Impianti idronici con portata d`acqua variabile al circuito primario

ESPERIENZA DELLE AZIENDE
Impianti idronici con
portata d’acqua variabile
al circuito primario:
valutazioni energetiche
N
ELLE VALUTAZIONI DELLE EFFICIENZE DEGLI IMPIAN-
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 tengono in considerazione le potenze assorbite dalle pompe dell’acqua che sono indispensabili e
incidono sensibilmente nei consumi di energia
negli impianti di condizionamento. Grazie all’utilizzo di inverter sulle pompe dell’acqua è possibile 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 presentazione Aicarr dell’ottobre 2006 [1], abbiamo ritenuto opportuno mettere a punto dei sistemi
di regolazione integrati con i refrigeratori d’acqua per consentire l’utilizzo dei nostri chiller in
impianti a portata variabile.
TI IDRONICI
54
#17
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
Analisi energetica di tre tipologie di impianto
idronico mediante l’utilizzo di indici di valutazione
energetica derivati dagli indici Eseer
I tre diversi impianti che analizziamo sono:
2.1. Impianto con portata fissa al primario e portata fissa al secondario
2.2.Impianto con portata fissa al primario e portata variabile al secondario
2.2.Impianto con portata variabile al primario con secondario in serie, VPF (Variable
Primary Flow)
Impianto con portata fissa al primario e portata fissa al secondario
In Figura 1 è riportato uno schema semplificato di un impianto composto da:
ESPERIENZA DELLE AZIENDE
t VOSFGSJHFSBUPSFEBDRVBDPOEFOTBUPBEBSJBNPEFMMP'0$4$"#EBL8
nominali
t VOBQPNQBBQPSUBUBGJTTBTVMDJSDVJUPQSJNBSJPQJáVOBTFDPOEBEJSJTFSWB
t EVFSFUJEJDJSDVJUB[JPOFJESBVMJDBJEFOUJDIFTVMDJSDVJUPTFDPOEBSJPDJBTDVOBSBQQSFsentata 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)
t VOSBNPDPOGVO[JPOFEJEJTBDDPQQJBUPSFDIJBNBUPBODIFEJTHJVOUPSF
In Tabella I riportiamo i dati di efficienza EER
a carico totale e parziale nelle condizioni di riferimento per il calcolo dell’indice ESEER e il valore
di ESSER del refrigeratore preso in esame. Il refrigeratore sarà sempre lo stesso in tutti e tre gli impianti che stiamo analizzando, così come le potenze in gioco.
Per EER s’intende il risultato numerico del
rapporto tra potenza frigorifera e potenza assorbita dal refrigeratore (compressori e ventilatori).
L’indice ESEER [2] è dato dal risultato matematico della media pesata dei valori di EER nelle
condizioni dai carico 100%, 75%. 50%, 25%, con
dei pesi attribuiti in ambito europeo che tengono 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.
Figura 1 – Impianto con portata fissa al
primario e portata fissa al secondario
Potenza frigorifera
Potenza assorbita dal refrigeratore
+
Potenza assorbita dalle pompe dei circuiti
EER + P =
Tabella I – Efficienza energetica del chiller
FOCS-CA/B 3602 in condizioni operative ESEER
% Carico
UNITÀ
u.m. 100% 75%
50%
25%
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
Primario
a portata
fissa
% Carico
u.m. 100% 75%
50%
25%
Portata costante
[m3/h]
146
146
Tipo pompa
146
146
FHE80-160/110
Prevalenza pompa
[kPa]
Prevalenza utile chiller
[kPa]
117
Potenza pompa
[kW]
12,1
12,1
12,1
12,1
Portata costante pompa 1 e 2 [m3/h] 73,0
73,0
73,0
73,0
Tipo pompe
FHE65-125/40
Secondario
portata
Prevalenza pompe
fissa
Potenza pompa 1 e 2
210
[kPa]
141
[kW]
4,47
4,47
4,47
4,47
[kW]
8,94
8,94
8,94
8,94
EER+P
-
2,90
3,41
3,50
3,15
ESEER+P
-
Potenza tot. pompe secondario
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 portata fissa al primario ed inseriamo delle pompe a
portata variabile nei due rami del circuito secondario. 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 consentendo una diminuzione di portata d’acqua nel
circuito secondario. Nelle valutazioni energetiche seguenti si è assunto di mantenere sempre
3,37
#17
55
ESPERIENZA DELLE AZIENDE
VOƅQNJOJNPBMMVUFO[BEJL1BFVOBQPSUBUBNJOJNBQBSJ
alla 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 precedenti dove eliminiamo le pompe del secondario ed affidiamo tutta la circolazione alle pompe a portata variabile del
primario ponendovi il secondario in serie; tale impianto viene comunemente chiamato in America e da ASHRAE “VPF”,
acronimo di “Variable Primary Flow”.
Nel ramo che nel circuito precedente faceva da disaccoppiatore 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 precedenti, i dati più significativi ai fini energetici relativi a questa
soluzione impiantistica.
Dalle analisi condotte emerge che l’impianto VPF permette un incremento dell’indice ESEER+P rispettivamente
QBSJBMSJTQFUUPBEJNQJBOUPDPOQPSUBUBGJTTBBMQSJNBrio 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 funzionamento sia ripartita nelle stesse percentuali di peso del carico e per le stesse temperature dell’aria ambiente considerate nella formula ESEER ed ESEER+P, si può risalire al consumo
FMFUUSJDPL8I
JO/PSFEJGVO[JPOBNFOUPEFMDIJMMFSDPOVOB
semplice formula, utilizzando il valore di ESEER+P, la potenza
frigorifera nominale (Q100%) ed il numero d’ore totali di funzionamento (N).
L8IJO/PSFEJGSFEEPFTUSBUUP
= 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
DPNFSBQQPSUPL8GSJHPSJGFSJ
L8FMFUUSJDJBTTPSCJUJEBMDIJMler più le potenze assorbite dalle pompe installate nel circuJUP
PWWFSPTJBDPNFL8IGSJHPSJGFSJL8IFMFUUSJDJBTTPSCJUJ
totali.
1FSPUUFOFSFJL8IFMFUUSJDJBTTPSCJUJJO/PSFCBTUBRVJOEJ
EJWJEFSFJL8IJO/PSFEJGSFEEPFTUSBUUPQFS&4&&31
L8IJO/PSFEJGSFEEPFTUSBUUP
L8IFMFUUSJDJJO/PSF
=
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,
BWSFNNPJOUPUBMF/͆͆PSFBOOP*DPOTVNJ
FDPTUJBOOVBMJBTTVNFOEPVOQSF[[PEJûL8I
EFJUSF
56
#17
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
Primario
a portata
fissa
% Carico
u.m. 100% 75%
50%
25%
Portata costante
[m3/h]
146
146
Tipo pompa
146
146
FHE80-160/110
Prevalenza pompa
[kPa]
210
Prevalenza utile chiller
[kPa]
117
Potenza pompa
[kW]
12,1
12,1
12,1
12,1
Portata costante pompa 1 e 2 [m3/h] 73,0
36,5
36,5
36,5
Tipo pompe
Secondario
portata
Prevalenza pompe
fissa
Potenza pompa 1 e 2
Potenza tot. pompe secondario
FHE65-125/40
[kPa]
141
[kW]
4,66
1,24
1,24
1,24
[kW]
9,32
2,48
2,48
2,48
EER+P
-
2,89
3,53
3,70
3,48
ESEER+P
-
3,57
ESEER+P rispetto 2.1
-
5,9%
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 = 3,37
L8IBOOP͆͆żûBOOP͆ż34300
Impianto 2.2 con portata fissa al primario e variabile al secondario:
ESEER + P = 3,57
L8IBOOP͆͆ż ûBOOP͆ż32300
Impianto 2.3 con portata variabile VPF:
ESEER + P = 4,01
L8IBOOP͆͆ż ûBOOP͆ż28800
I risparmi nei consumi annuali ottenibili da un impianto VPF sono evidenti.
Cenni relativi alle regolazioni adottate
Tabella IV – Impianto VPF con portata
variabile al primario e secondario in serie
% Carico
u.m. 100% 75%
50%
25%
Primario variabile
[m3/h]
73,0
73,0
Tipo pompa
Primario
variabile
146
73,0
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
-
4,01
ESEER+P rispetto 2.1
-
18,9%
ESEER+P rispetto 2.2
-
12,3%
Carico 2
Bypass
Pompa
primaria a
portata
variabile
Carico 1
Refrigeratore
Evaporatore
Figura 4 – Impianto con un unico
circuito a portata variabile VPF
P impianto
ESPERIENZA DELLE AZIENDE
Figura 3 – Impianto con un unico
circuito a portata variabile VPF
In Figura 4 è riportato uno schema di principio dell’impianto con un unico circuito a portata variabile VPF; la pompa del refrigeratore è utilizzata per far circolare l’acqua attraverso l’intero impianto.
Il refrigeratore d’acqua deve essere progettato per:
tHBSBOUJSFFGGJDJFO[BPUUJNBMFBODIFDPOQPSUBUBBMMFWBQPratore ridotta;
t SFHPMBSFDPOQSFDJTJPOFMBUFNQFSBUVSBEFMMBDRVBJOVTDJta variando contemporaneamente la portata d’acqua attraverso l’impianto.
Si tratta di refrigeratori d’acqua con condensazione ad
acqua o ad aria, evaporatore idoneo a fascio tubiero e compressori frigoriferi a vite. La regolazione della potenza frigorifera dei compressori è a modulazione continua in funzione 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 passare meno acqua con conseguente aumento della perdita
di carico attraverso batteria e valvola. Al diminuire del carico 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 viene misurata e mantenuta costante la caduta di pressione
(∆p) in un punto significativo dell’impianto in modo da garantire sempre il flusso d’acqua adeguato nel percorso più
critico o significativo dell’impianto. Nel controllore elettronico installato a bordo macchina sono state inserite molte
logiche di controllo. La velocità di variazione della portata
d’acqua, tipicamente espressa come variazione percentuale 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 variabili tra il 2% e 6% rispetto alla portata nominale, che portano nel caso peggiore a richiedere meno di 30 minuti per
ridurre la portata dal massimo al minimo. La pompa installata a bordo macchina è controllata da un convertitore di
frequenza o “inverter” che, variando la frequenza di alimentazione del motore della pompa, varia la velocità di rotazione e quindi la portata.
Per evitare pendolazioni dovute alle interferenze fra regolatori, sono stati inseriti sofisticati algoritmi software che
consentono al controllore di “pesare” il contributo dei singoli 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
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 garantiscano 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 inefficienti strozzature che comportano elevati sprechi di energia per il pompaggio. La
possibilità di fissare la frequenza massima, può consentire inoltre, anche ad impianto realizzato, di portare agevolmente il ∆T attraverso il chiller al 100% di carico anche a valori superiori a 5°C, con ulteriori risparmi nei consumi.
Queste soluzioni impiantistiche permettono considerevoli risparmi d’installazione 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.
#17
57
ESPERIENZA DELLE AZIENDE
pilota tramite continui monitoraggi delle condizioni operative.
Le variazioni di portata calcolate dal controllore della macchina sono inviate al convertitore
di frequenza con tempistiche che variano dinamicamente in funzione della richiesta di carico
dell’impianto e tengono conto del volume d’acqua dell’impianto e della potenzialità del refrigeratore d’acqua. Per assicurare che in tutte le condizioni di lavoro dell’impianto la portata d’acqua
del refrigeratore d’acqua non scenda sotto la soglia 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 relazione con altri esempi d’impianti con più refrigeratori d’acqua installati; anche per queste installazioni abbiamo sviluppato dei software per
il controllo a portata variabile VPF che gestiscono gli inserimenti e le disinserzioni dei refrigeratori in modo da garantire comunque, con particolari accorgimenti, un buon controllo della
temperatura dell’acqua inviata all’impianto.
Nel passaggio di ritorno, quando parte del
liquido è diventato gas, dando un maggior numero 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 funzionamento al 100% del carico frigorifero con acqua entrante nell’evaporatore a 12°C ed uscente 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, essendo incomprimibile, provocherebbe pericolose sollecitazioni ai compressori. Questa parte dei
tubi scambiatori comporta poco scambio termico rispetto a quello di natura latente dovuto
58
#17
Evaporatore
SIMMETRICO
Evaporatore
ASIMMETRICO
Figura 5 – Differenza
tra evaporatore avente
distribuzione dei tubi di tipo
simmetrica e asimmetrica
IN ACQUA
OUT ACQUA
OUT GAS
IN liquido
12 °C
Comportamento degli evaporatori
con portate d’acqua ridotte
Non tutti gli evaporatori si prestano a venire
impiegati in impianti a portata d’acqua variabile che li attraversano perché, al diminuire delle
portate d’acqua, non deve diminuire l’efficienza
globale di scambio termico, altrimenti si avrebbe il risultato di vedere diminuire la temperatura
di evaporazione con conseguente abbassamento 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 mantenere pressoché inalterata la temperatura di evaporazione a parità di temperatura dell’acqua in
uscita dall’evaporatore ed a diversi regimi di portata 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 superiore nella parte alta di ritorno refrigerante verso
la stessa estremità d’ingresso (Figura 5). In questo modo si sfrutta l’alta densità del refrigerante 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.
al cambiamento di stato da liquido a gas nella parte prevalente
dell’evaporatore.
Nella Figura 7 riportiamo l’andamento delle temperature nello stesso evaporatore con portata
12
11
10
9
8
7
°C
6
5
4
3
2
1
0
Carico frigorifero 100%
7 °C
Surriscaldamento 5°C
Area impiegata
per surriscaldare
LUNGHEZZA EVAPORATORE
PORTATA ACQUA FISSA
12 – 7 °C
EVAPORAZIONE
SURRISCALDAMENTO
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
12
11
10
9
8
7
°C
6
5
4
3
2
1
0
Carico frigorifero 50%
9.5 °C
7 °C
Surriscaldamento 5°C
4°C
Area impiegata per surriscaldare
LUNGHEZZA EVAPORATORE
PORTATA ACQUA FISSA
EVAPORAZIONE
9.5 – 7 °C
SURRISCALDAMENTO
12 °C
Carico frigorifero 50%
7 °C
Surriscaldamento 5°C
Area impiegata
per surriscaldare
LUNGHEZZA EVAPORATORE
PORTATA ACQUA 50%
12 – 7 °C
EVAPORAZIONE
SURRISCALDAMENTO
Figura 8 – Andamento temperature acqua e R134a per
impianto al 50% del carico e portata variabile = 50%
Figura 9 – Andamento della portata al variare della potenza frigorifera
FUNZIONAMENTO BATTERIA
100%
Portata
75%
50%
25%
0%
0%
25%
50%
75%
100%
Potenza Frigorifera
LINEARE
FAN COIL
Figura 10 – Andamento della potenza e
della prevalenza a diverse frequenze
160%
160%
140%
140%
Prevalenza H
120%
120%
50 Hz
100%
100%
80%
80%
60%
60%
40%
40%
30 Hz
20%
20%
0%
0%
20%
Potenza assorbita Pa
Curve POMPA
40%
60%
80%
0%
100%
Portata acqua
H 50Hz
H 30Hz
Pa 50Hz
Pa 30Hz
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 acRVBFOUSBOUFB¡$FEVTDFOUFB¡$-BUFNQFratura di evaporazione si mantiene pari a quella
del 100% di carico, con una zona dedicata al surriscaldamento del gas notevolmente estesa in
quanto, per assicurare lo stesso surriscaldamento di 5°C, essendo la temperatura dell’acqua enUSBOUFB¡$JMƅ5ML nella fase dedicata al surriscaldamento si abbassa e, per avere sempre un
pari surriscaldamento del gas, è necessaria una
maggior superficie di scambio dedicata alla fase
di surriscaldamento, che toglie superficie a quella parte di evaporatore più efficace nel trasmettere calore al liquido evaporante (calore latente).
QSURR = K · S · ∆TMLsurr
In modo intuitivo è evidente che con acqua
FOUSBOUFB¡$BO[JDIÏ¡$ÒQJáEJGGJDJMFBWFSF
un gas che si surriscalda.
/FMMB 'JHVSB WJFOF SJQPSUBUP MBOEBNFOto 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 invariato a 5°C e quindi con acqua entrante sempre
a 12°C.
Facciamo notare la riduzione di superficie
dedicata allo scambio termico per il surriscaldamento del gas grazie al maggior ∆TML del caso
precedente. La superficie dedicata quindi alla
pura evaporazione del refrigerante è superiore 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 precedente; il coefficiente di scambio totale K diminuisce in seguito alla diminuzione del coefficiente 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.
ESPERIENZA DELLE AZIENDE
12
11
10
9
8
7
°C
6
5
4
3
2
1
0
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, centrali di trattamento aria ecc. verrebbe da pensare
che passando dal carico termico del 100% a condizioni di lavoro a carico parziale, la diminuzione
di portata d’acqua da quella nominale al 100% a
quella corrispondente ad una certa percentuale di carico parziale diminuisca della stessa percentuale. Questo non avviene per motivi termodinamici (essenzialmente dovuto al variare del
#17
59
ESPERIENZA DELLE AZIENDE
coefficiente di scambio termico interno alla batteria 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’andamento della portata d’acqua al variare del calore scambiato a parità di temperature d’ingresso
di acqua e di aria, otterrebbe andamenti simili a
RVFMMJEJ'JHVSB/PJMBCCJBNPGBUUPDPOEJWFSTJ
programmi di calcolo sia di macchine di condizionamento, sia di solo calcolo di batterie alettate di fornitori qualificati ed il risultato medio che
BCCJBNPPUUFOVUPÒRVFMMPEJ'JHVSBEPWFFWJdenziamo 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 meccanica per una pompa, estraiamo le seguenti relazioni in funzione della velocità di rotazione della pompa n:
Portata = f (n) Prevalenza = f (n2) Potenza = f (n3)
Importante notare la variazione della potenza assorbita da una pompa con la variazione al
cubo del numero di giri della pompa. In Figura
10 riportiamo delle curve portata-prevalenza e
portata-potenza assorbita per la pompa utilizzata 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%.
CONCLUSIONI
L’utilizzo di impianti a portata variabile nel circuito primario VPF può dare, in molte applicazioni, un valido contributo al contenimento dei consumi energetici con evidenti benefici all’utente
finale. Purtroppo ci vorrà del tempo per sensibilizzare il nostro settore sull’importanza della riduzione 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 definizione dell’indice ESEER. Riferendosi ad altre
distribuzioni di carico, altre temperature aria
esterna, con distribuzione per frequenza oraria
di temperature esterne, è possibile condurre
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.
1 Francesco Fadiga, Responsabile
VGGJDJP UFDOJDP #FMMVOP o
$MJNBWFOFUB 4Q" #BTTBOP EFM
Grappa (Vi)
2 Michele Pontarollo, Direzione
&MFUUSPOJDB FE "VUPNB[JPOF o
$MJNBWFOFUB 4Q" #BTTBOP EFM
Grappa (Vi)
3 Giancarlo Sormani, Direzione
5FDOJDB o $MJNBWFOFUB 4Q"
#BTTBOPEFM(SBQQB7J
BIBLIOGRAFIA
[1] Boeche A., Cavallini A., Zecchin R.,
2006. I contenuti progettuali in relazione alla vita del sistema edificio impianto – convegno Aicarr Bologna 26
ottobre 2006.
[2] Sormani G., 2006. Prove e prestazioni
a carichi parziali dei chiller: certificazione Eurovent ed analisi energetiche
– 45° Aicarr International Conference
2006, Milano 1-2 marzo 2006.