si utilizzino o
meno sistemi frigoriferi alimentati elettricamente.
Il layout dell’impianto dimostrativo mostra il minimo impatto sui consumi annuali di energia
primaria, incremento del 4% nel consumo annuale a fronte di un aumento del 22 al 37% del
sistema convenzionale.
L’analisi economica effettuata sottolinea considerevoli vantaggi dell’impianto dimostrativo
rispetto al convenzionale in relazione ai costi di investimento e operativi. Utilizzando il
pavimento radiante per il condizionamento, i costi di investimento per l’impianto dimostrativo
possono essere significativamente ridotti, malgrado il prezzo dello scambiatore a sonda sia più
alto dei sistemi frigoriferi a compressione. In questo modo i costi del sistema ibrido diventano
prossimi a quelli dell’impianto convenzionale “solo aria”.
D’altra parte l’uso del pavimento radiante non ha alcun effetto sul comfort degli occupanti in
quanto la distribuzione di temperatura lungo l’altezza rientra nel limiti di comfort.
Occorre comunque evidenziare l’inefficienza, durante giornate estremamente calde, nel
garantire condizioni di benessere ad alcuni ambienti con un più alto carico sensibile a causa
25
del limite imposto alla capacità di raffreddamento dalla temperatura di alimentazione dagli
scambiatori a sonda.
L’analisi del sistema proposto dai due autori Casas & Schmitz [15] palesa che
l’ottimizzazione termodinamica di un processo può rappresentare anche uno strumento di
riduzione dei costi associati. Un’opportuna valutazione del sistema, delle richieste energetiche
(load), dei vincoli economici e tecnologici (economic and technical constrains) può garantire
ottime performance al sistema pur con minimi dispendi economici.
In altri termini, “Thermodynamics can save the cost”.
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Bibliografia
[1] T.S. Kang, I.L. Maclaine-cross, High performance, solid desiccant, open cooling cycles,
Transactions of the ASME: Journal of Solar Energy Engineering 111 (1989) 176–183.
[2] I.L. Maclaine-cross, M. Airah, Hybrid desiccant cooling in Australia, Australian
Refrigeration, Air Conditioning and Heating 41 (5) (1987) 16–25.
[3] P.R. Burns, J.W. Mitchell, W.A. Beckman, Hybrid desiccant cooling systems in
supermarket applications, ASHRAE Transactions, Part-1B 91 (1985) 457–468.
[4] P.L. Dhar, S.K. Singh, Studies on solid desiccant based hybrid airconditioning systems,
Applied Thermal Engineering 21 (2001) 119–134.
[5] J.L. Niu, L.Z. Zhang, H.G. Zuo, Energy savings potential of chilled ceiling combined with
desiccant cooling in hot and humid climates, Energy and Buildings 34 (2002) 487–495.
[6] B.W. Olesen, Possibilities and limitations of radiant floor cooling, ASHRAE Transactions
103 (1) (1997) 42–48.
[7] P. Mazzei, D. Minichiello, D. Palma, Desiccant HVAC systems for commercial buildings,
Applied Thermal Engineering 22 (2002) 545–560.
[8] G. Schmitz, W. Casas, Experiences with a small gas engine driven desiccant HVAC
system, in: Proceedings of the 2001 International Gas Research Conference, Amsterdam,
Netherlands, November 5–8, 2001.
[9] S.P. Kavanaugh, K. Rafferty, Ground-Source Heat Pumps—Design of Geothermal
Systems for Commercial and Institutional Buildings, ASHRAE, Atlanta, 1997.
[10] VDI 4640 Blatt 2, Thermal use of the underground. Ground source heat pump systems,
October 2003.
[11] DIN V 4701-10 (Pre-standard), Energy efficiency of heating and ventilation systems in
buildings. Part 10. Heating, domestic hot water supply, ventilation, August 2003.
[12] ISO7730, Ergonomics of the thermal environment, Analytical determination and
interpretation of thermal comfort using calculation of the PMV and PPD indices and local
thermal comfort (ISO/DIS 7730:2003), October 2003.
[13] German Energy Saving Ordinance, Verordnung u¨ber energiesparendenWa¨rmeschutz
und energiesparende Anlagentechnik bei Geba¨uden (Energieeinsparverordnung - EnEV),
November 2001.
[14] W.A. Austin, C. Yavuzturk, J.D. Spitler, Development of an in-situ system and analysis
procedure for measuring ground thermal properties, ASHRAE Transactions: Research 106 (1)
(2000) 365–379.
[15] W. Casas, G. Schmitz, “Experiences with a gas driven, desiccant assisted air
conditioning system with geothermal energy for an office building”, Energy and Buildings 37,
(2005) 493–501.
Sono stati inoltre visitati i seguenti siti internet:
www.geothermal-energy.ch;
www.docrenewableenergy.info;
www.veroca.it/MCT/rotori_descrizione.asp;
27
www.ambthair.com;
http://www.tt.tu-harburg.de/lehre/klima/Sorptionsgestuetzte-Klimaanlagen.pdf.
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