volume secondo - Dipartimento di Ingegneria Industriale

i
UNIVERSITÀ DI CATANIA
FACOLTÀ DI INGEGNERIA
IMPIANTI TERMOTECNICI
VOLUME SECONDO
COMPONENTI PER IMPIANTI DI RISCALDAMENTO
COMPONENTI PER IMPIANTI DI CONDIZIONAMENTO
COMPRESSORI FRIGORIFERI
DISTRIBUZIONE DELL’ARIA
COMPONENTI PER IMPIANTI FRIGORIFERI
DICHIARAZIONE ISPESL PER RISCALDAMENTO
IMPIANTI SOLARI TERMICI E FOTOVOLTAICI
IMPIANTI SOLARI TERMODINAMICI -IMPIANTI EOLICI
CENNI SULLA REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI
PROF. ING. GIULIANO CAMMARATA
DIPARTIMENTO DI INGEGNERIA INDUSTRIALE E MECCANICA
SEZIONE DI ENERGETICA INDUSTRIALE ED AMBIENTALE
UNIVERSITÀ DI CATANIA
AGGIORNAMENTO DEL 18/12/2010

ii
FILE: IMPIANTI TERMOTECNICI - VOLUME 2 EDIZIONE 10-11.DOC
AUTORE: GIULIANO CAMMARATA
DATA: 18 DICEMBRE 2010
www.gcammarata.net
gcamma@diim.unict.it
cammaratagiuliano@tin.it
L’utilizzo personale e la riproduzione a scopi didattici di quest’opera sono liberi da parte degli
Allievi purché non siano cancellati i riferimenti all’Autore sopra indicati.
Non sono consentiti usi commerciali di alcun genere senza il consenso dell’Autore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
1
PREMESSE
Questo volume tratta i componenti di impianto cioè quelle apparecchiature che compongono
di fatto un impianto termico e che, pertanto, realizzano l’idea progettuale (carichi termici, potenzialità
nominali, carichi finali dei terminali, …..) espressa nel 1° Volume di questo Corso di Impianti Termotecnici.
E’ proprio la selezione dei componenti di impianto che costituisce la fase realizzativa (o meglio
esecutiva) degli impianti termotecnici poiché sono i questi componenti che consentono di ottenere tutte
le azioni impiantistiche ipotizzate in sede teorica.
Quando ad esempio, facendo i calcoli dei carichi termici di picco (vedi L. 10/91), perveniamo al
carico totale di picco di un edificio e ai carichi dei singoli ambienti ipotizziamo che ci sia un generatore
termico che dovrà fornire l’energia corrispondente al primo e dei terminali che cedono agli ambienti i
secondi.
Vedremo nel prosieguo che questi componenti, fra i più comuni e noti, non sono ideali e non
sono unici ma sono fortemente legati alla tipologia costruttiva e al Costruttore. In definitiva questi
componenti, come pure tutti gli altri che incontreremo nel prosieguo, sono presenti sul mercato e
presentano caratteristiche variabili in funzione del Costruttore e della tipologia costruttiva (ad esempio
caldaia a metano o caldaie a gasolio o generatori elettrici, ….).
Consegue da quanto appena accennato che non è possibile parlare di generatori di calore senza
fare riferimento a tipologie reali e commerciali presenti sul mercato. Del resto in questa sede non
progettiamo i generatori di calore ma li utilizziamo nell’ambito degli impianti che andiamo a
progettare e pertanto è più corretto dire che li selezioniamo da cataloghi commerciali reali.
Un impianto termotecnico è dato dall’insieme di uno o più dispositivi finalizzati alla
climatizzazione dell’edifico e/o di soli ambienti. Pertanto nel corso della trattazione dei vari argomenti
nel presente volume si farà largo uso di dati costruttivi reali (dati di targa) prelevati da cataloghi
commerciali oggi, per altro, facilmente reperibili anche in Internet o direttamente dai vari Concessionari
o Rappresentanti locali delle varie Case Costruttrici.
Si invita caldamente gli Allievi a reperire quanti più cataloghi possibili, sia per tipologia di
componenti che per Costruttori: questi risulteranno utili per le esercitazioni progettuali che saranno
svolte durante il Corso.
Si intuisce subito che la fase di selezione dei componenti è particolarmente delicata perché,
diversamente dall’applicazioni di relazioni analitiche immutabili nel tempo, questa dipende
dall’evoluzione del mercato e della tecnologia.
Oggi abbiamo componenti di impianto diversi da quelli disponibili già un paio di anni or sono e
questi saranno certamente obsoleti in breve tempo. E’ quindi importante che l’Allievo di oggi, futuro
Progettista di domani, entri nell’idea di inseguire costantemente le innovazioni del mercato, cioè di
tenersi sempre aggiornato.
Tale aggiornamento dipende anche dall’evoluzione della Normativa vigente sia sugli aspetti
progettuali (che abbiamo sopra chiamati teorici) che su quelli applicativi (quale la selezione dei componenti).
Fra l’altro va subito detto che in questi ultimi anni (diciamo negli ultimi due lustri) si sta assistendo ad
una impressionante emissione di leggi, decreti e normative (sia nazionali che europee) che incidono
sensibilmente in entrambi le fasi progettuali: progetto ed esecuzione del progetto.
I componenti di impianto debbono oggi essere certificati e quindi rispondere a specifiche norme
costruttive che ne garantiscono sia la funzionalità che la qualità.
E’ allora opportuno che gli Allievi comincino a richiedere i Certificati di Qualità e/o di
Conformità delle apparecchiature selezionate, controllandone la rispondenza e il contenuto.
Quest’attività risulterà certamente chiara nell’esecuzione del Progetto Studio che verrà svolto
nell’ambito del Corso.
Questo progetto dovrà essere il più esecutivo possibile e quindi dovrà fare riferimenti a
componenti reali attualmente presenti in commercio.
Mi rendo conto che predisporre un progetto esecutivo richieda molto tempo e dedizione da parte
degli Allievi ma ritengo questo impegno necessario per la piena comprensione del presente Corso.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
2
Da parte mia porrò un impegno altrettanto importante nel seguire passo passo tutte le fasi
progettuali, fornendo consigli pratici, suggerimenti realizzativi e quant’altro sia necessario per
completare il progetto. La progettazione esecutiva pone inevitabilmente vari problemi di scelte
progettuali, di soluzioni impiantistiche, di selezione di componenti, …..
Gli Allievi lavoreranno su progetti concreti e di adeguate dimensioni, cioè tali da fare emergere
difficoltà di vario genere: in primo luogo si evidenzieranno i classici problemi di interfaccia con i
Progettisti Edili (Architetti e varie altre figure professionali), poi si evidenzieranno i consueti problemi di spazi
tecnici mancanti (gli impianti non sono mai nella mente dei Progettisti edili), di centrali termiche inesistenti, di
canali d’aria che si sa dove farli passare, di cavedi sempre assenti, ….
In fondo si tratta di una bella esperienza professionale!
Buon lavoro Ragazzi.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
3
1 COMPONENTI PRINCIPALI DI IMPIANTO
Gli impianti di climatizzazione possono essere di tipo diverso a seconda della destinazione d’uso
degli edifici, del fluido termovettore utilizzato, dal costo e quindi dalla qualità che si desidera avere.
Ogni impianto di riscaldamento o di raffrescamento è composto di tre sezioni fondamentali (qui
si trascura la sezione di controllo che sarà affrontata in un capitolo successivo.:
Sezione di produzione dell’energia Sezione di trasporto dell’energia Sezione di scambio
Ciascuna di esse ha caratteristiche costruttive e progettuali proprie. In ogni caso è da tenere
presente che l’obiettivo finale di riscaldare o raffrescare gli ambienti si raggiunge solamente se tutte e tre
la sezioni sono congruenti e correttamente progettate. Non basta, ad esempio, produrre in caldaia
l’energia necessaria per il riscaldamento ma occorre anche trasportare tutta l’energia prodotta a
destinazione e fare in modo che i terminali, ad esempio i radiatori, la cedano agli ambienti.
Se si sottodimensiona una di queste sezioni tutto l’impianto funzionerà male o non funzionerà
affatto. E non si deve pensare che il sovradimensionare le sezioni sia un bene, in genere si ottiene un
decadimento della funzionalità complessiva soprattutto se il punto di lavoro effettivo è molto al di sotto
delle singole potenzialità. Avviene, infatti, che il rendimento dei componenti (pompe, regolazione, generatori,
terminali,...) non sia ottimale per tutto un grande intervallo bensì in un range ristretto 1 e pertanto il
sovradimensionamento porta spesso al malfunzionamento dell’impianto nella sua globalità.
In linea di massima possiamo qui classificare gli impianti secondo tre caratteristiche:
1. Tipo di generatore di calore utilizzato: a gasolio, a gas, elettrico;
2. Tipo di fluidi termovettore utilizzato: ad acqua, ad aria, misto.
3. Tipo di terminali utilizzati: radiatori, termoconvettori, pannelli radianti.
Seguiranno alcune brevi note descrittive, soprattutto di tipo qualitativo visto che dobbiamo solo
selezionare i componenti, sulle tipologie impiantistiche, sulle problematiche d’uso, di gestione e di
installazione. I criteri progettuali saranno ora brevemente discussi.
1.1 GENERATORI TERMICI
In base alla precedente classificazione la scelta del tipo di generatore è fondamentale per
l’impianto di riscaldamento sia perché sono questi dispositivi a fornire energia agli impianti di
riscaldamento sia perché il loro funzionamento (e in particolare il loro rendimento) è oggi fortemente
regolato dalla L. 10/91 e dai suoi regolamenti di attuazione DPR 412/94 e DPR 551/99 sia perché oggi
siamo in condizioni di costruire caldaie con caratteristiche tecnologiche impensabili già venti anni fa.
Possiamo classificare le moderne caldaie in funzione del loro funzionamento:
caldaie a modulazione di fiamma
caldaia a temperatura scorrevole
caldaia a condensazione
1 Ad esempio per una pompa il punto di lavoro dipende, come si osserva nel volume 3° per il dimensionamento delle
reti tecnologiche, dalla portata di fluido e dalle perdite totali agli attacchi della stessa ed è dato dall’intersezione della curva
caratteristica della pompa con la curva delle perdite totali, entrambe di tipo quadratico ma a concavità. Se la rete di
distribuzione è sovradimensionata si hanno minori perdite e ciò provoca lo spostamento del punto di lavoro verso il basso
della curva caratteristica della pompa e quindi in una zona dove il rendimento della stessa scende al di sotto dei valori usuali
( >0.8)). Lo stesso accade se si sceglie una pompa di circolazione molto più potente rispetto alle necessità della rete di
distribuzione: la curva caratteristica della pompa si innalza mentre la parabola dei carichi resta bassa e il punto di lavoro risulta
basso, ancora con rendimento inferiore a 0.8. Ragionamento simile a quello fatte per le pompe si può fare per i generatori di
calore: scegliere una caldaia molto più potente di quella necessaria significa avere regimi di funzionamento ridotti con
alternanze frequenti di accensione e spegnimento del bruciatore. Il rendimento di combustione comunque scende al di sotto
di quello nominale (cioè corrispondenza alla piena potenzialità della caldaia) con grave pregiudizio per il funzionamento globale
dell’impianto. A questo proposito si osserva che la L. 10/91 prescrive anche un rendimento limite delle caldaie per il
funzionamento a potenza ridotta. I terminali (ad esempio i radiatori) sono progettati per funzionare al meglio nelle condizioni
nominali di progetto per cui sovradimensionare i radiatori porta ad avere una minore temperatura superficiale degli stessi e
quindi una resa termica inferiore a quella nominale.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
4
caldaia a più passaggi di fumi
In tutti i casi sono esclusi i combustibili solidi e in qualche caso anche i liquidi. Vediamo
brevemente il loro funzionamento.
CALDAIE A MODULAZIONE DI FIAMMA
Il funzionamento di una caldaia è dettato dal funzionamento del suo bruciatore, vedi Figura 1.
Esso può essere di vari tipi in funzione del combustibile utilizzato (gasolio, olio combustibile, gas, …)
e del regime di funzionamento e regolazione della fiamma.
Figura 1: Esempio di bruciatore
In queste caldaie (alimentate sia con combustibili liquidi che con gas) si agisce sul bruciatore
modulandone la potenza in vari modi:
Modulazione in regime monostadio di tipo on – off: si tratta del tipo più semplice e la
modulazione del bruciatore non avviene per variazione della sua potenza ma con semplice
spegnimento quando viene raggiunta la temperatura massima dell’acqua e con l’accensione
quando questa scende sotto il valore minimo prefissato.
Regime bistadio 50 100%: il bruciatore può funzionare a due regimi a seconda del valore della
temperatura dell’acqua in caldaia. Quando si chiede la massima potenza si ha il 100% del
funzionamento mentre per regimi attenuati si ha un funzionamento al 50%.
Regime modulante fra 50 100%: in questo caso la potenza del bruciatore varia con continuità
fra il 50% e il 100% della potenza massima. In questo modo si ha la massima efficienza e si
riducono fortemente gli sprechi energetici.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
5
P
t
Figura 2: Regolazione Monostadio On-Off
Figura 3: Esempio di bruciatore monostadio
Figura 4: Esempio di dati di targa di un bruciatore monostadio
Figura 5: Esempio di campi di lavoro di bruciatori monostadio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
6
P
t
Figura 6: Regime Bistadio 50 100%
Figura 7: Esempio di dati di targa di un bruciatore bistadio
Figura 8: Esempi di campi di lavoro di bruciatori bistadio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
7
Figura 9: Esempio di bruciatore modulante
Figura 10: Schema di principio della regolazione di un bruciatore
P
INSTALLAZIONE DEI BRUCIATORI
Figura 11: Regime modulante fra 50 e 100%
I bruciatori sono componenti di impianto particolarmente pericolasi e vanno installati secondo le
prescrizioni indicate dalla Circolare del 29-07-71 per quelli a gasolio e danna norma UNI 8042 per quelli
a gas.
In particolare vanni rispettate scrupolosamente le prescrizioni di sicurezza che qui si riassumono
schematicamente.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
8
Figura 12: Schemi di installazione dei bruciatori a gasolio
CALDAIE A CONDENSAZIONE
Figura 13: Schema di installazione dei bruciatori a gas
L’utilizzo di combustibili gassosi a basso tenore di zolfo consente di costruire caldaie a
condensazione nelle quali si recupera il calore latente del vapore acqueo contenuto nei fumi. Il punto di
rugiada dei fumi del metano in funzione dell’eccesso d’aria varia secondo quanto indicato in Figura 15.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
9
Queste caldaie consentono di abbassare la temperatura dei fumi fino a 50 70 °C recuperando il
calore latente di condensazione dell’acqua. Il rendimento di queste caldaie riferito al potere calorifico
inferiore del combustibile risulta > 100% (com’è ovvio non tenendosi conto del calore latente di
condensazione nel p.c.i.) mentre risulta < 100% se riferito al potere calorifico superiore.
Figura 14: Schema di una caldaia a condensazione
Figura 15:Punto di rugiada dei fumi di metano
Figura 16: Schema di funzionamento della caldaia a condensazione
Le caldaie a condensazione sono sempre dotate di ventilatore di estrazione dei fumi (tiraggio
meccanico) per potere:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
10
Vincere le resistenze fluidodinamiche create dal condensatore;
Migliorare lo scambio termico convettivo (si ha convezione forzata) fra fumi e acqua;
Minimizzare l’eccesso di aria e le perdite di calore sensibile nella combustione;
Massimizzare il rendimento.
CALDAIE A TEMPERATURA SCORREVOLE
Figura 17: Schema logico di una caldaia a condensazione
Soprattutto per usi civili, sono apparse sul mercato caldaie a fiamma scorrevole nelle quali la camera
di combustione è di tipo secco cioè gli elementi scaldanti a contatto con l’acqua non sono anche a
contatto diretto con i fumi ma separati dai una serie di tubi concentrici che evitano il fenomeno della
condensa ai bassi regimi.
Figura 18: Camera di combustione di una caldaia a temperatura scorrevole
Nella Figura 19 si hanno i particolari dei tubi di fumo che presentano tre settori circolari che
assicurano un contatto indiretto parete-acqua evitando i rischi della condensazione del vapore quando
la temperatura della caldaia scende al di sotto del punto di rugiada.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
11
Figura 19: Tubi di fumo per caldaia a temperatura scorrevole
Il pericolo della condensazione si ha quando la caldaia lavora a bassi regimi e nelle caldaie
tradizionali si utilizza una pompa di ricircolo asservita alla caldaia.
Nella Figura 22 si ha uno spaccato di una caldaia a temperatura scorrevole nel quale si possono
vedere i particolari sopra indicati.
In Figura 23 si ha il confronto dei rendimenti di diversi tipi di caldaie di moderna costruzione: la
caldaia a temperatura scorrevole (indicata con il logo TRISECAL®) presenta i valori più elevati,
soprattutto ai bassi gradi di utilizzazione.
Figura 20: Esempi di dati tecnici di una caldaia a temperatura scorrevole

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
12
Figura 21: Rendimento di una caldaia a temperatura scorrevole
I generatori termici di questo tipo quando sono abbinati ai pannelli di controllo elettronici con
regolazione climatica, possono esercire con logica di temperatura scorrevole, adeguando la temperatura
di caldaia in funzione del carico termico richiesto (legato al valore della temperatura esterna), con
notevoli risparmi di gestione.
La modulazione della potenza, ottenuta attraverso i cicli di on – off degli stadi del bruciatore,
consente al generatore di operare con temperatura variabile tra 80 e 40 °C.
CALDAIA A PIÙ PASSAGGI DI FUMI
Per ridurre le emissioni nocive (soprattutto di NOx) si costruiscono oggi caldaie a più passaggi di
fumi (ad esempio a tre passaggi) che ottimizzano sia gli scambi convettivi dei fumi sia la fase di
inversione che viene realizzata non più in camera di combustione ma in un volume diverso posto al di
sopra di questa.
Figura 22: Sezione di una caldaia a temperatura scorrevole
Figura 23: Confronto fra rendimenti dei diversi tipi di caldaia

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
13
Figura 24: Distribuzione della temperatura
Figura 25: Schema di una moderna caldaia a tre passaggi di fumi
1.2 FUNZIONAMENTO DEI GENERATORI DI CALORE
Il generatore di calore è, in ultima analisi, uno scambiatore di calore che consente di trasferire il
calore dei prodotti di combustione (fumi) all’acqua (o al vapore) calda. L’elemento attivo che fornisce
calore è il bruciatore che bruciando combustibile produce i fumi, come indicato in Figura 26.
ma
mf
mc
ms
Figura 26: Sistema termodinamico di un generatore
In base al principio di conservazione della massa possiamo scrivere il bilancio:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
14
ove si ha:
m portata massica del combustibile
m
m
c
a
f
portata massica di aria comburente
mc ma mf ms
[1]
portata massica dei fumi prodotti e che escono dal camino
m
s
portata massica di scorie eventualmente prodotte.
Questa relazione si può scrivere opportunamente definendo l’indice d’aria come:
ma
n [2]
m
at
ove m
at
è il flusso di aria teorica necessaria per la combustione stechiometrica del combustibile.
Pertanto la [1] diviene:
f s
1 m m
na t
m
m
[3]
c
ove n t è l’indice d’aria e a t è l’aria teorica di combustione.
Sempre con riferimento al sistema di Figura 26 si può scrivere il bilancio energetico:
c
2 i
2
u
w w
E Q L mh gz m h gz
2 2
[4]
j1 j
j1
dove a primo membro abbiamo, nell’ordine, la potenza elettromagnetica, termica e meccanica che
entrano nella superficie di controllo, m la portata di massa e in parentesi tonda la metalpia 2 delle masse
j
entranti ed uscenti dal sistema. Lo scambio di potenza attraverso la superficie di controllo (1° membro)
produce una variazione di metalpia nelle portate di massa che attraversano la superficie di controllo.
Nel caso dei generatori termici poniamo a zero la potenza meccanica L poiché non viene
compiuto lavoro attraverso l’involucro. Inoltre si possono trascurare i termici gravimetrici (gz) e cinetici
(w 2 /2) rispetto alla variazione di entalpia h ottenendo:
u
j [5]
j
E Q mh mh
j1 j1
Con riferimento alla Figura 27 la precedente equazione diviene:
E Q Q m h m h m H m h m h m H
[6]
d t f f s s I I a a c c c
ove si ha il simbolismo:
E potenza elettrica entrante per azionamento degli ausiliari
Q potenza termica dispersa dall’involucro del generatore
d
Q
t
potenza termica utile e quindi ceduta al fluido termovettore
h f entalpia massica dei fumi
h s entalpia massica delle scorie (assunte come solido inerte)
m
I
portata di massa degli incombusti (trascurabile rispetto ad m
f
)
H I potere calorifico inferiore degli incombusti
h a entalpia massica dell’aria comburente
h c entalpia massica del combustibile (inteso come fluido inerte)
H potere calorifico inferiore (a pressione costante) del combustibile)
i
j
2 Si ricordi dalla Fisica Tecnica che si definisce metalpia (detta anche entalpia totale) la somma : h+w 2 /2 + gz.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
15
Le condizioni di riferimento (t 0 , p 0 ) delle entalpie sono quelle del combustibile. La [6] si può
ancora scrivere nella forma:
E mc H Qt Qd
mf hf maha mchc
mI HI mshs
[7]
Questa equazione ci dice che la potenza del combustibile e degli ausiliari elettrici viene convertita
in parte in potenza utile ( Q ) e la restante parte viene persa in disperdimenti vari.
t
Si osservi che la potenza elettrica degli ausiliari ( E ) è di solito trascurabile (qualche %) rispetto
alla potenza del combustibile e alla potenza utile ma la si è esplicitamente indicata per tenere conto
dell’alto valore exergetico rispetto alle energie termiche.
E
Qd
Qt
maha
mc*H+hc(
GENERATORE
mfhf
mshs
mlHl
Viene definita potenza al focolaio il prodotto:
Q m H
Figura 27: Bilancio energetico per un generatore
f
[8]
c
cioè la potenza fornita al bruciatore e rappresenta l’energia primaria in ingresso (oltre quella
elettrica per gli ausiliari) al generatore, fondamentale per tutte le analisi economiche. La grandezza
principale di uscita è rappresentata dall’energia utile ( Q
t
) che è anche lo scopo fondamentale del
generatore termico. La potenza dispersa per dispersioni attraverso il mantello si calcola, tenendo conto
della coibentazione termica normalmente presente e della bassa temperatura superficiale esterna,
mediante la relazione:
Q hA t t
d p e
avendo indicato con t p la temperatura superficiale esterna del mantello, t e la temperatura dell’aria
esterna, h il coefficiente di convezione termica e con A la superficie disperdente del mantello. Il termine
m h m h m h è la potenza termica dispersa con i fumi nel camino. Questa potenza può essere
f f a a c c
espressa nella forma:
0 0 0
Qc mf c
f
t
f
t mccc tc t maca ta
t
[9]
avendo indicato con c i calori specifici e t 0 la temperatura di riferimento.
Si osservi che h a ed h c sono trascurabili rispetto ad h f e pertanto, trascurando anche il contributo
delle scorie (oggi di poco conto con i combustibili liquidi e gassosi) si può ancora scrivere che le perdite
al camino sono essenzialmente date da:
Q m c t t
[10]
c f f f a
La potenza perduta per incombusti ( mH
I I
) dipende dalla qualità della combustione e quindi dalla
maggiore o minore presenza di sostanze che non sono state completamente ossidate.
TEMPERATURA TEORICA DI COMBUSTIONE
Se assumiamo le ipotesi:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
16
assenza di scambio termico, Qt
0
assenza di disperdimenti Qds
0
reazione di ossidazione completa (e quindi mH
I I
0 )
assenza di scorie calde (e quindi mh
s s
0)
possiamo scrivere l’equazione di bilancio:
m H m c t t m c t t m c t t
[11]
c f f ad 0 a a a 0 c c c 0
La temperatura teorica viene anche detta temperatura adiabatica di combustione, indicata con t ad , e vale,
dalla precedente equazione:
H natca ta t0 cc tc
t0
tad
t0
[12]
1
na c
t
Ne deriva che la temperatura adiabatica dipende dall’eccesso d’aria (attraverso n), dall’entalpia dei
reagenti (attraverso t a e t c ) e dal tipo di combustibile (attraverso H ed a t ).
RENDIMENTI E PERDITE
Scriviamo la [7] in forma adimensionale dividendo ambo i membri per la potenza al focolaio
mHper cui otteniamo:
c
E
mh
[13]
m H
c
s s
1 Pd Pc PI
mcH
ove si sono indicati:
rendimento del generatore termico
P d perdite per dispersioni
P c perdite al camino
P I perdite per incombusti.
f
Questa equazione non dice nulla di nuovo rispetto alla [7] ma è espressa in forma più semplice.
Il rendimento energetico del generatore è dato da:
Q
mH
t
[14]
c
e in pratica viene calcolato valutando separatamente sia il numeratore che il denominatore con
metodi diretti (cioè valutando i singoli termini) che indiretti (cioè valutando quanto ceduto all’acqua
sottraendo alla potenza al focolare le perdite di calore).
La perdita per dispersione è definita dalla relazione:
P
Q
d
d
[15]
mH
c
e in genere è piccola (qualche %) rispetto alla potenza utile grazie all’isolamento del mantello. La
perdita per dispersione cresce al diminuire del carico in quanto il denominatore della [15] diminuisce.
La Potenza perduta al camino vale:
P
Q
c
c
[16]
mH
c
che può ancora scriversi, per la [10] nella forma:
P
c
m c t t
f f f a
mH
c
[17]
Le perdite al camino dipendono dal sistema di regolazione del bruciatore. Questo può essere:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
17
Modulante: se la portata di combustibile viene variata con continuità fra un valore minimo e
quello massimo (nominale);
Tutto o Niente: quando la portata di combustibile è solo quella nominale e quindi si regola
accendendo o spegnendo il bruciatore stesso. Questo tipo di bruciatori sono certamente più
grossolani ma meno costosi di quelli modulanti e sono utilizzati per generatori di piccola
potenza.
Con regolazione tutto o niente il generatore lavora sempre a regime nominale quando il bruciatore è
in funziona e quindi le perdite al camino sono pressoché costanti.
Con la regolazione modulante se la portata di combustibile scende (a pari indice d’aria) si riduce
la t f e quindi le perdite al camino.
La Perdita per incombusti vale:
mH
I I
PI
[18]
mH
Nel caso di incombusti gassosi si può scrivere:
P V
I 1
I
H na
I
t
I
V H
f
f
c
[19]
ove I è la densità degli incombusti, f la densità dei fumi (in condizioni normali) e il rapporti
V I /V f è il contenuto di incombusti in volume nei prodotti della combustione secchi.
1.3 FUNZIONAMENTO DEI BRUCIATORI
I bruciatori sono organi meccanici necessari al funzionamento dei generatori termici, Essi
bruciano il combustibile (solido, liquido o gassoso) generando i prodotti di combustione che, con percorsi
interni al generatore, riscaldano il fluido.
Si hanno diverse classificazioni ma qui si presenta la classificazione commerciale.
BRUCIATORI ATMOSFERICI
Sono apparecchi a combustibile gassoso con premiscelazione di aria e combustibile a pressione
atmosferica, vedi Figura 28. Il combustibile effluisce da un ugello con portata dipendente dalla
pressione di alimentazione. Il getto di gas perviene in un condotto a forma di tubo Venturi nel quale si
determina anche l’aspirazione per induzione della portata d’aria di combustione, m
a1
. La miscela di gas
ed aria primaria percorre il condotto fino alla zona di efflusso dove, a contatto con una superficie
porosa, si ha formazione di fiammelle con combustione quasi completa. Questi bruciatori non hanno
organi in movimento e possono realizzare potenze fino a 500 kW/m 2 di superficie porosa.
BRUCIATORI PREMISCELATI
Questi bruciatori non sono atmosferici poiché hanno all’interno un ventilatore che forniscono
una pressurizzazione alla caldaia. Essi sono più compatti e sono meno influenzati dalle variazioni di
tiraggio al camino proprio per la pressurizzazione che possono realizzare., vedi Figura 29. In questi
bruciatori il moto dell’aria è determinato dalla presenza di un ventilatore che serve a vincere le
resistenza al moro dello stesso bruciatore e a pressurizzare la camera di combustione.
Il combustibile effluisce dall’ugello U con un getto conico che induce una corrente d’aria
controllata dal deflettore D. La fiamma di combustione emerge dalla testa di combustione T. Davanti a
D si crea una depressione che provoca un moto di ricircolo interno che trasporta prodotti di
combustione caldi nella zona di efflusso del combustibile determinando l’accensione e la formazione di
una fiamma stabile.
I bruciatori ad aria soffiata vengono prodotti in grande serie e in versione monoblocco per un
campo di utenze che vanno da 10 a 5000 kW di potenza al focolaio con combustibili sia liquidi che
gassosi.
Per potenze industriali (oltre 10 MW) si costruiscono bruciatori specifici anche a più getti.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
18
ma2
miscela
mf
mc
ma1
Figura 28: Bruciatore atmosferico
T
D
mf
ma
U
mc
pf
Figura 29: Bruciatore ad aria soffiata
1.4 ANALISI DELLE TIPOLOGIE DI CALDAIE
Le caldaie, oltre per il funzionamento, possono essere classificate per il tipo di combustibili
utilizzati e in particolare di tipo:
Solido
Liquido
gassoso
e/o di energia elettrica.
Vediamo brevemente le caratteristiche salienti di ciascun tipo.
1.4.1 GENERATORI A GASOLIO
Si tratta del tipo più diffuso di generatore di calore. Esso è costituito da una caldaia, da un
bruciatore e da un serbatoio per il gasolio. Ha buone caratteristiche d’uso: rendimenti di combustione
elevati, specialmente nelle caldaie di nuova generazione, buona regolazione, bassi costi di installazione e
di manutenzione, buona affidabilità e tecnologia diffusamente conosciuta (e quindi facile reperibilità
della mano d’opera) e buona economia di esercizio. Gli spazi necessari per la centrale termica sono
stabiliti da apposite norme tecniche pubblicate dall’UNI. Per potenzialità superiore ai 35 kW occorre
anche ottenere un Nulla Osta da parte dei Vigili del Fuoco. Occorre prevedere la porta di accesso alla
centrale termica del tipo a cielo aperto (per necessità dei V.V.F) e la localizzazione del serbatoio di
combustibile in modo che siano facilmente espletabili le operazioni di scarico del carburante.
In Figura 30 si ha lo spaccato di una moderna caldaia a gasolio per fluidi diatermici 3 nella quale
sono visibili sia i percorsi dei fumi e dei fluidi riscaldati che gli organi di controllo. Il bruciatore montato
nella caldaia garantisce la cessione di energia al fluido.
3 I fluidi diatermici sono particolari oli in grado di riscaldarsi a temperature superiori a 100 °C senza raggiungere il
punto di vaporizzazione. Essi sono utilizzati in impianti nei quali la temperatura del fluido di lavoro deve essere maggiore di
100 °C senza ricorrere alla pressurizzazione.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
19
Figura 30: Schema di una caldaia alimentata a gasolio per fluidi diatermici
Figura 31: Esempio di centrale termica con generatori ad olio diatermico
In Figura 31 si ha un esempio di layout di un impianto di produzione di vapore con due
generatori ad olio diatermico. Si osservi lo scambiatore a fascio tubiero posto lateralmente a ciascuno
dei generatori e il collegamento del circuito dell’olio diatermico al serbatoio interrato. Pari attenzione
meritano i vasi di espansione aperti posti al di sopra di ciascun generatore diatermico.
In Figura 32 si ha la foto di una moderna caldaia del tipo a mantello in acciaio: nella parte a destra
si ha l’apertura dello sportello con la vista dei tubi di fumo interni. In Figura 33 si ha lo schema
costruttivo di una caldaia con elementi in ghisa.
Questo tipo di generatore è utilizzato quasi esclusivamente per il riscaldamento di condomini e/o
di grandi edifici pubblici, meno frequentemente per il riscaldamento di abitazioni singole (villette o
appartamenti isolati).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
20
Figura 32: Esempio di caldaia a mantello in acciaio
Normalmente la rete di distribuzione del fluido vettore è ad acqua e quindi le esigenze di spazio
da questa occupato sono ridotte. I terminali possono essere di qualunque tipo.
La selezione dei generatori a gasolio si effettua mediante i cataloghi forniti dai costruttori nei quali
sono indicati diversi parametri funzionali fra i quali:
La potenzialità resa all’acqua (cioè quella fruibile realmente), (W)
La potenzialità al focolare, cioè dovuta alla combustione del gasolio da parte del bruciatore, (W)
Il rendimento globale del generatore (rapporto fra le due precedenti potenzialità) che deve
essere conforme alla L10/91 e suoi regolamenti di esecuzione;
Le dimensioni reali del generatore di calore;
I diametri degli attacchi dell’acqua,
Il diametro della canna fumaria.
Figura 33: Elemento di una caldaia in ghisa
In Tabella 1 si ha un esempio di catalogo commerciale per le caldaie in acciaio del tipo viste in
precedenza.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
21
Tabella 1: Dati caratteristici per una caldaia in acciaio
1.4.2 GENERATORI A GAS
Con la diffusione del gas metano si sta assistendo ad una buona diffusione delle caldaie
alimentate a gas. Normalmente si tratta di generatori di piccola taglia, adatti al riscaldamento
unifamiliare o di piccoli condomini e non richiedono particolari autorizzazioni dei VV.F. Proprio
questa caratteristica, unitamente alle ridotte dimensioni e quindi facilità di installazione anche in un
balcone, sta contribuendo alla diffusione di questi generatori per singole utenze.
I rendimenti sono buoni, specialmente nei modelli più recenti, l’esercizio è quasi del tutto
automatizzato dalle installazioni monoblocco. Presentano qualche pericolosità se installate all’interno
degli appartamenti a causa del consumo d’aria di combustione che, se non rinnovata, può portare alla
formazione del monossido di carbonio, altamente pericoloso perché mortale. La rete di distribuzione
del fluido termovettore è, di solito, ad acqua con terminali del tipo a radiatori o termoconvettori.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
22
Si fa osservare che la diffusione di queste piccole caldaie può portare ad una diminuzione globale
del rendimento di combustione rispetto a quello ottenibile con un generatore unico a gasolio.
La tendenza al controllo personalizzato del proprio impianto di riscaldamento induce alla
diffusione di questo tipo di caldaie a gas ma il rendimento di 100 caldaie singole di un condominio
non è lo stesso del rendimento di un generatore unico di potenzialità termica equivalente.
Spesso i singoli proprietari non effettuano la necessaria manutenzione e quindi le condizioni di
esercizio spesso non sono ottimali. Inoltre i disperdimenti termici (dovute al mantello e ai fumi) sono
certamente superiori. Stranamente in Italia si sta avendo un’evoluzione positiva per il riscaldamento
monoutente mentre in altre nazioni, vedi ad esempio la Francia, si ha una tendenza opposta che porta a
sostituire le caldaie singole con un impianto centralizzato, più economico nell’esercizio e
nell’installazione. Le difficoltà di gestione personalizzata del periodo di riscaldamento giornaliero, che è
l’unico motivo ancora valido per la preferenza delle caldaie singole, è oggi superata, nei nuovi impianti,
con la contabilizzazione elettronica dell’energia termica consumata per il riscaldamento.
Figura 34: Caldaia Murale a gas – Configurazione Chiusa e Aperta
Figura 35: Schema funzionale di una caldaia murale a gas

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
23
In pratica la L. 10/91 prevede che, in caso di uso condominiale, ci sia la contabilizzazione
dell’energia termica mediante un semplice entalpimetro 4 e che quindi ciascun utente paghi in relazione al
consumo vero di energia termica e non in base a quote millesimali fittizie.
Ciò rende del tutto inutile l’imposizione di periodi di riscaldamento unici per tutti i condomini
poiché si può sempre avere il generatore in funzione (soprattutto nelle zone climatiche più fredde, dalla
C in poi) ed attivare i singoli impianti condominiali (ciascuno con alimentazione indipendente) nelle ore
nelle quali si desidera avere il riscaldamento.
Naturalmente è facile avere questa flessibilità per i nuovi impianti, progettati già in funzione della
contabilizzazione e della flessibilità di esercizio. Per i vecchi impianti risulta difficile intervenire se non
con costi elevati di installazione e riadattamento. L’uso del gas può anche essere ammesso per grandi
centrali termiche, in sostituzione del gasolio.
Si ha il risparmio del serbatoio di combustibile ed una maggiore facilità di esercizio.
L’installazione dei bruciatori a gas richiede una maggiore attenzione progettuale. Il gas può essere
utilizzato anche per far marciare le macchine ad assorbimento sia per il riscaldamento che per il
condizionamento estivo. Si tratta, invero, di impianti particolari e non molto diffusi in Italia.
La selezione dei generatori a gas viene effettuata ancora su catalogo, come indicato per i generatori
a gasolio. Per potenzialità piccole (abitazioni unifamiliari) spesso si ha un esubero che può essere
utilizzato per la produzione di acqua sanitaria.
Particolare attenzione deve essere prestata alla ventilazione della centrale termica sia per garantire
il buon funzionamento del bruciatore a gas che per condizioni di sicurezza, in particolare per generatori
unifamiliari.
In Figura 34 si ha una vista di una caldaia murale a gas in configurazione chiusa e in
configurazione aperta e si possono vedere all’interno gli organi principali quali il bruciatore, la pompa di
circolazione, gli organi di controllo e l’eventuale soffiante per i fumi se la caldaia è pressurizzata.
In Figura 35 si ha lo schema funzionale di una caldaia murale a gas nel quale sono indicati i
collegamenti alla rete idrica di alimentazione e di distribuzione dell’acqua calda (sia per il riscaldamento
che per l’acqua sanitaria).
1.5 SISTEMA GENERATORE – CAMINO
I generatori di calore visti nei precedenti paragrafi sono in pratica costituiti da un bruciatore
(elemento attivo) ed uno scambiatore di calore (mantello della caldaia) che fornisce il calore generato
dai prodotti di combustione all’acqua di riscaldamento. Il circuito aria – fumi assume notevole
importanza ai fini impiantistici.
Come si può osservare in Figura 36, l’aria esterna a pressione atmosferica viene inviata al
bruciatore nel quale si ha la reazione di combustione con il combustibile formando i fumi che
proseguono, attraverso il generatore nel quale cedono la potenza termica Q, fino all’atmosfera
attraverso il camino.
Il circuito è aperto e la pressione di funzionamento è circa quella atmosferica (condizioni iniziali e
finali). Si possono avere tre casi:
Circuito dei fumi pressurizzato: si ha una ventola in ingresso al generatore, nel bruciatore,
che pone sotto una leggera pressione il circuito dei fumi, come evidenziato in Figura 38. Questa
soluzione favorisce lo smaltimento dei fumi al camino ed è indicata per generatori di
potenzialità medio - grande. Questa soluzione richiede tenute di sovrapressione per evitare la
fuoriuscita dei fumi lateralmente.
4 L’entalpimetro è un semplice apparecchio misuratore costituito da due termosonde inserite nella tubazione di
mandata e di ritorno dell’acqua di riscaldamento, da una turbinetta per la misura della portata dell’acqua calda e da uno
strumento integratore (anche meccanico ma la diffusione dell’elettronica ha portato ad avere strumenti elettronici più
2
economici) che effettua l’integrale
Q mc t t d
1
p i u
della portata di massa m per la differenza di temperatura fra ingresso e uscita dell’acqua.
, cioè la somma continua fra gli istanti 1 e 2 del prodotto

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
24
Fumi
Aria
Q
Combustibile
Camino
Generatore di calore
Figura 36: Sistema Generatore – Camino
Circuito dei fumi depressurizzato: non si ha la ventola nel bruciatore e l’andamento delle
pressioni è del tipo indicato in Figura 39. In uscita dal generatore si ha una leggere depressione
generata dalle perdite di attraversamento. In questo caso occorre inserire un ventilatore in uscita
dal generatore per far uscire i fumi dal camino. Questa soluzione può provocare l’immissione di
aria nel circuito dei fumi e quindi occorre sigillare attentamente il generatore. La depressione
può essere creata anche dal camino. Questa tipologia di impianto va bene per piccoli generatori.
Circuito dei fumi equilibrato: in questo caso si hanno due ventilatori, uno in ingresso nel
bruciatore ed uno in uscita alla base del camino, che fanno in modo da equilibrare le pressioni
all’interno del generatore di calore, come indicato in Figura 40. Questa tipologia di impianto va
bene per grandi generatori e consente di controllare molto bene la portata dei fumi di scarico al
camino. Occorre avere tenute molto buone sia per la sovrapressione che per la depressione.
1.5.1 IL CAMINO
E’ il condotto di scarico dei prodotti della combustione dal generatore all’atmosfera. Esso deve
garantire di smaltire la portata dei fumi prodotta in modo da scaricarla in una posizione che non sia
nociva 5 all’ambiente. Occorre che i camini abbiano un’altezza adeguata in modo tale che i prodotti della
combustione possano ricadere al suolo in lontananza e in ogni caso essa deve garantire che la
concentrazione a terra degli inquinanti sia inferiore ai limiti consentiti dalla Legge. Il camino è in genere
formato dal tratto orizzontale (o anche inclinato) di collegamento al generatore e dal tratto verticale. Ai
fini del calcolo ci interessa il tratto verticale che deve garantire un adeguato tiraggio per lo scarico dei
prodotti della combustione. Se si hanno sistemi in sovrapressione (camini ventilati) le condizioni di
funzionamento risultano più agevoli e non si hanno vincoli eccessivi per il progetto. In caso contrario
occorre fare in modo che l’altezza del camino, nelle condizioni operative in cui si trova, garantisca la
forza motrice necessaria a portare la portata dei fumi nell’atmosfera.
Con riferimento alla Figura 41 nel quale si suppone che la densità dei fumi sia inferiore a quella
dell’aria, la prevalenza motrice (o tiraggio) ha la seguente espressione:
p gz
[20]
st a f
dove:
z è la differenza di quota fra z 2 (ove la pressione è quella p 2 dell’aria esterna) e z 1 (in cui è
idealmente posto il setto di separazione tra le due colonne a diversa densità).
5 Questa definizione è pleonastica poiché l’immissione di scarichi gassosi in atmosfera è sempre dannosa per
l’ambiente. In realtà qui si vuole indicare un danno immediato per le persone se lo scarico avviene in loro vicinanza.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
25
Figura 37: Sistema Generatore - Camino
Fumi
Generatore di calore
Aria
Q
Combustibile
Camino
p _ p
f a
0
+
_
Figura 38: Circuito dei fumi pressurizzato

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
26
Fumi
Generatore di calore
Aria
Q
Combustibile
Camino
0
p _ p
f a
_
Figura 39: Circuito dei fumi depressurizzato
Questa relazione si può scrivere in modo più utile facendo l’ipotesi che l’aria e i fumi seguano la
legge dei gas perfetti con eguale costante di elasticità nell’equazione di stato. La densità dell’aria si
calcola con la relazione:
p pr
T T
a ar r
ove ar = 1.293 kg/m 3 per T r =273 K e p r = 1.013 bar.
In Figura 42 si ha l’andamento del tiraggio statico (in Pa) riferito all’altezza in funzione della
temperatura dei fumi per due valori della temperatura dell’aria. Nel funzionamento di un generatore,
Figura 43, il tiraggio può essere naturale o forzato.
Fumi
Generatore di calore
Aria
Q
Combustibile
Camino
p _ p
f a
0
_
Figura 40: Circuito dei fumi equilibrato

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
27
p2
p1
z
z2
z
a
f
f
a
pa1
pf1
z1
dp
st
dpst
p
Figura 41: Schema di funzionamento del camino
Ta
pst
gz a
1
T
f
[21]
TIRAGGIO NATURALE
In questo caso il moto dei fumi avviene solamente per effetto della driving force generata alla
differenza di densità tra l’aria esterna e i prodotti di combustione. Questa differenza di densità si
mantiene grazie al fatto che l’atmosfera si comporta come un serbatoio termodinamico per cui la sua
temperatura e densità non variano pur ricevendo i fumi dal camino. In Figura 43 è segnato anche un
condotto di aspirazione che genera un battente di pressione per effetto della quota z ma nella realtà
questo condotto non viene inserito poiché l’atmosfera garantisce l’effetto di pressione esterna.
10
dp/z
273 K
T
a
273+15 K
5
Tf
300 400 500 600
K
Figura 42: Tiraggio statico in funzione della temperatura dei fumi
Applicando l’equazione di Bernoulli al camino fra le sezioni 1 e 2 di Figura 43, supponendo per il
momento un tiraggio naturale (per cui non vi è lavoro esterno, l=0) si ha:
2 2
w2 w1
v
f p2 p1 g z2 z1 R12 0 [22]
2
Possiamo riscrivere questa equazione nella forma:
2 2
w2 w1
p2 p1 e
p1 e
p1
f
g z2 z1
f
f
R12 0
[23]
2
ove si è posto p 1 e la pressione alla quota 1 nell’aria esterna al camino.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
28
m
p2
2
z
z2
m
z
a
f
f
a
p1e
z1
dp
1
p1
dp
dp
st
p
Indicando con:
e ricordando che è:
si ottiene l’equazione:
da cui ricaviamo p:
Figura 43: Tiraggio nel sistema generatore – camino
p p p [24]
1e
1
p2 p1e gza
[25]
2 2
w2 w1
gz a
f p
f
f
R12 0
[26]
2
2 2
w2 w1
p pst
f
R12
f
[27]
2
Pertanto il tiraggio p è pari al tiraggio statico p st diminuito della resistenza al moto dei fumi nel
camino e del termine cinetico che risulta positivo se w 2 > w 1 come deve essere per favorire la diffusione
dei fumi in atmosfera. La [27] può riscriversi in forma diversa, più utile per le applicazioni:
2 2
2
T Leq mf mf
a
A
1
p gza
1
1
2 2 2
T
f Deq 2f A1 2f
A1 A2
dove:
T a temperatura dell’aria esterna
T f temperatura media dei fumi lungo L eq
A 1 area della sezione 1
A 2 area della sezione 2
L eq lunghezza equivalente del camino per tutta la lunghezza del percorso dei fumi (L eq >z) e
delle resistenze concentrate espresse come lunghezze equivalenti per perdite distribuite
D eq diametro equivalente della sezione del camino.
La [28] si risolve iterativamente poiché il camino non è adiabatico e quindi la temperatura media
T f non è un dato iniziale noto ma dipende dalle dispersioni termiche della parete del camino che sono
legate al coefficiente di convezione interna fumi – parete che dipende dalla portata stessa dei fumi.
Al crescere della portata dei fumi la resistenza al moto cresce fino ad annullare il tiraggio. Lo
stesso avviene se si diminuisce il diametro del camino.
[28]

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
29
TIRAGGIO FORZATO
In questo caso fra le sezioni 1 e 2 vi è un ventilatore che aiuta la prevalenza statica del camino. La
[27] ora diviene:
2 2
w2 w1
p
f
l pst
f
R12
f
[29]
2
Se il ventilatore è inserito a monte della sezione 1, come avviene nei bruciatori monoblocco che
contengono al loro interno un ventilatore, allora il generatore è pressurizzato e può funzionare anche a
pressione nulla: p 1 =p 1e .
I costruttori di generatori termici e di bruciatori forniscono abachi per il progetto della sezione
dei camini del tipo di quello riportato in Figura 45 nel quale, per data potenza nominale del bruciatore e
altezza del camino si rileva la sezione circolare.
Si osservi che con tiraggio forzato la funzione del camino è solo quella di convogliare i fumi in
atmosfera e non di fornire il tiraggio necessario che viene fornito dal ventilatore. In base alla norma
UNI 9615 la temperatura dell’aria è posta pari a T a =15 + 273= 278 K
La portata dei fumi è legata alla potenza nominale del bruciatore dalla relazione:
1
nat nat
mf Qn Qn
[30]
H
H
dove si ha:
n indice dell’aria
a t aria teorica di combustione
rendimento del generatore di calore
potere calorifico inferiore del combustibile.
Il rapporto nat
/ H
è circa costante per gasolio, gas naturale ed olio combustibile essendo aH
sensibilmente costante. Le resistenza al moto sono calcolate assumendo A 1 =A 2 ed una lunghezza
equivalente totale che tenga conto di curve e gomiti. La scabrezza assoluta si pone pari a 0,1 mm.
m
p2
2
z
z2
m
z
a
Ventilatore
f
f
a
p1e
z1
dp
1
p1
dp
dp
st
p
Figura 44: Schema di funzionamento per tiraggio forzato
La resistenza termica del camino si pone pari (per acciaio) a R =0.65 m 2 K/W.
Si osservi ancora che nella trattazione sin qui svolta non si è tenuto conto di fenomeni di
condensazione del vapore d’acqua nei fumi del camino. Questi vanno comunque evitati perché dannosi
sia per il camino che per il generatore.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
30
Figura 45: Abaco per la selezione dei camini commerciali in acciaio
1.5.2 USO DEI CAD PER LA SELEZIONE DEI CAMINI
Anche per il progetto dei camini si possono utilizzare programmi di calcolo ad hoc che
semplificano la procedura di calcolo e al tempo stesso ottimizzano i risultati.
Figura 46: Esempio d’uso del CAD per i camici
In Figura 46 si ha un esempio di CAD 6 dedicato ai camini con il quale, cliccando sugli elementi in
acciaio (zona degli elementi disponibili) si costruisce il camino.
6 Si tratta di EasyCamini ® della Secos Engineering, Torino.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
31
E’ possibile selezionare la norma di riferimento (in figura è segnata la UNI 9615 ma è possibile
selezionare anche la UNI 10640 e 10641), la caldaia (vedi Figura 48) e la sezione di verifica (Figura 47).
In Figura 49 si ha la maschera di selezione delle opzioni di calcolo.
Il programma consente di visualizzare i dati e le ipotesi di calcolo (vedi Figura 48) ottenendo, alla
fine, la stampa del progetto, come riportato nel prosieguo.
STAMPA DEI RISULTATI DI CALCOLO
-----------------------------------------------------------------------------
DATI DEL GENERATORE DI CALORE
-----------------------------------------------------------------------------
Generatore e Combustibile
Tipo Caldaia :
Potenza termica nominale : 50 [kW]
Combustibile : Gasolio
Combustione :
Dimensione del foro uscita fumi dal generatore
Forma : Circolare
Dimensione (diametro?) : 0.15 [m]
Dati fisici dei fumi
Temperatura dei fumi all'uscita del generatore : 140 [°C]
Pressione alimentazione necessaria al generatore: Pw 0 [N/m2]
Percentuale di CO2 : 9.17005 [%]
Portata in massa dei fumi : 0.0328489 [kg/s]
Costante di elasticità dei fumi : 300 [m2/s2]
Calore specifico isobaro dei fumi : 1040.8 [J/kgK]
Temperatura di Rugiada dei fumi : 51.9797 [°C]
Figura 47: Stima delle sezioni per un camino
1.5.3 CANNE FUMARIE
Le canne fumarie rivestono un ruolo fondamentale e la loro progettazione è oggi regolamentata
dalle norme UNI 9615, UNI 10640 e UNI 10641. Esse debbono garantire il corretto smaltimento dei
fumi senza formazione di condensa e senza inquinare l’ambiente o influire sui vicini. La sezione minima
di progetto è data dalla relazione:
Q
A k
[31]
H
ove:
Q è la potenzialità della caldaia, kW o kcal/h;
H è l’altezza netta della canna fumaria, m
A la sezione della canna fumaria, m 2 .
Il fattore k dipende dal tipo di combustibile utilizzato:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
32
K = 0.025 per combustibili solidi,
K = 0.015 per combustibili liquidi.
Figura 48: Selezione di una caldaia per il progetto dei camini
Figura 49: Selezione delle opzioni per il progetto dei camini

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
33
Figura 50: Verifica dei dati di calcolo
Figura 51: Disposizione corrette di una canna fumaria
Per caldaie pressurizzate (cioè con combustione ventilata e controllata da una ventola nel
bruciatore) si sceglie K = 0.01.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
34
Per caldaie a gas si hanno opportune tabelle in funzione della potenzialità della caldaia e
dell’altezza H. L’altezza da considerare nella precedente relazione è quella netta data dalla differenza fra
il dislivello comignolo – caldaia e 0.5 m per ogni curva lungo il percorso.
Se le canne fumarie servono più impianti occorre garantire il corretto funzionamento di ciascuna
caldaia senza riversamenti di fumi. In Figura 51 si ha lo schema di montaggio corretto di una canna
fumaria: sono visibili in basso il tronchetto di ispezione con lo sportello apribile, gli ancoraggi, le curve
e gli elementi terminali di protezione dalla pioggia.
1.5.4 CENTRALI TERMICHE
Le centrali termiche debbono ospitare le caldaie e molti dei componenti di impianto (pompe di
circolazione, vasi di espansione, organi di controllo, …) e pertanto debbono soddisfare ad alcune regole
sia dimensionali che funzionali. Le centrali termiche debbono sempre avere almeno una parete in
comunicazione con il cielo aperto, debbono essere accessibili dai VV.F. dall’esterno ed avere almeno
una parete cedevole.
Le dimensioni debbono essere tali da lasciare, attorno alla o alle caldaie ospitate, almeno 70 cm di
spazio per la pulizia e la manutenzione ed una superficie capace di accettare tutte le apparecchiature
presenti in modo da consentire, sempre, la manutenzione e la sostituzione dei componenti. Di solito si
assegnano dimensioni minime che possono essere desunte dalla seguente Tabella 2:
Potenzialità Termica Superficie della Centrale Termica
(kW) (kcal/h) (m 2 )
116 100000 20
232 200000 25
464 400000 40
696 600000 50
1160 1000000 70
Tabella 2: Dimensioni minime consigliate per le centrali termiche
Le norme impongono che si utilizzino più generatori di calore se la potenzialità globale
dell’impianto supera 464 kW (400000 kcal/h).
L’altezza della centrale termica deve essere di almeno 2.5 m e le aperture di ventilazione debbono
consentire la corretta combustione. Le dimensioni delle aperture dipendono dal tipo di combustibile
utilizzato. In ogni caso non debbono aversi dimensioni inferiori ad 1/30 della superficie in pianta della
centrale. Per potenzialità termica totale maggiore di 1160 kW (1000000 kcal/h) la superficie di
ventilazione deve essere almeno 1/20 della superficie in pianta del locale. Per caldaie alimentate a gas si
impone che sia:
P
2
SVP ( cm )
[32]
100
con P potenzialità del generatore in kcal/h. La distanza fra pareti e caldaia a gas è incrementata ad
un valore minimo di 1.30 m. In base alle nuove disposizioni contenute nel DPR 551/1999, se si
utilizzano caldaie a gas di tipi B1 per singolo appartamento allora occorre prevedere una apertura di
ventilazione di almeno 0,4 m 2 . La centrale termica non deve avere accessi da altri locali ma solo
dall’esterno (consigliato) o da un disimpegno con almeno un lato attestato a cielo aperto ed aventi
un’apertura senza serramenti verso l’esterno di almeno 0,5 m 2 .
La centrale termica non deve essere sottostante a locali per comunità. Le porte della centrale
termica debbono essere incombustibili ed autochiudenti. All’esterno della centrale deve essere posto un
interruttore generale con sportello di vetro a rompere in modo da intercettare l’alimentazione di tutte le
apparecchiature in caso di incendio.
Nella Figura 52 si ha uno schema esecutivo di centrale termica completa di organi di controllo e
con produzione di acqua calda sanitaria. In Figura 53 si ha uno schema di una centrale termica per
riscaldamento completa degli organi di controllo previsti dalla Raccolta “R” del DM 1.12.1975 (verifica
ISPESL, vedi §5).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
35
Nella Figura 54 si ha un quadro sinottico delle caratteristiche costruttive delle centrali termiche a
seconda della potenzialità del generatore. In Figura 55 si hanno alcune prescrizioni sulle distanze
minime che i generatori di calore debbono avere dalle pareti e dal soffitto.
Figura 52: Schema di una centrale termica completa
Figura 53: Schema completo di una centrale termica secondo DM 1.12.1975

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
36
Figura 54: Caratteristiche costruttive delle centrali termiche

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
37
Figura 55: Prescrizioni per le Centrali Termiche

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
38
Figura 56: Schema di centrale con collettori di mandata e ritorno
Figura 57: Schemi di centrale con bollitore ad accumulo

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
39
Figura 58: Schema di centrale con vaso chiuso e singolo circuito di utenza
Figura 59: Schema di centrale con caldaia a gas – vaso chiuso e collettori di mandata e ritorno

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
40
1.5.5 GENERATORI ELETTRICI – REFRIGERATORI E POMPE DI CALORE
L’uso dell’energia elettrica per usi termici (riscaldamento ambientale) non è del tutto ortodosso in
senso exergetico 7 ma sempre più spesso si ricorre ad essa per situazioni di comodo o dove non esistono
impianti di riscaldamento tradizionali (a gasolio e/o a gas).
Si possono avere sostanzialmente due forme di utilizzo dell’energia elettrica: mediante resistenze
termiche o mediante macchine frigorifere (che nel riscaldamento divengono pompe di calore).
L’uso di resistenze elettriche è oltremodo irrazionale e non giustificabile se non per usi saltuari e
particolari: esso è costoso e poco efficiente.
Per contro le stufe elettriche costano poco e non hanno problemi di installazione se non nella
potenza elettrica massima al contatore. Un utilizzo più razionale ed efficiente dell’energia elettrica si ha
con le pompe di calore: si tratta, in pratica, di macchine frigorifero a compressione di vapori saturi
alimentate elettricamente e che funzionano a pompa di calore.
In Figura 60 è riportato lo schema funzionale di una macchina frigorifera/pompa di calore e il
ciclo ideale di riferimento.
Gli impianti frigoriferi sono discussi in un capitolo a parte, considerato il notevole interesse che
hanno sia per la climatizzazione che per l’industria del freddo.
Alimentando elettricamente il compressore si ottiene freddo all’evaporatore e caldo
(relativamente all’evaporatore) al condensatore. In Figura 61 si ha il layout impiantistico di un ciclo
frigorifero: sono ben visibili il compressore e i due scambiatori di calore denominati condensatore e
evaporatore. Pertanto se utilizziamo questa macchina ponendo l’evaporatore in corrispondenza di un
serbatoio freddo (un lago, un grosso fiume, il mare, l’ambiente esterno) e il condensatore in
corrispondenza di un ambiente da riscaldare allora il calore Q 2 sottratto dall’evaporatore più il lavoro L
fornito al compressore si riversano, tramite il condensatore, nell’ambiente da riscaldare:
Q Q L [33]
1 2
Quindi l’energia elettrica che forniamo al compressore diventa calore ambiente ma non solo
questa poiché ad essa si somma anche Q 2 sottratto al serbatoio freddo. Il coefficiente di effetto utile della
pompa di calore (detto anche COP coefficient of performance) è definito dalla relazione:
Q1 Q2
L
' 1
L L
[34]
Q2
ove è:
L
7 Si ricorda che l’exergia è la massima energia primaria utilizzabile per una data quantità di calore. Nel caso sorgenti
E Q
ad elevata temperatura T (quale la temperatura di fiamma nei bruciatori delle caldaie) l’exergia è data da 1
a
T
T
ove T a è la temperatura dell’ambiente e l’espressione in parentesi è il rendimento ideale di una macchina di Carnot che opera
fra queste temperature. Nelle caldaie a gasolio e a gas bruciamo combustibile pregiato capace di generare calore a
temperature elevate (dell’ordine di 1400°C) per poi degradarlo alla temperatura di 80÷90 °C per il riscaldamento degli
ambienti. Il rendimento exergetico (rapporto fra exergia utilizzata e quella massima ottenibile) di questo processo è bassissimo
(qualche %) e questo ci induce a riflettere sul cattivo uso che stiamo ancora facendo dell’energia termica da combustibili
fossili. Il rendimento energetico (rapporto fra energia utilizzata e quella massima disponibile) è però elevato, circa il 95%, nel senso
che il 95% dell’energia termica generata (non si parla più di temperatura di utilizzo!) dalla caldaia è ceduta all’acqua di
riscaldamento. Per l’energia elettrica le cose sono un po’ più complesse: nelle centrali elettriche viene bruciato combustibile
fossile per ottenere energia meccanica utilizzata per gli alternatori elettrici che forniscono energia elettrica. Il rendimento
exergetico di trasformazione è dell’ordine del 35÷40% e quindi buono per le attuali tecnologie. Il rendimento energetico è all’incirca
eguale e pari a 35÷42% il che significa che riusciamo a convertire in energia elettrica circa il 40% dell’energia chimica dei
combustibili fossili. L’energia che troviamo disponile in casa nelle prese elettriche è ancora meno se teniamo conto delle
perdite di distribuzione nelle linee elettriche, nei trasformatori da alta a media e da questa a bassa tensione. Diciamo che
circa il 33% dell’energia chimica iniziale è disponibile nella prese elettriche di casa. Se utilizzassimo questa energia elettrica
per alimentare delle normali stufe elettriche del tipo a resistenza (e quindi utilizzanti l’effetto Joule) allora cederemmo
all’ambiente circa il 33% dell’energia chimica disponibile alla fonte nelle centrali elettriche e quindi di gran lunga
percentualmente inferiore rispetto all’uso delle caldaie tradizionali.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
41
I valori usuali di ’ per le macchine commerciali oggi disponibili vanno da circa 2 a circa 4 a
seconda delle modalità di scambio termico nel condensatore e nell’evaporatore.
A seconda del fluido di scambio (aria o acqua) si hanno valori minimi per le pompe aria-aria e
massimi per le pompe di grossa potenzialità del tipo acqua-acqua.
Figura 60: Schema di una macchina frigorifera e/o di una pompa di calore
Figura 61: Schema impiantistico di un ciclo frigorifero a vapori saturi
Figura 62: Funzionamento estivo di un ciclo frigorifero reversibile

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
42
Figura 63: Funzionamento invernale di un ciclo frigorifero reversibile
Figura 64: Vista assonometrica di un refrigeratore reversibile a pompa di calore
Si intuisce che avere un COP pari a 3 significa ottenere 3 kJ di energia termica nell’ambiente da
riscaldare contro 1 kJ di energia elettrica impegnata per alimentare il compressore e quindi si ha un
effetto di moltiplicazione dell’energia elettrica convertita in energia termica e ciò, in qualche modo,
compensa la perdita di trasformazione dell’energia termica in elettrica effettuata nelle centrali elettriche.
L’uso delle pompe di calore è allora razionale e certamente ammissibile rispetto all’uso delle semplici
resistenze elettriche. Oggi le pompe di calore si stanno diffondendo notevolmente grazie alla possibilità
di inversione rapida del funzionamento da estivo ad invernale e viceversa che viene effettuata mediante
una apposita cassetta di scambio. Ad esempio in Figura 62 si ha un normale ciclo frigorifero arai-aria in
funzionamento estivo. In Figura 63 si ha lo stesso impianto in funzionamento invernale: si osservi
come le funzioni del condensatore e dell’evaporatore siano state invertite mediante la cassetta di
scambio senza dovere fisicamente scambiare le posizioni dei due scambiatori di calore.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
43
Figura 65: Layout impiantistico di un refrigeratore in funzionamento estivo
Figura 66: Layout impiantistico di un refrigeratore in funzionamento estivo

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
44
Figura 67: Layout impiantistico per una pompa di calore- stagione invernale
Le problematiche impiantistiche che le pompe di calore pongono sono diverse. Esse richiedono
impianti elettrici di maggiore potenza installata e pertanto si ha un aggravio di costo anche nel canone
mensile pagato all’Azienda Elettrica. Pertanto risulta più ragionevole pensare di avere impianti reversibili
cioè capaci di fornire freddo in estate (condizionamento) e caldo in inverno (riscaldamento a pompa di
calore). In quest’ottica gli impianti a pompa di calore risultano convenienti.
Gli spazi occupati dalle pompe di calore è solitamente limitato e la rete di distribuzione può
essere sia ad acqua che ad aria. I terminali possono essere del tipo fan coil (cioè dei termoventilconvettori
capaci di funzionare sia per il riscaldamento che per il condizionamento) o delle Unità di trattamento aria
(UTA) canalizzate o non.
L’esercizio di queste macchine è oltremodo semplice e non richiede alcuna particolare attenzione.
La regolazione è solitamente effettuata dalla stessa macchina e risulta molto efficiente
(specialmente nei modelli più recenti che fanno uso di logica fuzzy). E’ bene tenere presente che quando
si hanno reti di distribuzione ad aria (quindi canali) gli spazi occupati da queste non sono trascurabili e
debbono essere tenuti in debito conto in sede progettuale sia impiantistica che architettonica.
Di regola i canali d’aria hanno dimensioni non trascurabili e non possono essere nascoste nelle
murature, come si fa normalmente con le tubazioni per l’acqua. Il progettista deve prevedere spazi
adeguati (dell’ordine del metro) per il passaggio dei canali e per i cavedi di attraversamento fra i vari
piani. La mancanza di questi spazi costituisce un grave problema nel momento della posa di questi tipi
di impianti e quasi sempre le soluzioni di compromesso comportano modifiche architettoniche e
superfetazioni non facili da accettare.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
45
Tabella 3: Dati tecnici relativi ai refrigeratori d’acqua (e/o pompe di calore)
In Figura 68 si riporta un esempio dell’impiantistica necessaria per l’installazione di una pompa di
calore che alimenta una rete ad aria canalizzata. Sono ben visibili gli spazi necessari per la posa dei
canali, per gli attraversamenti murari e per i terminali di mandata. Questo tipo di impianti richiede
spesso la controsoffittatura degli ambienti o quanto meno delle zone interessate dall’attraversamento
dei canali o dalla presenza delle UTA e dei terminali di mandata. I cicli frigoriferi vengono utilizzati, nei
grandi impianti, in opportune macchine per il raffreddamento dell’acqua di alimento delle batterie di
acqua fredda nelle centrali di trattamento dell’aria.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
46
Queste unità possono raggiungere dimensioni notevoli. Esse sono costituite come indicato nella
Figura 64 ove si ha un esempio di tali macchine.
Al loro interno si hanno tutti gli organi meccanici ed elettrici indicati in precedenza, come
riportato nella stessa Figura 64. Sono ben visibili i compressori alimentati elettricamente, l’evaporatore,
il condensatore e il sistema di raffreddamento a ventola in copertura.
Figura 68: Esempio di impianto a pompa di calore con distribuzione ad aria
Queste macchine sono oggi molto diffuse nell’impiantistica perché consentono di avere acqua
fredda senza la necessità del raffreddamento dei condensatori ad acqua.
Questi ultimi, seppure più vantaggiosi dal punto di vista dell’efficienza, richiedono la disponibilità
di acqua corrente o l’installazione di torri di raffreddamento ingombranti e complesse.
Le stesse macchine di Figura 64 possono funzionare anche come Pompa di calore: in questo caso il
circuito interno viene invertito mediante elettrovalvole e lo scambiatore di calore che di norma è il
condensatore diviene l’evaporatore (e quindi assorbe calore dall’aria tramite le ventole) mentre
l’evaporatore diviene il condensatore che viene raffreddato dall’acqua del circuito di riscaldamento
interno degli edifici. La selezione dei refrigeratori d’acqua e delle pompe di calore viene effettuata
tramite i cataloghi forniti dal costruttore nel quale si hanno tutti i dati necessari sia alla selezione del
modello che alla progettazione impiantistica (potenza dei motori, diametro di attacco, ingombro
geometrico, peso, schemi elettrici, tipo di alimentazione, ….).
PROBLEMATICHE DELLE POMPE DI CALORE
Sebbene l’utilizzo delle pompe di calore sia oggi molto più esteso rispetto ad una decina di anni fa
per i vantaggi sopra esposti, vanno tuttavia tenute in considerazioni alcune problematiche che si
possono presentare nel loro utilizzo.
In primo luogo si consideri che la temperatura dell’aria esterna non può variare liberamente ma è
soggetta a limiti massimi indicati dai vari Costruttori. In ogni caso si ha, in genere, un limite a -10 °C e
in qualche caso anche – 15 °C. Pertanto in zone climatiche molto fredde (dalla D in su) spesso è
impossibile utilizzare le pompe di calore.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
47
Inoltre l’utilizzo di impianti con acqua quale fluido di lavoro (quindi escludendo i sistemi split con
batterie ad espansione diretta) può avvenire solo con forti percentuali di antigelo (glicole etilenico)
variabili da 20 al 35%. Ciò comporta anche un dimensionamento ad hoc della rete di distribuzione a
causa della sensibile variazione della densità dell’acqua additivata.
Una seconda importante considerazione per l’utilizzo delle pompe di calore è che, nel caso di
unità di trattamento aria con presa di aria esterna, nel climi più freddi, già al di sotto di 0 °C, occorre
evitare la ghiacciatura dell’acqua nelle batterie di scambio quando l’impianto è spento. Pertanto occorre
inserire opportune batterie di riscaldamento (scaldiglie) atte ad evitare la ghiacciatura dell’acqua o a
scongelarla nel caso si sia già verificata.
Una terza importante considerazione deriva dall’osservazione che le potenzialità delle pompe di
calore sono praticamente equivalenti (si ha qualche percento in più per la resa termica invernale) per
l’estate e per l’inverno e pertanto la stessa macchina deve potere far fronte ad entrambi i carichi
mediante semplice inversione. Tuttavia per le zone climatiche più fredde (dalla zona C in su) è possibile
che i carichi invernali siano sensibilmente più elevati rispetto a quelli estivi e pertanto si perde la
simmetria di utilizzo delle pompe di calore.
In pratica le condizioni estive variano poco in Italia (temperature esterne variabili da 30 a 34 °C
ed umidità relative esterne variabili fra il 40 e il 60%) e pertanto i carichi estivi risultano comparabili
nelle varie regioni italiane. In inverno abbiamo temperature esterne di progetto variabili fra i 5 °C delle
zone A ai -15 o anche – 20 °C delle zone montane e per conseguenza i carichi termici invernali possono
più che raddoppiare fra le varie situazioni climatiche.
A parte le considerazioni esposte nei primi due punti, la dissimmetria del carico termico
stagionale richiede l’installazione di più unità per far fronte al carico invernale oppure si sostituiscono le
pompe di calore con normali generatori termici.
UNITÀ CON MODULO IDRONICO INCORPORATO
Per le unità a pompa di calore del tipo aria – acqua si hanno ingombri notevoli dovute alle
batterie del condensatore. Ne deriva che queste unità sono degli enormi parallelepipedi praticamente
vuoti all’interno.
Molti Costruttori hanno pensato di dotare le unità di refrigerazione (e quindi anche le pompe di
calore) di un modulo idronico costituito dal serbatoio di accumulo, valvole di sicurezza e gruppo di
pompaggio, vedi ad esempio lo schema di Figura 83.
Il vantaggio che ne deriva è di avere delle unità complete del necessario per l’installazione
nell’impianto senza dover prevedere spazi aggiuntivi per gli organi sopra indicati.
La selezione delle pompe può essere effettuata su catalogo in funzione della prevalenza necessaria
per la rete di distribuzione.
1.6 POMPE DI CALORE GEOTERMICHE
La temperatura del terreno, di là di una certa profondità, si mantiene costante durante tutto
l'anno. E' allora possibile sfruttare questa notevole caratteristica per estrarre calore dal terreno d'inverno
per produrre acqua calda mediante una pompa di calore. La temperatura del terreno è influenzata dalle
condizioni termiche dell’atmosfera solo nello strato superficiale. Già a circa 510 m di profondità la
temperatura rimane costante e prossima a quella media annuale della superficie terrestre in quella zona.

°C
IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
48
30
Temperature a varie profondità
25
20
15
quota -1
quota -10
quota -30
10
5
0
G F M A M G L A S O N D
mese
Figura 69: Temperatura del terreno
In estate si può immaginare di trasferire energia al terreno per il ciclo del condizionamento.
Figura 70: Il terreno come sorgente termica per la pompa di calore e come refrigeratore
La pompa di calore di tipo geotermico può essere abbinata a più tipologie di scambio termico,
come rappresentato in Figura 71. Sia sul lato esterno che sul lato utenza si hanno diverse tipologie di
accoppiamento, a seconda dell'impianto desiderato.
Le pompe di calore che sfruttano il terreno come sorgente termica si possono distinguere in tre
categorie in funzione della modalità con cui avviene lo scambio termico con il sottosuolo:
1. impianti accoppiati direttamente con il terreno attraverso un sistema di tubazioni a circuito chiuso al cui interno
scorre il fluido termovettore;
2. impianti che utilizzano l’acqua di falda come fluido termovettore, con o senza reimmissione nella falda stessa
dopo l’uso;
3. impianti che sfruttano l’acqua dei laghi e dei bacini come sorgente termica attraverso un circuito che può essere
sia aperto che chiuso.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
49
Figura 71: Tipologia di scambi termici per le pompe di calore di tipo geotermico
Il caso 2 e il caso 3 richiedono situazioni ambientali particolari legate alla disponibilità idrica e
soprattutto comportano maggiori vincoli legislativi sull’inquinamento termico delle acque (attualmente
la materia è regolamentata a livello nazionale dalla L. 152/99 e s.m.i, ma sono da tener presenti
eventuali piani regionali di risanamento delle acque emanati da alcune Regioni). Invece il caso 1 è un
sistema più adattabile alle diverse condizioni, anche per quanto riguarda la disposizione delle tubazioni
stesse nel terreno, che possono assumere uno sviluppo orizzontale (lineare, a spirale, etc.) o verticale.
I risparmi energetici conseguibili con un impianto geotermico, rispetto ad uno tradizionale torrecaldaia,
sono quantificabili in un range del 25% 50% Tali risparmi si hanno principalmente per
ridotta manutenzione.
Inoltre nessun organo meccanico è in movimento, le strutture sono totalmente statiche, i
materiali resistenti alla corrosione e di elevata resistenza meccanica, inoltre i materiali sono flessibili.
Con il geo scambiatore eliminiamo la necessità della caldaia e della torre di raffreddamento ossia
evitiamo l’installazione di:
Pompe centrifughe;
Ventilatori;
Motori elettrici;
Cinghie di trasmissione;
Bruciatore di caldaia.
A livello indicativo si può dire che per tubazioni verticali:
sono necessari da 4,5 7 m di interasse tra i tubi;
sono necessari dai 15 22 m di perforazione per kW;
le profondità perforazioni vanno da 50 m fino a 200 m;
tipicamente occorrono per 25 kW circa 40 m 2 di superficie.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
50
Figura 72: Esempi di tubazioni interrate verticali
Mentre per tubazioni orizzontali occorrono:
profondità della trincea fino a 2 m ;
12 19 m di trincea necessari per kW da smaltire;
60 70 m 2 di superficie in pianta per kW
minori costi di installazione del geo scambiatore
I costi degli impianti geotermici variano da caso a caso e sono quantificabili in 3-4 volte il costo
degli impianti tradizionali. Per contro si possono avere risparmi dei costi di gestione dal 50 al 60%.
I tempi di pay back variano da 2,5 a 3,5-4 anni. Tuttavia i vantaggi non sono da considerare di
tipo solamente economici. Esistono vantaggi non quantificabili ma egualmente importanti quali:
assenza di rumorosità per la mancanza di torri evaporative o condensatori raffreddati ad aria;
minore impatto visivo degli impianti geotermici in quanto tutto l'impianto è sotto terra e quindi esternamente non
visibile.
1.7 I PALI ENERGETICI
Figura 73: Schematizzazione dell'impiantistica geotermica
Negli edifici muniti di pali di fondazione si possono inserire nei pali i tubi per la circolazione dei
fluidi di scambio termico con il terreno. In pratica si tratta di un'azione combinata di pali che svolgono
la loro azione di sostegno e al tempo stesso consentono di scambiare calore con il suolo e quindi
consentono applicazioni di geotermica, come sopra indicato.
Nelle figure seguenti si hanno esempi di pali energetici d'angolo oppure su muratura.
I tubi che emergono dai pali energetici (di solito del tipo ad U) sono poi raccordati per essere
collegati alla pompa di calore geotermica, come indicato in Figura 76.
Naturalmente l'utilizzo dei pali energetici deve essere pianificato in fase di progetto e non come
applicazioni di retrofitting.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
51
Figura 74: Esempi di pali energetici
Figura 75: Posa di tubazioni all'interno dei pali energetici
Figura 76: Collegamento dei pali energetici alla pompa di calore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
52
Figura 77: Layout di funzionamento dei pali energetici con geocooling
Figura 78: Pali energetici con raffreddamento attivo

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
53
Figura 79: Schema di principio dell'utilizzo dei pali energetici
Figura 80: Layout per un umpianto a PdC geotermica
1.8 FUNZIONAMENTO IN FREE COOLING
Quando l’impianto è asservito a sistemi tecnologici operanti anche con temperature esterne basse,
è energicamente molto conveniente utilizzare i refrigeratori dotati di free cooling. Nei refrigeratori
appartenenti a tale serie è implementato il sistema free cooling che permette, qualora la temperatura

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
54
esterna sia sufficientemente bassa, di non utilizzare la parte “refrigerante” del chiller e cioè i compressori,
che sono i componenti principalmente responsabili dei consumi energetici.
In tali unità, infatti, l’acqua refrigerata è prodotta utilizzando l’aria esterna e quindi il consumo
energetico è limitato ai soli ventilatori.
In tal modo si potrà disporre di acqua refrigerata a costo zero. In tali casi il funzionamento
è detto misto: il refrigeratore utilizzerà l’aria esterna per pre-raffreddare il fluido refrigerante
sottoponendo i compressori ad un lavoro inferiore ed ottenendo ancora un risparmio energetico, vedi
schema di Figura 82.
Vi saranno pertanto tre regimi di funzionamento, esemplificati schematicamente nel diagramma
di Figura 81:
Free cooling (funzionamento di ventilatori e pompa di free-cooling);
Misto (funzionamento di ventilatori, pompa di free cooling ed in parte dei compressori);
Raffreddamento meccanico (Espansione diretta) (funzionamento di ventilatori e
compressori).
L’idea che sta alla base del funzionamento free cooling è, come detto sopra, quella di produrre
acqua refrigerata utilizzando l’aria esterna anziché il funzionamento in espansione diretta. Il sistema di
regolazione a microprocessore, quando la temperatura dell’aria esterna è sufficientemente bassa, abilita
il funzionamento in free cooling: attraverso l’apposita pompa. l’acqua viene fatta circolare all’interno di
apposite batterie di scambio termico e raffreddata dall’aria esterna forzata dai ventilatori che, assieme
alla pompa, sono gli unici componenti che assorbono energia. L’acqua viene quindi re-immessa nel
circuito e fornita all’utenza. Dalla Tabella 4 fino alla Tabella 7 si hanno esempi di dati tecnici (Data
Sheet) per una serie commerciale di refrigeratori reversibili a pompa di calore con possibilità di recupero
termico e funzionamento in free cooling. Si osservino i dati tecnici circuitali (potenze elettriche
assorbite, portate di fluido, scambiatori di calore) e i dati relativi alle potenzialità frigorifere
(funzionamento estivo) e termiche (funzionamento invernale). In Figura 83 si ha la vista interna di
refrigeratore monoblocco completo di vaso di espansione e di pompe di circolazione adeguate all’uso.
Infine in Figura 84 si hanno indicazioni sulle distanze minime da rispettare per l’installazione di queste
macchine. Tali distanze sono necessarie per interventi di manutenzione ordinaria e straordinaria
(sostituzione di pezzi difettosi o guasti). E’ opportuno rispettarle sempre con la dovuta attenzione.
Figura 81: Regimi di funzionamento in free cooling
Figura 82: Schema di funzionamento del free cooling

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
55
Tabella 4: Dati tecnici circuitali di una famiglia di refrigeratori

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
56
Tabella 5: Dati circuitali in free cooling di una famiglia di refrigeratori

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
57
Tabella 6: Dati tecnici per potenze frigorifere

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
58
Tabella 7: Dati tecnici in riscaldamento di una pompa di calore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
59
Figura 83: Vista dell’interno di un refrigeratore reversibile completo di vaso di espansione e pompe di circolazione
Figura 84: Distanze minime di montaggio di un refrigeratore
1.9 TIPI DI FLUIDI TERMOVETTORI
I fluidi termovettori principali sono l’acqua e l’aria; in alcuni impianti si servono anche di fluidi
frigorigeni del tipo HCFC (Hydro-cloro-fluoro-carbide) utilizzati per gli impianti frigoriferi e a pompa di
calore. Vediamo qui brevemente le loro caratteristiche d’uso e le implicazioni progettuali per le reti di
trasporto del fluido termovettore che qui abbiamo più volte chiamato reti di distribuzione.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
60
1.9.1 CIRCUITI AD ACQUA: POMPA DI CIRCOLAZIONE, CORPI SCALDANTI
E’ il fluido più utilizzato, assieme all’aria, per le sue caratteristiche chimico-fisiche ottimali. Essa
ha il maggior calore specifico a pressione costante (4186 J/kg.K), un’elevata massa volumica (1000 kg/m³),
è inodore, insapore, chimicamente non aggressiva, economica e facilmente reperibile. L’acqua può,
quindi, essere facilmente trasportata con piccole sezioni di passaggio delle tubazioni: vale la relazione di
continuità:
m wS
[35]
con:
massa volumica, (kg/m³),
w velocità del fluido, (m/s),
S sezione di passaggio del condotto, (m²).
Ne consegue che, per data portata di fluido m , si ha per l’acqua una sezione di passaggio circa
1000 volte inferiore, a parità di velocità w e portata, rispetto all’aria che ha =1.27 kg/m³. Ciò significa
che i tubi per il trasporto dell’acqua, ad esclusione dei tronchi principali che debbono smaltire grosse
portate, sono di dimensioni dell’ordine del centimetro e quindi in genere facilmente occultabili all’interno
delle murature.
1.9.2 POMPA DI CIRCOLAZIONE
La potenza di pompaggio per le reti di distribuzione ad acqua risulta notevolmente inferiore, in
condizioni di pari confronto, rispetto a quella delle reti ad aria (Vedi Capitolo sulle Reti di distribuzione).
Risulta, infatti, che la potenza della pompa di circolazione è data dalla relazione:
ptot
m
P (W) [36]
ove si ha:
p tot
caduta di pressione totale ai capi della pompa di circolazione, (Pa),
massa volumica del fluido, (kg/m³),
m portata massica del fluido, (m/s),
rendimento isoentropico di compressione della pompa.
p
p
Essendo per l’acqua pari a 1000 kg/m³ (numero magico da ricordare sempre!) contro 1.27 kg/m³
nelle condizioni di esercizio delle reti di distribuzione dell’aria negli impianti di condizionamento si
giustifica quanto sopra detto. Anche le dimensioni delle pompe sono inferiori rispetto alle soffianti per
l’aria. Inoltre la circolazione dell’acqua, se la rete è stata correttamente progettata mantenendo le
velocità del fluido basse (dell’ordine di 1÷2 m/s), è anche meno rumorosa della circolazione dell’aria nei
canali, soprattutto per effetto della non eccessiva rigidità dei canali rispetto a quella dei tubi in acciaio.
Per altri argomenti sulle pompe di circolazione si rimanda ai manuali specializzati e ai dati forniti
dalla Case Costruttrici.
1.9.3 CORPI SCALDANTI
RADIATORI
Sono gli elementi terminali più utilizzati e possono essere in ghisa, in alluminio o leghe di acciaio.
Essi sono alimentati con acqua a temperatura di entrata 80÷90 °C e di uscita di 70÷80 °C. La
loro selezione 8 deve tenere conto di vari criteri e fattori progettuali quali, la resa termica (solitamente
certificata dal costruttore), l’estetica, il costo, la durata, l’affidabilità.
8 Normalmente in fase di progetto dell’impianto si selezionano i componenti dai cataloghi commerciali. Così
avviene per i generatori di calore, per le pompe e le soffianti, per le tubazioni e per i terminali. Non è pensabile costruire un
radiatore di superficie qualunque poiché avrebbe costi elevatissimi. Meglio selezionare i radiatori dai cataloghi commerciali
dei vari fornitori. Questo fatto introduce tutta una serie di problemi per via della discretizzazione delle serie commerciali dei
prodotti: se occorre un radiatore da 454 W occorre selezionare fra i due della serie commerciale disponibili di 400 e 500 W.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
61
Una cattiva abitudine che l’ignoranza alimenta è quella di rendere le superfici dei radiatori
speculari mediante vernici metalliche (ciò abbassa l’emissività della superficie) o di racchiuderli in
cassonetti con piccolissime fessure di aerazione o addirittura annegarli in vere e proprie nicchie murarie
e murarli con pannelli trapuntati di stile arabeggiante: il riscaldamento ambientale non è più dovuto, in
questi casi, a fatti fisici ma a fenomeni psicofisici.
I radiatori vanno posti, per il miglior rendimento termico e per il miglior comfort ambientale,
nelle pareti interne e non sotto le finestre come spesso viene fatto. La loro collocazione in pianta deve
essere ben studiata in funzione dell’arredamento, del senso di apertura delle porte e della disponibilità di
allacciamento alla rete di distribuzione dell’acqua calda. In ogni caso si tratta di elemento terminali di
tecnologia diffusa, affidabili, economici e facilmente manutenzionabili.
Le capacità di scambio termico dell’acqua sono elevate e certamente superiori a quelle dell’aria.
Basti pensare che il coefficiente di convezione termica per l’acqua risulta notevolmente più elevato
rispetto a quello per l’aria. Ne consegue che le superfici di scambio termico sono inferiori, a parità di
potenza scambiata, rispetto a quelle per l’aria.
La relazione di scambio è, infatti:
Q K S T F
[37]
ml
ove è:
K trasmittanza termica di scambio fra fluido interno (acqua e quindi più elevato rispetto a
quello corrispondente con l’aria) e l’aria ambiente, (W/m²K);
S superficie di scambio termico, (m²);
T differenza di temperatura media logaritmica fra le condizioni di ingresso e uscita del
ml
12
fluido primario e quella del fluido secondario, Tml
con: =tf
t
1 f
, (K);
2
1
ln
2
F fattore di configurazione per il tipo di scambiatore considerato (F=1 per
scambiatori ideali in controcorrente). I valori di F sono dati dai manuali specializzati per le varie
geometrie degli scambiatori di calore.
A parità di tutto, se K è maggiore risulta S minore ed è quello che succede quando si utilizza
l’acqua come fluido primario, cioè fluido termovettore. La selezione dei corpi scaldanti viene effettuata
mediante cataloghi commerciali a seconda delle tipologie disponibili. Queste sono:
in ghisa
in acciaio
in alluminio
Figura 85: Schema di collegamento di un terminale
Di solito si pone lo scambio termico nella forma:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
62
n
QCS
C
T
cs amb
ove si ha:
- Tcs amb
differenza di temperatura fra la T media del corpo scaldante e l’aria ambiente;
- C coefficiente di scambio termico;
- n esponente che dipende dal corpo scaldante.
L’esponente n è fornito dai Costruttori dei corpi scaldanti con riferimento ad uno scambio
nominale (EN 442) di 50 °C fra corpo scaldante ed ambiente. Di solito i costruttori forniscono i dati di
riferimento supponendo un T=60 °C nella [37]. La potenzialità standard così determinata va corretta
per tenere conto della reale differenza di temperatura nella rete di distribuzione. La relazione da
utilizzare è la seguente:
n n
Q Ct C60
[38]
RN
con esponente n variabile da 1.25 a 1.30. Pertanto la potenzialità nominale da adottare quando si
ha un t diverso da 60 °C è data dalla relazione:
Q
RN
60
n
QR
t
I costruttori possono anche fornire tabelle o grafici per un più rapido calcolo delle nuove
potenzialità.
[39]
Modello
Resa T=50
EN442 [W]
n
Cont. acqua
[L]
Prof. Alt. Inter. Lungh.
attacco
[pollici]
Massa
[kg]
TEMA 2-558 55 1,288 0,53 60 558 500 60 1 3,40
TEMA 2-681 69 1,287 0,60 60 681 623 60 1 3,90
TEMA 2-871 82 1,3 0,77 60 871 813 60 1 5,00
TEMA 3-400 55 1,295 0,51 94 400 342 60 1 3,70
TEMA 3-558 13 1,295 0,73 94 558 500 60 1 4,80
TEMA 3-640 84 1,3 0,75 94 640 581 60 1 5,30
TEMA 3-681 88 1,3 0,85 94 681 623 60 1 5,8
TEMA 3-790 102 1,305 0,9 94 790 731 60 1 6,5
TEMA 3-871 109 1,315 1 94 871 813 60 1 6,80
TEMA 4-558 93 1,299 0,84 128 558 500 60 1 5,80
TEMA 4-681 111 1,276 1,07 128 681 623 60 1 7,90
TEMA 4-871 137 1,331 1,34 128 871 813 60 1 8,60
TEMA 5-558 114 1,312 1,01 162 558 500 60 1 7,30
TEMA 5-681 136 1,322 1,23 162 681 623 60 1 9,00
TEMA 5-871 166 1,324 1,7 162 871 813 60 1 11,00
TEMA 8-300 103 1,326 1,18 267 300 242 60 1 6,70
NEOCLASSIC 4-
571 80 1,295 0,68 141 576 500 55 1 4,65
NEOCLASSIC 4-
665 92 1,309 0,74 141 669 595 55 1 5,25
NEOCLASSIC 4-
871 112 1,345 0,86 141 871 800 55 1 6,89
NEOCLASSIC 6-
665 134 1,3 0,96 222 665 595 55 1 1/4 8,30
NEOCLASSIC 6-
871 169 1,32 1,5 222 871 800 55 1 1/4 10,80
Tabella 8: Esempio di dati per radiatori commerciali
Secondo la recente norma EN442 la potenzialità viene fornita con t=50 °C.
Valgono le relazioni e quant’altro detto in precedenza per il calcolo della potenzialità nominale
con salti termici diversi. In Figura 86 si ha un esempio di installazione di un radiatore (nel caso

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
63
particolare in ghisa, modello TEMA Ideal Standard). Sono visibili i tubi di adduzione dell’acqua calda, la
valvola di sfiato aria (in alto) e la valvola di chiusura (in secondo piano sul lato opposto).
In particolare nei moderni radiatori si hanno direttamente montate le valvole termostatiche per la
regolazione ambientale. Nei radiatori sono anche montate le valvole automatiche di sfogo aria, come
rappresentato in Figura 88. In Figura 89 si hanno i dati caratteristici per radiatori in alluminio (rese
termiche a 60 °C e 50 °C) e le curve per la correzione della resa termica al variare della differenza di
temperatura di progetto.
PANNELLI RADIANTI
In questi ultimi anni si stanno diffondendo gli impianti di riscaldamento e di raffrescamento a
pannelli radianti. In pratica gli elementi terminali usuali vengono sostituiti da pannelli costruiti mediante
tubazioni opportunamente inserite nei pavimenti in modo da formare un pannello radiante.
Le tubazioni utilizzate, usualmente in rame o in plastica incrudita, hanno geometrie ben
determinate da esigenze di trasmissione del calore. Al di sotto delle tubazioni si pone uno spessore di
isolante (variabile da 45 a 60 mm) per evitare che il calore fornito dai tubi si propaghi al di sotto del
pavimento. Il dimensionamento dei pannelli radianti è complesso è regolato dalla norma EN 1264 e,
recentemente, dalla UNI-CEN 130. In sintesi si procede così.
Figura 86: Esempio di installazione di un radiatore
Figura 87: Valvola termostatica per radiatore
Figura 88: Valvola di sfiato d’aria automatico per radiatore
Dal calcolo dei carichi termici dei singoli ambienti di un edificio si calcola il carico specifico per
metro quadro di pavimento (W/m²) e si applica la relazione, indicata dalla UNI-CEN 130:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
64
max
8.92 p max a
1.1
q t t [40]
ove si ha:
q max calore specifico massimo ceduto da un metro quadro di pavimenti, (W/m²);
t pmax temperatura massima del pavimento, °C;
t a temperatura dell’aria ambiente, °C.
La temperatura massima del pavimento dipende, ovviamente, dalle condizione di benessere
ambientale e devono essere:
t pmax =29 °C per zone di normale residenza;
t pmax =35 °C per zone con residenza saltuaria.
Assumendo il valore di 29 °C per residenze civili e sostituendo questo valore nella precedente
relazione si ottiene la regola:
1.1
qmax 8.92 29 20 100 W / m²
[41]
Pertanto, se si vuole mantenere le condizioni di comfort termico, la potenza specifica massima
che un metro quadro di pavimento può cedere deve essere non superiore a 100 W/m². Da questa
osservazione scaturisce la regola pratica che ogni m² di superficie destinata a pannello radiante cede 100
W/m². Le caratteristiche di un pannello radiante tipo sono qui brevemente riassunte:
Tubazione
Conducibilità: 0.035 W/mK (tubo in plastica tipo Pex)
Diametro interno 16.0 mm
Diametro esterno 20.0 mm
Interasse di posa 7.5 cm
Massetto
Conducibilità 1.0 W/mK
Spessore sopra i tubi 4.5 cm
Pavimento
Non esistente (si considera come piano di calpestio quello del massetto)
Per questo pannello tipo si ha la resa data dalla relazione:
Q 6.7 S t [42]
tipo
con:
Q tipo calore emesso verso l’alto dal pannello, W
S superficie del pannello, m²
t temperatura media logaritmica fra la temperatura del fluido e l’aria ambiente data da:
tm
tr
t
[43]
tm
t
a
ln
tr
t
a
con t m e t r temperature di mandata e di ritorno del fluido nel pannello radiante.
Alla resa teorica data dalla precedente relazione si applicano opportuni fattori correttivi per
ottenere la resa effettiva del pannello reale si deve tenere conto del tipo di tubo, della resistenza termica
del pavimento, dello spessore di massetto sopra i tubi, del diametro esterno dei tubi.
Tali fattori correttivi sono dati in manuali specializzati e dalle case costruttrici dei materiali di
base. I pannelli radianti risultano comodi nei casi in cui non si ha disponibilità di spazio per i radiatori o
altre tipologie di terminali. In Figura 93 si ha un esempio di applicazione della tecnica a pannelli radianti
in appartamenti per civile abitazioni.
Si può osservare come per ogni ambiente si abbia un pannello costruito con tubazioni avvolte in
modo da riempire uniformemente i pavimenti e pertanto a geometria variabile.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
65
L’alimentazione dei singoli pannelli viene sempre effettuata tramite collettore complanare dotato
di valvole di controllo della temperatura di uscita. I pannelli radianti sono spesso utilizzati in luoghi di
particolare pregio quali i teatri, le chiese e in genere in tutti quei luoghi di difficile soddisfacimento con i
terminali classici.
In Figura 94 si ha un esempio di applicazione dei pannelli radianti in una chiesa. In questo caso
occorre ristrutturare i pavimenti in modo da posare alla perfezione le tubazioni che formano i pannelli
radianti. E’ possibile osservare come la geometria dei pavimenti possa essere bene seguita dall’inviluppo
delle tubazioni. I pannelli radianti possono essere utilizzati anche per il raffrescamento estivo inviando
acqua refrigerata ad opportuna temperatura.
Figura 89: dati caratteristici per radiatori in alluminio
Figura 90: Schema di posa dei pannelli radianti

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
66
E’ da ricordare, infatti, che le superfici fredde possono provocare fenomeni di condensa che
avrebbero effetti deleteri sui pavimenti. Per un maggior controllo della distribuzione le tubazioni dei
pannelli radianti si dipartono da collettori complanari e pertanto si possono intercettare singolarmente.
Figura 91: Schema tipo di montaggio di un pannello radiante
Figura 92: Particolare di montaggio dei pannelli radianti
Figura 93: Esempio di applicazione in civili abitazioni dei pannelli radianti

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
67
Il massetto al di sopra delle tubazioni è di solito reso più fluido mediante speciali additivi. Si
ottiene una massa più fluida che può riempire meglio gli spazi fra le tubazioni e formare una superficie
più uniforme e compatta.
I pannelli radianti sono caratterizzati da una notevole inerzia termica e pertanto la loro
regolazione risulta difficoltosa per via dei tempi di intervento necessari. Di solito la regolazione viene
fatta cercando di anticipare gli effetti termici.
Figura 94: esempio di applicazione dei pannelli radianti in una chiesa
In genere questi impianti non accettano variazioni notevoli delle temperature. A causa dell’inerzia
termica si hanno tempi di avviamento e di spegnimento notevolmente lunghi (alcune ore) e pertanto gli
impianti a pannelli radianti hanno funzionamento continuo con attenuazione notturna e messa a regime
con aumento della temperatura anticipata di un paio d’ore rispetto all’ora di utilizzo degli ambienti.
Figura 95: Esempio di utilizzo dei collettori complanari per pannelli radianti

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
68
RAFFRESCAMENTO CON PANNELLI RADIANTI
I pannelli radianti possono essere utilizzati anche per il raffrescamento ambientale. In questo caso
si invia acqua refrigerata ad una temperatura di circa 14 °C di solito mediante un circuito misto (caldo e
freddo) come indicato in Figura 96. Nella Figura 97 e in Figura 98 si hanno le rese termiche per due
diverse tipologie di pavimenti radianti, con parquet e con piastrelle. Gli effetti del raffrescamento
possono essere visti esaminando la Figura 99 nella quale appare evidente l’abbassamento della
temperatura interna per effetto del raffrescamento esercitato dal pavimento radiante con acqua a 14 °C
(valore consigliato per evitare i fenomeni di condensa superficiale).
Figura 96: Schema misto per riscaldamento e raffrescamento a pannelli radianti
Figura 97: Resa termica di un pavimento radiante con parquet per raffrescamento
Nella pratica avviene che l’acqua a bassa temperatura proveniente dal refrigeratore viene
miscelata dalla valvola 3-vie comandata da una centralina di regolazione e inviata all’impianto secondo
una temperatura programmata, 14 °C nel caso citato.
Figura 98: Resa termica di un pavimento con piastrelle radiante per raffrescamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
69
La temperatura dell’acqua di mandata al fan-coil, qualora presenti, è invece la stessa del
refrigeratore. In questo caso si ottengono due effetti: ridurre la umidità sottraendo il calore latente ed
incrementare l’apporto di freddo all’ambiente quando il carico termico è particolarmente elevato.
Anche nel caso di raffrescamento estivo sono da tenere in debito conto i fenomeni di elevata
inerzia termica del pavimento radiante e quindi la regolazione elettronica deve precede adeguatamente
l’azione voluta.
Figura 99: Andamento della temperatura interna con raffrescamento a pannelli radianti
In Figura 100 si ha uno schema a blocchi delle funzioni di regolazione, estate e inverno, per un
impianto a pannelli radianti. La temperatura di mandata non scende mai sotto i 14°C ed inizia a salire
leggermente con pendenza programmabile a partire dalla temperatura esterna di 25°C.
La pendenza della curva (da 0,2 a 0.8 ) va scelta in funzione della temperatura interna che si
desidera conseguire nel locale e della umidità relativa.
Figura 100: Schema della centralina di regolazione per pannelli radianti

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
70
Se ad esempio la zona in cui si opera è molto umida, una curva piuttosto piatta è
controproducente, in quando il divario tra la temperatura dell’aria di rinnovo nell’ambiente e quella
superficiale è via via maggiore quanto maggiore è la temperatura esterna. È facilmente comprensibile
allora come il rischio di condensa sia elevato. E quand’anche poi non si formasse condensa l’impianto
opererebbe per la maggior parte del tempo nelle condizioni di sicurezza, sulla curva superiore, a cui
l’efficienza della superficie fredda è minima.
In ogni caso una pendenza intorno a 0,3 è ideale per il pavimento; eventuali correzioni sono
possibili agendo sul regolatore mediante cacciavite. Le moderne centraline di regolazione per pavimenti
radianti sono equipaggiate di sonda anticondensa , posizionata sulle superfici più fredde dell’impianto e
quindi maggiormente a rischio di condensa superficiale.
Quando sulla superficie più fredda si raggiunge una umidità relativa superficiale di circa il 95%
allora avviene lo slittamento automatico della curva di regolazione sul valore più elevato.
Figura 101: Curve di regolazione per pavimenti radianti
1.9.4 VASO DI ESPANSIONE
Nelle reti ad acqua occorre tenere conto dell’espansione dell’acqua per effetto della differenza di
temperatura fra circuito freddo e caldo. Di solito supponendo che l’acqua di rete abbia una temperatura
di una decina di gradi Celsius e che la caldaia porti l’acqua a 90 °C si ha una differenza di temperatura di
ben 80 °C che non può essere trascurata pena la sicurezza dello stesso impianto. Si ricordi, infatti, che
l’acqua, come qualunque altro corpo del resto, si dilata secondo la legge:
V V 1 t
[44]
f
i
Ne segue che la variazione di volume dovuta all’espansione (l’acqua si espande riscaldandola) è:
V V V t
[45]
f i i
Questo è il volume minimo di espansione che occorre garantire all’acqua. Il coefficiente di
espansione varia con la temperatura. A 90°C è =0.00355 °C -1 e quindi la precedente relazione
consente di calcolare il volume di espansione. La tubazione di collegamento fra vaso di espansione e
caldaia no deve avere diametro inferiore a 15 mm. Per vasi di espansione chiusi il diametro della
tubazione di collegamento deve essere non inferiore a:
P
d ( mm)
[46]
1000
con P in kcal/h e con valore minimo di 18 mm. Di solito si hanno due tipi di vasi espansione, così
sono chiamati i serbatoi dove si fa assorbire l’espansione dell’acqua: vasi di espansione aperti e vasi di
espansione chiusi.
VASI DI ESPANSIONE APERTI
Nel primo caso si tratta di un recipiente posto alla sommità della rete di distribuzione avente un
volume di almeno tre volte V sopra calcolato e a contatto con l’atmosfera, vedi Figura 102.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
71
L’acqua dilatandosi fa innalzare il livello del liquido all’interno del vaso. Per un calcolo rapido si
può utilizzare la relazione:
V 1.4
P [47]
vasoespansione
ove P i è la potenzialità della caldaia in kW.
VASI DI ESPANSIONE CHIUSI
Per i vasi di espansione chiusi presentano alcuni vantaggi rispetto a quelli aperti che si possono
così riassumere:
riduzione delle corrosione nei materiali essendo il circuito sigillato e quindi non a contatto con
l’aria;
protezione della caldaia;
possibilità di una più efficace regolazione automatica;
eliminazione delle difficoltà di sistemazione del vaso aperto;
eliminazione della rete di sfiato perché l’eliminazione dell’aria può essere effettuata con apposito
dispositivo nel sistema di espansione;
possibilità di utilizzare impianti ad acqua surriscaldata.
Si hanno due possibili tipologie:
a membrana: il gas interno al serbatoio, di solito azoto, viene separato dall’acqua da una
membrana elastica, vedi Figura 103;
senza membrana: il gas, di solito aria, è a contatto con l’acqua, vedi Figura 104.
Il volume del serbatoio chiuso pressurizzato con membrana è dato dalle seguenti relazioni 9 :
Mt
Vmembrana
[48]
pi
1
p
ove con M si è indicata la massa iniziale di acqua nell’impianto.
f
Si osservi che Mt è la capacità termica totale dell’impianto.
La pressione iniziale p i , espressa in m c.a., è pari all’altezza netta al di sopra del serbatoio più 0,3
metri per sicurezza. La pressione finale p f è quella della valvola di sicurezza necessaria in questa
tipologia di vasi di espansione.
i
9 La relazione seguente si dimostra mediante normali passaggi di Termodinamica. Infatti è possibile scrivere
l’eguaglianza (per la legge dei gas ideali):
p i V = P fV f
dalla quale si trae:
V f = V (p i/p f)
Poiché l’espansione dell’acqua è pari a:
Mt = V - V f
Sostituendo nella precedente relazione si ottiene la [48].

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
72
Figura 102: Vaso di espansione aperto
Per i vasi pressurizzati senza membrana il volume del serbatoio è 10 :
Mt
Vsenza nenbrana
[49]
pa
pa
p p
ove p a è la pressione atmosferica.
i
f
Figura 103: Vaso di espansione chiuso a membrana
Figura 104: Vaso chiuso pressurizzato senza membrana
1.9.5 VALVOLA DI SICUREZZA
La valvola di sicurezza serve a mantenere la pressione nell’impianto al di sotto di un valore
massimo. Essa ha, di solito, ha una molla tarata che garantisce l’apertura della valvola quando si supera
il valore di taratura.
La pressione di sicurezza viene calcolata in funzione dell’altezza al di sopra della caldaia e dalla
necessità di non superare i 95°C nel generatore d’acqua.
Le valvole di sicurezza sono obbligatorie negli impianti chiusi e debbono garantire, al
raggiungimento della pressione limite, lo scarico di una portata di vapore:
P
Gv
( kg / h)
[50]
500
10 Per la legge dei gas ideali si ha:
p a V = p i V i = p f V f
essendo Mt = V - V f ed ancora V i = p a (V/p i ) , V f =p a (V/p f ) si ottiene:
Mt = p a V (1/p i – 1/p f)
e quindi la [49].

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
73
con P potenzialità della caldaia in kcal/h 11 .
La sezione di scarico può essere calcolata mediante la relazione approssimata:
P M
2
A ( cm )
[51]
5
10 0.9K
ove P è ancora la potenzialità della caldaia (in kcal/h) ed M un termine funzione della pressione di
scarico e K la caratteristica della valvola data dal costruttore.
In alcuni casi, per impianti di medie dimensioni, si hanno gruppi combinati che comprendono le
valvole di sfiato aria, di sicurezza e di caricamento, come indicato in Figura 106.
Figura 105: Esempio di valvola di sicurezza
Figura 106: Gruppo polivalente di sicurezza, sfiato aria e caricamento
Figura 107: Sezione di una valvola di sicurezza
11 Si ricordi che vale la relazione 1 kcal/h = 1.163 W , ed ancora 1 W = 0.860 Kcal/h.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
74
Nella Figura 110 si hanno esempi di schemi di montaggio della valvola di sicurezza e in Figura
111 si ha lo schema di installazione in un bollitore ad accumulo.
Figura 108: Foto esempio di installazione del vaso chiuso e della valvola di sicurezza
In Figura 108 si ha un esempio di corretta installazione del vaso di espansione chiuso, della
valvola di sicurezza e del tronchetto flangiati per la misura della portata d’acqua calda dalla caldaia.
1.9.6 VALVOLA DI SCARICO TERMICO
E’ una valvola che serve a garantire che non sia superata la temperatura massima nel generatore
termico, solitamente fissata a 90 o 95 °C a seconda del tipo di generatore termico 12 , vedi Figura 112 e in
sezione la Figura 113.
Essa fa aprire un orifizio tarato in modo da svuotare l’impianto in pochi minuti e va selezionata
in funzione della potenzialità della caldaia. Il diametro dell’orifizio di sfogo deve essere non inferiore a:
C
d0 ( mm)
5
[52]
ove C è la capacità, in litri, della caldaia. Il diametro non può essere inferiore a 15 mm.
La portata che queste valvole debbono scaricare, in kg/h, nel caso si reintegro totale
dell’impianto 13 è determinata dalla relazione:
P
Gs
( kg / h)
[53]
80
con P la potenzialità della caldaia in kcal/h.
Nel caso si reintegro parziale vale la relazione:
P
Gs
( kg / h)
[54]
25
Sono disponibili anche abachi di selezione rapida come quello riportato in Figura 114.
Il montaggio della valvola di scarico termico deve essere effettuato entro 50 cm dal corpo della
caldaia, secondo le norme ISPESL DM 1.12.1975 Raccolta “R”, come indicato in Figura 115
12 Per gli impianti che, all’entrata in vigore delle normative, non risulti a norma si deve installare una o più valvole
di scarico termico. Questa può anche essere sostituita con la valvola di intercettazione del combustibile tarata alla stessa
temperatura di 95 °C.
13 Cioè quando l’alimentazione dell’impianto è aperta e può quindi continuare a reintegrare l’acqua scaricata dalla
valvola.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
75
In Figura 116 si hanno indicazioni utili sugli schemi di installazione della valvola di scarico
termico e in Figura 117 si hanno due schemi elettrici di collegamento della valvola con i bruciatori. La
valvola di scarico termico è a riarmo manuale e pertanto quando interviene non consente la ripartenza del
bruciatore senza che la si riarmi manualmente.
Figura 109: Esempi di dati tecnici di valvole di sicurezza

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
76
Figura 110: Montaggio di una valvola di sicurezza
Figura 111: Installazione di una valvola di sicurezza in un bollitore d’acqua

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
77
Figura 112: Valvola di scarico termico
Figura 113: Sezione di una valvola di scarico termico
Figura 114: Abaco di selezione di una valvola di scarico termico

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
78
Figura 115: Indicazioni sull’installazione della valvola di scarico termico
Figura 116: Schemi di installazione della valvola di scarico termico
Figura 117: Schemi di collegamento elettrico della valvola di scarico termico
1.9.7 VALVOLE DI INTERCETTAZIONE DEL COMBUSTIBILE
La valvola di intercettazione del combustibile è un dispositivo di sicurezza ad azione positiva per
l’interruzione del flusso di combustibile al bruciatore, vedi Figura 118. La valvola, installata sulla
tubazione di adduzione del bruciatore, ha la funzione di intercettare l’afflusso di combustibile allorché
la temperatura del fluido termovettore raggiunge il valore limite di 98 °C.
Essendo un dispositivo ad azione positiva in caso di avaria dell’elemento sensibile, la chiusura
della valvola di alimentazione avviene automaticamente.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
79
Questa valvola è utilizzabile con differenti tipi di combustibili ed è disponibile anche in versione
per acqua surriscaldata.
Figura 118: Valvole di intercettazione combustibile filettata e flangiata
L’elemento sensibile a tensione di vapore, al raggiungimento della temperatura di taratura, con il
cambiamento di stato, provoca lo sgancio dell’otturatore attraverso il tubo capillare ed il soffietto
elastico. Il ripristino delle funzioni d’intervento avviene agendo sul pulsante collocato nella parte
inferiore della valvola e protetto da un coperchio in materiale plastico.
Qualora il dispositivo di intercettazione sia intervenuto, per effettuare il ripristino delle condizioni
di intervento, è necessario operare come segue:
a) Attendere che la temperatura dell’acqua scenda di 10°C al di sotto della temperatura
d’intervento (in caso contrario non è possibile riarmare il dispositivo).
b) Svitare il cappuccio di protezione.
c) Premere il pulsante di riarmo.
Figura 119: Sezione di una valvola di intercettazione del combustibile

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
80
Figura 120: abachi di selezione della valvole di intercettazione combustibile
La selezione di queste valvole è effettuata mediante appositi abachi in funzione del tipo di
combustibile e della portata al bruciatore, vedi Figura 120.
Figura 121: Installazione di una valvola di intercettazione del combustibile
Il sensore della valvola di intercettazione deve essere installato alla sommità del generatore, o
sulla tubazione di andata entro 0,5 m dal generatore, a monte di qualsiasi organo di intercettazione.
La valvola va installata sulla tubazione di mandata del combustibile, anche in posizione verticale,
rispettando il senso di flusso indicato dalla freccia, vedi Figura 121 e Figura 122.
Nell’installazione del dispositivo si devono adottare le opportune precauzioni affinché il capillare
che collega il sensore alla valvola non venga schiacciato o curvato eccessivamente.
Al fine di evitare manomissioni, od accidentali fuoriuscite del sensore, quest’ultimo deve essere
piombato nel pozzetto.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
81
Figura 122: Corretta installazione della valvola di intercettazione
1.10 FLUIDI DI LAVORO DIVERSI DALL’ACQUA
Gli impianti sono quasi sempre caratterizzati dal fluido di lavoro. Così si parla di riscaldamento
ad acqua o di condizionamento ad acqua se questa è il fluido di lavoro. In alcuni casi è opportuno,
conveniente o anche consigliabile avere impianti di climatizzazione che lavorano con fluidi diversi
dall’acqua, come ad esempio negli impianti ad aria. Si vedranno brevemente nel prosieguo le
problematiche di questi fluidi di lavoro.
1.10.1 L’ARIA COME FLUIDO DI LAVORO
Anche l’aria è utilizzata moltissimo negli impianti termici per le sue caratteristiche chimico-fisiche
ben conosciute e per le sue qualità termofisiche.
Certo rispetto all’acqua, come già osservato nel precedente paragrafo, si hanno condizioni meno
favorevoli ma la diffusione dell’aria nell’atmosfera, la mancanza di pericolosità negli impianti in caso di
fughe e il grado di affidabilità che deriva dal suo uso la rendono un fluido termovettore indispensabile e
tecnicamente vantaggioso. Valgono tutte le osservazioni già fatte in precedenza e che qui si riassumono.
Le dimensioni dei canali sono, per effetto della legge di continuità, non trascurabili e in ogni
caso grandi rispetto a quelle corrispondenti per l’acqua. Le dimensioni dei tratti terminali sono
dell’ordine di 30x40 cm² mentre i tronchi principali possono avere dimensioni dell’ordine di 2÷3
m di larghezza e di 60÷100 cm di altezza (con riferimento alle sezioni rettangolari). Pertanto, e
lo ribadisce ancora una volta con forza, i canali d’aria non sono mascherabili facilmente nelle
strutture edilizie ma richiedono sempre uno studio attento ed accurato dei passaggi (a soffitto o
a parete) al piano e nell’attraversamento dei piani (cavedi tecnici). Un progetto architettonico
che non preveda accuratamente questi spazi è destinato ad avere mutilazioni e superfetazioni
visibili ed antiestetiche. Si guardi con attenzione la Figura 68 dove si hanno, in scala esecutiva, le
dimensioni dei canali per un semplice appartamento. Si pensi alle dimensioni dei canali nei
tronchi principali di un grande edificio (scuola, ospedale, uffici, ….): non si può più nascondere
tutto con qualche controsoffitto ma occorre prevedere fin dall’inizio della fase progettuale le vie
di passaggio, orizzontali e verticali, di canali di dimensioni di metri!
La potenza di soffiaggio non è trascurabile (rispetto a quella delle reti ad acqua a pari
condizioni) e le dimensioni delle soffianti sono notevoli e richiedono più attenzione progettuale.
Le dimensioni delle superfici di scambio termico, per effetto della trasmittanza termica minore,
sono ben maggiori di quelle per l’acqua.
Va qui osservato che spesso gli impianti di climatizzazione debbono utilizzare l’aria quale fluido
termovettore per soddisfare alle esigenze di ricambio d’aria imposto dalle norme per i locali pubblici.
Ad esempio per le scuole le norme prevedono che si abbiano ricambi orari variabili da 2.5 a 5.
Ciò significa che, oltre al riscaldamento e alla climatizzazione in genere, occorre garantire un
ricambio d’aria fisiologico non indifferente e in ogni caso non più ottenibile per ricambio naturale

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
82
attraverso i battenti sottoporta e attraverso le aperture casuali degli infissi. Un’aula di dimensioni
6x6x3= 54 m³ richiede una portata di ventilazione, nel caso di scuole superiori con n=5, pari a ben 270
m³/h e quindi è necessario avere un impianto di ventilazione. Ma allora perché non utilizzare
quest’impianto anche per il riscaldamento? L’aria di riscaldamento può anche essere di ventilazione (è
uno dei punti di forza di questo tipo di impianti!) e quindi sorge spontanea la necessità di impianti di
termoventilazione ad aria.
1.10.2 SISTEMI SPLIT
Negli ultimi anni si sono diffusi condizionatori reversibili (quindi che funzionano anche da pompe
di calore) del tipo split. In Figura 123 si ha uno spaccato funzionale di un moderno sistema split nel quale
sono visibili l’unità esterna (che in funzionamento estivo funge da unità moto-condensante) e l’unità
interna (che in estate funge da evaporatore del fluidi refrigerante che circola direttamente in essa).
Con riferimento alla Figura 124 si può osservare che si tratta di impianti compatti, solitamente
per uno fino a quattro ambienti, costituiti da un’unità moto-condensante (in estate) esterna ed da un’unità
evaporativa (sempre in estate) interna.
Figura 123: Spaccato di un moderno sistema split
Nella Figura 68 si ha un esempio di installazione di questi impianti: sono ben visibili all’esterno
(qui indicato sul terrazzo) l’unità moto-condensante (cioè contenente il compressore frigorifero e il
condensatore) e all’interno due unità evaporatrici (cioè contenente ciascuna un evaporatore). Il fluido
termovettore è contemporaneamente frigorigeno, cioè è lo stesso Freon che circola nell’unità interna.
Questa soluzione consente di avere migliore rendimenti di scambio termico in quanto le batterie
interne alle unità sono ad espansione diretta: in esse il Freon si espande a bassa pressione (vedi ciclo di
Figura 60) assorbendo calore dall’ambiente e quindi raffrescandolo.
Se il sistema è reversibile allora in inverno le funzioni delle batterie si scambiano: nell’unità
esterna si ha il compressore e l’evaporatore mentre all’interno si ha il condensatore che cede calore, sempre per
espansione diretta, all’ambiente, riscaldandolo.
Questo genere di impianti non accettano lunghi percorsi per le tubazioni poiché all’interno il
fluido deve essere soggetto alle pressioni delle fasi termodinamiche indicate nel ciclo di Figura 60.
Di solito si possono avere lunghezze di 10÷15 m con tubazioni precaricate di fluido frigorigeno.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
83
Figura 124: Impianto di climatizzazione tipo Split
Figura 125: Schema di installazione di sistemi split in un edificio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
84
Per maggiori lunghezze occorre aggiungere una pompa di circolazione che ripristina la pressione
di esercizio all’evaporatore e al condensatore.
In Figura 126 si ha un esempio di sistema split nel quale l’unità interna è canalizzata, cioè l’uscita
non è immediata nell’ambiente in cui essa si trova ma l’aria viene opportunamente canalizzata con una
semplice rete di distribuzione dell’aria condizionata. In questo modo si può avere un sistema split che
può servire un appartamento o una piccola zona. Per impianti maggiormente estesi si debbono avere
impianti di condizionamento tradizionali.
I sistemi split si sono evoluti in modo tale che è oggi possibile utilizzarli in modo quasi esclusivo
per qualunque esigenza di climatizzazione anche in edifici complessi, come si può osservare in Figura
125 dove i sistemi distributivi all’interno sono molteplici in funzione del tipo di unità interne (a soffitto,
a parete, canalizzata, ..).
Va osservato che recentemente si sono prodotti unità split con fluido termovettore ad acqua. In
pratica si ha all’interno del gruppo frigorifero una batteria di scambio fra fluido frigorigeno ed acqua
che viene inviata agli ambienti per la climatizzazione. Questi sistemi sono, in pratica, dei veri e propri
piccoli impianti di condizionamento nei quali si ha una maggiore ingegnerizzazione delle unità di
refrigerazione con una migliore disposizione topologica.
Si osservi che i sistemi split non controllano bene l’umidità ambiente ma solo il carico sensibile.
Se si ha necessità di controllare anche il carico latente si deve ricorrere agli impianti tradizionale ad aria.
Figura 126: Sistema split con canalizzazione interna
1.10.3 TIPI DI TERMINALI PER LA CESSIONE DELL’ENERGIA
I terminali di cessione dell’energia sono la sezione finale di tutto l’impianto ma non per questo
meno importanti. Essi, in genere assommano tutta l’ignoranza progettuale e quindi tutti gli errori
eventualmente commessi. La loro funzione è quella di cedere energia (con segno algebrico, positiva in
inverno e negativa in estate) al sistema-edificio nella quantità necessaria a mantenerlo nelle condizioni di
progetto (solitamente 20 °C in inverno e 26 °C in estate) e in modo da rendere confortevole ed
uniforme la temperatura ambiente. In fase di progetto occorre rispondere, quindi, alle due domande:
quanta energia fornire all’ambiente e come distribuirla.
Per cedere l’energia giusta per il mantenimento dell’ambiente alle condizioni desiderate occorre
averne prodotto e trasportato la quantità necessaria: il terminale non può far miracoli accrescendo la
quantità di energia da cedere e quindi inserire elementi sovradimensionati non serve a nulla. Anzi è
sempre bene dimensionare i terminali correttamente per la potenza nominale di progetto (o
leggermente superiore, non più del 10%, per sopperire alle perdite di efficienza per invecchiamento) per
ottimizzare la resa termica.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
85
Spesso i terminali, anche per effetto della legislazione vigente (L. 10/91), sono provvisti di
regolazione termica e quindi la loro posizione in pianta e il loro funzionamento risultano di grande
importanza.
Le tipologie di terminale più ricorrenti per l’aria sono: termoconvettori, termoventilconvettori, unità di
trattamento aria, bocchette o diffusori. Se ne descrivono qui le caratteristiche fondamentali e rimandando al
prossimo capitolo l’approfondimento della diffusione dell’aria.
TERMOCONVETTORI
L’uso dei termoconvettori si è sviluppato con l’esigenza di avere terminali con elevata superficie di
scambio che consentissero di utilizzare acqua calda a temperatura moderata (40÷50 °C) quale si ha negli
impianti a pompa di calore, ad energia solare o cogenerativi. Il termoconvettore, infatti, ha una elevata
efficienza di scambio in quanto ha una batteria in rame alettata in alluminio (materiali ottimi conduttori)
alimentata dall’acqua calda che funge da fluido primario e attraverso la quale si fa passare l’aria
dell’ambiente da riscaldare mediante una piccola ventola di circolazione.
Si ha, pertanto, una convezione forzata fra alette di alluminio e aria da riscaldare e questo fa
aumentare la trasmittanza K e quindi occorre una minore superficie di scambio a parità delle altre
condizioni oppure, essendo il Tml
inferiore rispetto a quello dei radiatori, una maggiore quantità di
energia ceduta a parità di ingombro.
Le problematiche di installazione sono simili a quelle dei radiatori per la posizione e
l’alimentazione. La diffusione del calore è migliore per via della circolazione forzata indotta dalla
ventola interna. Le potenze in gioco sono modesta: ciascun termoconvettore ha una potenza di
alimentazione della ventola di circolazione di poche decine (al massimo un centinaio nei modelli più
potenti) di Watt e quindi non si hanno grossi problemi di impiantistica.
La presenza della ventola, e quindi la possibilità di controllare il flusso d’aria non più in
conseguenza della sola convezione naturale rende possibile l’installazione di queste unità anche a
soffitto a parete in posizione non a pavimento. Ciò rende più flessibile il loro utilizzo rendendo fruibili
spazi che altrimenti sarebbero occupati dai terminali e/o da questi impediti.
Inoltre nelle scuole o negli ospedali condizioni di sicurezza e/o di igienicità possono obbligare ad
avere terminali non accessibili a pavimento e in questo caso i termoconvettori vanno benissimo. Qualche
problema in più si ha nella manutenzione essendo questi componenti dotati di organi mobili. Inoltre se
la selezione non è effettuata con attenzione si possono avere problemi di rumorosità indotta dall’aria in
uscita dalle bocchette di mandata. La selezione dei termoconvettori viene effettuata mediante i cataloghi
dei costruttori ove, oltre le dimensioni e i dati tecnici usuali, viene indicata la potenzialità termica
nominale con acqua di alimentazione a 50 °C.
TERMOVENTILCONVETTORI (FAN COIL)
I termoventilconvettori sono in tutto identici ai termoconvettori con la differenza che hanno di solito due
batterie, una fredda per il raffrescamento ed una calda per il riscaldamento. Questi terminali vengono
utilizzati per gli impianti di condizionamento misti (acqua-aria) e di riscaldamento invernale.
L’esigenza della doppia batteria nasce da problemi dimensionali delle reti di distribuzione
dell’acqua fredda e dell’acqua calda: le potenze in gioco in inverno e in estate sono in valore assoluto
diverse come pure diverse sono differenze di temperatura fra ingresso e uscita (5 °C in estate, 10 °C in
inverno). Di solito la batteria calda è di minore superficie di scambio rispetto alla batteria fredda.
In Figura 127 si ha lo schema costruttivo (spaccato) di un moderno ventilconvettore nel quale
sono ben visibili la batteria di scambio termico e la ventola di circolazione dell’aria (posta in alto, in
aspirazione) e in Figura 128 si ha la vista interna di un ventilconvettore.
I problemi di installazione dei termoventilconvettori) sono gli stessi dei termoconvettori con l’aggiunta
della rete di dispersione della condensa.
Avviene, infatti, che in estate la batteria fredda condensi il vapore d’acqua presente nell’aria e
quindi occorre prevedere una tubazione che porti la condensa così prodotta in una rete di scarico
opportunamente predisposta altrimenti si possono avere spiacevoli travasi di acqua con
danneggiamento delle pareti, del pavimento e del soffitto.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
86
Per la selezione dei fan coil occorre utilizzare i dati tecnici forniti dalle case costruttrici: in essi
sono date le potenzialità termiche (calda e fredda) e il rapporto fra calore sensibile e calore latente che è
possibile ottenere. I fan coils possono anche avere una presa di aria esterna nel caso di impianti senza
aria primaria. In questo modo si fornisce agli ambienti l’aria necessaria per il ricambio fisiologico.
Ciò consente un leggero controllo dell’umidità interna. Con gli impianti ad aria primaria i fan coil
non hanno prese esterne e possono fornire prevalentemente calore sensibile. L’umidità degli ambienti
viene controllata mediante l’aria primaria.
Figura 127: Schema costruttivo di un ventilconvettore
Figura 128: Vista dell’interno di un ventilconvettore – Batteria di scambio e ventilatore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
87
Figura 129: Dati di targa di un ventilconvettore
Figura 130: Portate di acqua nominali di un ventilconvettore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
88
OSSERVAZIONE SUI TERMOCONVETTORI E FAN COIL
E’ uso corrente avere termoconvettori con batteria ad un rango ovvero anche fan coils a quattro
tubi con batteria a 3 ranghi per l’estate e ad un rango per l’inverno. Le temperature di riferimento per il
dimensionamento dei termoconvettori e dei fan coils sono, di norma,
Acqua fredda in regime estivo: 7 °C entrante, 12 °C uscente
Acqua calda per il regime invernale batteria 1 rango 70 °C entrante 60 °C uscente.
E’ comunque possibile avere funzionamenti a temperature di alimento diverse da quelle sopra
indicate e i vari Costruttori fornisco tabelle e/o abachi adatti a calcolare le due potenzialità delle batterie
sia a 3 ranghi che a ad 1 rango.
Tabella 9: Potenzialità frigorifera di fan coil a due tubi con differenza di temperatura acqua – ambiente

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
89
Tabella 10: Potenzialità termica di fan coil a due tubi con differenza di temperatura acqua – ambiente
Va comunque tenuto presente che quasi sempre i fan coil sono utilizzati, per problemi di costo di
impianto, nella configurazione a due tubi e pertanto il problema di alimentare le batterie con acqua a
bassa temperatura non si pone.
Anche se in inverno si utilizza acqua entrante a 45 °C ed uscente a 40 °C (vedasi il caso di
accoppiamento con pompe di calore) la superficie delle batterie a tre ranghi è tale che la potenzialità
termica di riscaldamento è sempre soddisfatta.
Tuttavia se si usano fan coil a 4 tubi (in grado di dare contemporaneamente freddo o caldo a
seconda delle necessità del carico ambiente) allora si pone un grosso problema nell’alimentare la batteria
calda ad 1 rango con acqua a 45 °C.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
90
La potenzialità termica di quest’ultima, infatti, si riduce notevolmente con il rischio di non potere
soddisfare il carico ambiente. In definitiva un fan coil che riesce a dare in estate di 3 kW frigoriferi
riesce a dare in inverno, con batteria ad 1 rango alimentata a 45 °C, circa un 1 kW caldo. Ne consegue
che non si hanno le necessarie condizioni di simmetria di carico che le zone climatiche A e B
richiedono.
Ad esempio nelle zone B si hanno carichi massimi estivi ed invernali del tutto comparabili per cui
un ambiente può richiedere 3 kW in estate e 3 kW (o giù di lì) in inverno. In queste condizioni un fan
coil a quattro tubi alimentato con refrigeratore – pompa di calore potrà soddisfare il carico ambiente in
estate ma non inverno.
Questa situazione, per altro standard per tutti i costruttori e prevista dalle norme Eurovent
europee, non si pone per le zone fredde (dalla C in su) perché in queste l’utilizzo della pompa di calore
non risulta conveniente o del tutto inopportuna (per il rischio delle gelate). Pertanto nelle zone fredde
(e quindi nella stragrande maggioranza delle regioni europee e nel nord dell’Italia) si utilizzano i fan coil
a quattro tubi con alimentazione 7-12 °C in estate e 70-60 °C in inverno con caldaie a basse
temperatura.
Ciò pone notevoli problemi nella climatizzazione delle zone temperate con refrigeratori – pompa
di calore con fan coil a quattro tubi. In pratica occorre forzare l’alimentazione delle batterie calde ad 1
rango dei fan coils con differenze di temperatura dell’acqua di 10 °C (ad esempio 45-35 °C) in modo da
avere una maggiore resa termica, al limite sovradimensionando il fan coil per l’estate in modo da avere
una maggiore resa termica in inverno.
BOCCHETTE E DIFFUSORI
Le bocchette di mandata (e di ripresa per i circuiti con ricircolo dell’aria) sono solitamente
collegate ai canali dell’aria mediante opportuni tronchetti di collegamento. Esse sono dotate di alette di
orientamento del flusso d’aria e, nei casi di bocchette più complesse, anche di una serranda di
regolazione a monte, vedi Figura 131.
Le bocchette sono caratterizzate da una velocità di lancio, v k , e da un lancio, L T , dell’aria fino a
quando essa riduce la sua velocità al di sotto di 0.3 m/s. I diffusori hanno una funziona analoga quella
delle bocchette.
Essi sono del tipo indicato in Figura 132, cioè a forma quadrata o circolare. La loro selezione è
del tutto simile a quella indicata per le bocchette e pertanto si fa ricorso ad abachi o tabelle fornite dai
costruttori.
Maggiori e più approfonditi dettagli sono fornito più avanti per la distribuzione dell’aria.
Figura 131: Bocchetta di mandata dell’aria con alette in alluminio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
91
Figura 132: Tipologie di diffusori
1.10.4 CENTRALI DI TRATTAMENTO DELL’ARIA: CTA
Si tratta di un vero e proprio impianto terminale, molto utilizzato negli impianti di
condizionamento e nella termoventilazione. L’unità di trattamento aria (UTA) è di solito una macchina
complessa che può essere assemblata in base alle caratteristiche di progetto ed è costituita,
essenzialmente, da un grosso cassonetto nel quale sono presenti vari sezioni quali, ad esempio, quella
filtrante, la sezione di riscaldamento con batteria calda, la sezione di raffreddamento con batteria
fredda, la sezione di post-riscaldamento con una batteria calda, la sezione di umidificazione (ad acqua o
a vapore, la sezione di lavaggio, la sezione ventilante di mandata e/o di ripresa.
In Figura 133 si ha un esempio di CTA. I problemi impiantistici sono notevoli: di spazio, di
collegamenti con i fluidi termovettori caldi e/o freddi, di alimentazione di acqua o di vapore per
l’umidificazione, di eliminazione della condensa, di collegamento ai canali di mandata, di ripresa e di
ricircolo. Non si può improvvisare l’installazione di un’unità di questo genere a meno di non sacrificare
uno o più ambienti originariamente non previsti per ospitare queste unità. Spesso l’ignoranza
progettuale e la mancanza di ogni criterio di previsione progettuale portano a conseguenze estetiche e
tecniche poco piacevoli.
Nel caso di impianti di piccole dimensioni (per esempio per singoli appartamenti o per pochi
ambienti) le UTA hanno dimensioni tali da potere essere poste in controsoffitto. In questo caso
l’ingombro maggiore si ha in altezza ed occorre prevedere almeno 50 cm di altezza.
I problemi che queste unità pongono in esercizio sono molteplici: alimentazione fluidodinamica,
cambio dei filtri, manutenzione delle batterie e delle ventole, eliminazione della condensa e dell’acqua
superflua di umidificazione, controllo delle valvole di regolazione. Occorre sempre prevedere una facile
accessibilità alla sezione filtrante per consentire il ricambio dei filtri con regolarità (almeno ad ogni
stagione): accade spesso che queste unità (se di piccole dimensioni) vengano annegate nel controsoffitto
e che non si abbia alcuna possibilità di accedervi se non rompendo il controsoffitto. Inoltre le UTA
sono rumorose se non correttamente progettate, come brevemente indicato nei capitoli precedente. Le
soffianti debbono essere ben bilanciate ed è opportuno inserire i giunti antivibranti e, se necessario, le
sezioni silenzianti dotate di trappole acustiche, vedi Figura 133.
La selezione delle UTA (o anche CTA per Centrali di Trattamento Aria) è effettuata mediante i
cataloghi delle case costruttrici partendo dalle dimensioni di attraversamento che sono determinate
imponendo una velocità variabile da 3 a 5 m/s.
In questo modo si hanno dimensioni di riferimento che debbono poi essere confrontate con
quelle standard fornite dai costruttori. In questo modo si seleziona la classe della CTA. Ogni
componente interno della CTA (batterie, filtri, soffianti, ….) debbono essere conformi alla classe sopra
determinata (cioè debbono essere compatibili con le dimensioni fisiche della CTA) ed avere le
potenzialità termiche (calde e/o fredde) calcolate in precedenza.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
92
Nel caso di impianti multizona, vedi Figura 134, si hanno più sezioni di uscita che possono essere
dotate di unità di post riscaldamento. In Figura 135 si ha uno schema delle possibili configurazione
delle Centrali di trattamento aria: si osservi come sono disposte e concatenate le varie sezioni (presa aria
esterna, miscelazione, filtrazione, riscaldamento, deumidificazione, separazione gocce,…, ventilazione.
Nella Tabella 11 si hanno dimensioni tipiche per le varie configurazioni e per grandezza
(determinata dalla sezione di passaggio) delle CTA. In Tabella 12 si ha una schematizzazione
dell’occupazione geometrica (frontale) delle CTA per le varie grandezze commerciali corrispondenti alla
Tabella 11. In Figura 143 si ha una vista laterale della CTA nella quale risulta visibile la serranda sulla
presa dell’aria esterna. Analoga serranda si ha sulla presa del ricircolo (se presente).
Figura 133: Esempio di Centrale di Trattamento Aria (CTA)
Figura 134: Layout di una UTA multizona

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
93
Figura 135: Configurazioni tipiche per le CTA
Tabella 11: Dimensioni delle CTA e loro potenzialità
Sono oggi disponibili numerosi CAD per la selezione delle CTA.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
94
Figura 136: Esempio di selezione di CTA mediante CAD
Figura 137: Vista interna di una CTA
Figura 138: Vita di una batteria di scambio di una CTA

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
95
Figura 139: Esempio di dati per la CTA di figura precedente
Figura 140: Dati per la batteria fredda
Figura 141: Dati per la batteria calda

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
96
SELEZIONE DEI FILTRI
Figura 142: Dati di selezione del ventilatore
I filtri sulla presa dell’aria esterna e sul ricircolo sono di importanza fondamentale per il corretto
funzionamento delle CTA. Spesso sono addirittura indispensabili per applicazioni particolari: si pensi,
ad esempio, ad una sala operatoria o di terapia intensiva, ad una industria elettronica (camera bianca per
la lavorazione dei componenti elettronici, …) o per l’industria chimica e farmaceutica.
Si hanno diverse tipologie di filtri a seconda dell’efficienza (cioè della capacità di eliminare le
polveri) che si desidera avere. In Tabella 13 si ha una classificazione dei filtri commerciali per CTA e in
Tabella 14 si ha una elencazione di criteri di scelta del tipo di filtro da utilizzare nelle varie applicazioni
impiantistiche. In Figura 147 e in Tabella 15 si hanno gli ingombri geometrici dei vari tipi di filtri per le
diverse grandezze delle CTA.
Tabella 12: Dimensioni tipiche per varie grandezze

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
97
Figura 143: Particolari della serranda di presa aria esterna
Figura 144: particolare di attacco di una serranda
Figura 145: Schema di orientamento dei ventilatori per una CTA

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
98
Figura 146: Sezione ventilante di una CTA
Tabella 13: Classificazione dei filtri per CTA

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
99
Tabella 14: Criteri di selezione dei filtri
Figura 147: Dimensioni dei filtri per le varie grandezze della CTA

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
100
Figura 148: Sezione filtrante di una CTA
Tabella 15: Dimensioni dei filtri per le varie grandezze delle CTA

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
101
UNITÀ DI CONDIZIONAMENTO COMPATTE
Per piccoli carichi o per piccole zone (appartamenti) si utilizzano unità di condizionamento
compatte che non sono complesse come le centrali di trattamento dell’aria, vedi Figura 149.
Per dimensioni e portate d’aria elevate (ma sempre piccole rispetto alle CTA) si utilizzano unità di
condizionamento più complesse (vedi Figura 151) che consentono una maggiore scelta delle batterie e
del ventilatore di mandata.
Figura 149: Unità di condizionamento
Figura 150: Schema costruttiva dell’unità di condizionamento
1.10.5 SISTEMA IDROSPLIT
Si tratta di un sistema moderno e versatile che consente di alimentare più unità (fan coil) interne
in modo reversibile ed automatica. E’ possibile collegare l’idrosplit ad una caldaia ed avere la gestione
automatica del riscaldamento e raffrescamento ambientale.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
102
Tabella 16: Potenzialità delle unità di condizionamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
103
Tabella 17: Modalità di installazione delle unità di condizionamento
Figura 151: Unità di condizionamento di grandi dimensioni

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
104
Figura 152: Componenti principali di un sistema idrosplit
Figura 153: Configurazione possibile di un idrosplit
L’unità di controllo, vedi Figura 153, consente di accendere a volontà uno o più unità interne
senza doversi preoccupare del sistema di refrigerazione e di regolare il sistema di distribuzione.
Si osservi che i sistemi multi split di nuova concezione consentono di alimentare più unità interne
con batterie ad espansione diretta e con variazione sia della portata del refrigerante che dell’aria al
ventilatore delle unità interne.
Ciò viene fatto mediante l’uso di microprocessori che adattano la potenza fornita al carico
effettivo richiesto. Alimentazione elettrica con inverter dell’unità motocondensante evita spunti di
avviamento elevati ed un corretto funzionamento del motore elettrico.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
105
Figura 154: Modalità di funzionamento di un idrosplit
Figura 155: Particolari costruttivi dei componenti di un sistema idrosplit

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
106
Tabella 18: Potenzialità degli idrosplit
Figura 156: Punto di lavoro di un idrosplit
1.10.6 RECUPERATORI DI CALORE
In alcune zone climatiche è obbligatorio recuperare il calore dell’aria calda espulsa dagli ambienti.
Ma il concetto del recupero termico è utilizzato anche per il condizionamento invernale. Le unità
di recupero termico sono scambiatori ad aria a doppio flusso, come indicato in Figura 157. In Figura
159 si può osservare come è fatto internamento questo scambiatore di calore.
I dati tecnici e le prestazioni dei recuperatori sono riportati in Figura 160 e in Tabella 19.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
107
Figura 157: Funzionamento di un recuperatore di calore
Figura 158: Prestazioni di un idrosplit

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
108
Figura 159: Vista interna di un recuperatore di calore
Tabella 19: Dati tecnici dei recuperatori di calore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
109
Figura 160: Prestazioni dei recuperatori al variare delle portate e dell’ UR

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
110
2 DISPOSITIVI DI DISTRIBUZIONE DELL’ARIA
Si è visto nello studio delle condizioni di comfort ambientale, mediante l’equazione del benessere
di Fanger, che la velocità dell’aria nell’ambiente è un parametro importante per il giudizio finale
dell’utenza. In particolare si è detto che la velocità dell’aria deve essere inferiore a 0,15 m/s per evitare
una spiacevole sensazione di fresco sulla pelle che richiede una temperatura ambientale media radiante
più elevata.
Gli impianti di climatizzazione hanno anche lo scopo di distribuire aria all’interno degli ambienti
mediante dispositivi e meccanismi di distribuzione diversi che, oltre a fornire energia (con il suo segno),
debbono garantire che la velocità dell’aria sia, nella zona occupata dalle persone, nei limiti indicati dalle
condizioni di benessere.
Si hanno tre metodologie di distribuzione:
Distribuzione a flusso turbolento (Mixing ventilation) con mescolamento induttivo fra l’aria
immessa (setta aria primaria) e l’aria ambiente che viene richiamata dalla prima, vedi Figura 161.
In genere l’induzione è modesta ma la differenza di temperatura fra l’aria primaria e quella
dell’ambiente può essere elevata. La velocità di immissione varia da 2 a 20 m/s.
Figura 161: Distribuzione per miscelazione
Distribuzione a dislocazione (Dislocation ventilation) con velocità di uscita fra 0,2 e 0,4 m/s e
con differenze di temperatura modeste e tali da consentire una lenta diffusione dell’aria immessa
nell’ambiente senza turbolenza, vedi Figura 163. Il movimento dell’aria immessa, solitamente
dal basso, e risalente lentamente verso l’alto crea una sorta di movimento a stantuffo dell’aria
sovrastante. La portata d’aria immessa è di solito elevata ma a bassa velocità e quindi senza
effetti di turbolenza che invece caratterizzano la distribuzione indicata nel caso precedente.
Distribuzione a flusso laminare sia orizzontale che verticale mediante getti d’aria a velocità fra
0,4 e 0,5 m/s (vedi Figura 164) e con ripresa dal lato opposto in modo da creare un percorso
obbligato. Lo scopo è quello di creare una zona di elevata purezza dell’aria con flusso non
turbolento e modeste differenze di temperatura con l’ambiente.
In tutti i casi i terminali di distribuzione influenzano l’efficienza locale e l’efficienza media di
ventilazione, l’efficienza di ricambio d’aria e l’età media e/o locale dell’aria nell’ambiente.
2.1 I GETTI
Lo studio dei getti riveste notevole interesse sia industriale che ambientale. Si tratta di un esempio
di convezione termica non confinata, cioè non limitata da superfici solide: una corrente fluida (getti o
fumi) induce un moto convettivo della massa esterna.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
111
Con riferimento alla Figura 162, una corrente di fluido immesso attraverso un orifizio, dopo una
zona iniziale (circa 6 volte la dimensione del foro nel quale la velocità media coincide con quella a
monte dell’orifizio) passa dalla zona laminare a quella turbolenta.
Uo, To
Formazione
del getto
Formazione dei vortici
Distribuzione della velocita'
Zona della crescita lineare
Figura 162: Formazione del getto (zona turbolenta)
Il getto si allarga man mano che si procede in avanti e si parla di una zona di accrescimento
lineare dello spessore del getto. La distribuzione della velocità nel getto si dimostra, partendo dalle
equazioni allo strato limite turbolento, che è di tipo esponenziale secondo la relazione:
r
2
u u e b
c
ove è b=0.107 x ed u c è la velocità sull’asse. Analogamente la distribuzione di temperatura è:
T T T T e
c
con b T = 0.127 x. Le precedenti equazioni necessitano dei valori della velocità e della temperatura
sull’asse del getto. Si dimostra che vale la seguente relazione:
2 2
2 u rdr U 0
D0
0
4
Combinando con l’equazione della distribuzione di velocità si ottiene il valore della velocità
sull’asse:
UD
0 0
uc
6.61
x
Si osservi come questa velocità decresce al crescere di x e che per x = 6.61 D 0 si ha uc
U0
.
Si dimostra ancora valida la relazione:
2
2
2 cpu T T rdr cpU 0 T0 TD
0
0
4
r
2
bT
Combinando con l’equazione della distribuzione della temperatura si ottiene:
T0
T
Tc
T
5.65
D0
x
Quindi l’eccesso di temperatura decresce ancora con la distanza x dall’orifizio.
Se un getto viene orientato su una parete verticale allora nell’area della sezione del getto si hanno
coefficienti di convezione elevati. Pertanto si usano i getti per il raffreddamento rapido ed intensivo di
superfici particolarmente calde (ad esempio le palette delle turbine, …).
In definitiva possiamo individuare tre zone nel getto così distinte:
per una distanza di circa 6 diametri equivalenti dell’orifizio di mandata la velocità si mantiene
costante e pari a quella di uscita;

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
112
nello spazio di ulteriori 4÷6 diametri equivalenti si ha la transizione da flusso laminare a
turbolento e la velocità sull’asse del getto è inversamente proporzionale a x , con x distanza
dal foro di uscita;
a questo punto il moto turbolento è completamente stabilizzato e iniziano a prevalere le forze di
inerzia. Fino ad una distanza di 25÷100 diametri equivalenti dell’orifizio di uscita la velocità è
inversamente proporzionale alla distanza x, come sopra indicato. E’ questa la zona di maggiore
interesse. Si è trovato, empiricamente, la seguente relazione:
Q
u K'
x A c R
g d fa
ove K’ è una costante di proporzionalità variabile da 4.7 a 7 a seconda del tipo di foro (circolare o
rettangolare) e della velocità iniziale, Q è la portata volumetrica dell’aria, A g è l’area esterna lorda
della sezione di uscita, c d è un coefficiente di taglio che varia da 0.6 a 1.0 per fori mal tagliati e fori
con bordi arrotondati e infine R fa è il rapporto fra l’area netta e l’area lorda della sezione di uscita.
infine, alla fine della zona turbolenta la velocità sull’asse, u c , diminuisce rapidamente a meno di
0,25 m/s e il la distribuzione di velocità risulta di non facile previsione. Le forze viscose iniziano
a prevalere con valori modesti e producono cambiamenti transitori rapidi.
Per un getto isotermo in aria libera si ha una espansione con un angolo di circa 20÷24° a causa
dell’entrainment dell’aria esterna nel getto. Per un getto isotermo con l’aria ambiente non si hanno effetti
di alleggerimento termico. Per un getto non isotermo si hanno effetti di scambio termico fra l’aria del
getto e quella esterna e questi producono effetti di alleggerimento termico (aria calda) o piegatura del
getto (aria fredda). In genere si opera in modo che la velocità terminale del getto sia 0,2 m/s e la
temperatura finale sia di equilibrio termico con l’ambiente.
Lo studio termodinamico dei getti non isotermi non è stato del tutto completato e si ricorre,
pertanto, a relazioni empiriche. Ad esempio la caduta (vedi dopo per le definizioni) del getto a distanza
x dalla sezione di lancio di diametro equivalente D 0 è data dalla relazione di Koestel:
y x tr
t 0
gD
0
0.065 2
D0 D0 tr
273 c0
essendo t r la temperatura iniziale del getto, t 0 la temperatura ambiente, c 0 la velocità iniziale al
centro del getto.
2.2 GRANDEZZE FONDAMENTALI
La progettazione dei terminali viene effettuata ricorrendo ad alcuni parametri caratteristici fra i
quali si ricorda:
VELOCITÀ DI USCITA
E’ la velocità di uscita dalle bocchette rettangolari valutata sull’are frontale (lorda o netta a
seconda dei casi e in ogni caso i Costruttori debbono indicarla con esattezza). Per gli anemostati la
velocità di uscita è misurata sul collo del diffusore.
3
Figura 163: Distribuzione a dislocazione

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
113
VELOCITÀ IN UN PUNTO DEL GETTO
Figura 164: Sistema di distribuzione a flusso laminare
La velocità al centro del getto può essere determinata con l’equazione che segue, per una
superficie definita: v X 0.2
x
dove x è distanza in metri dal diffusore al punto nel centro del getto
x
in cui la velocità è vx (m/s). Esempio: un diffusore ha una gittata X=3,0 m; la distanza del punto dove la
velocità del getto è di 0,3 m/s sarà: x = 3 0,2/0,3 = 2 m.
LANCIO
Figura 165: Velocità dell’aria a distanza x dal getto
E’ la distanza che percorre l’aria immessa nell’ambiente fino a quando si pone in equilibrio
termico con esso, vedi ancora la Figura 161 e la velocità residua diviene 0,15 m/s. Si desidera in genere
che il lancio sia tale da far raggiungere le posizioni più distanti dell’ambiente.
A causa dell’effetto di mescolamento (induzione) con l’aria ambiente si ha quasi sempre un
effetto di curvatura dell’asse per cui il lancio reale è solitamente maggiore di quello teorico.
Figura 166: Illustrazione del lancio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
114
RAPPORTO DI INDUZIONE
L’aria immessa per effetto dell’elevata velocità (rispetto a quella dell’ambiente) induce un effetto
di richiamo dell’aria esterna che di fatto accresce la portata di aria trasportata rispetto a quella
inizialmente immessa. Detta Q i la portata volumetrica immessa e Q t quella totale (valutata ad ogni
ascissa lungo il lancio) il rapporto di induzione è dato dalla relazione ri Qt / Qi
. Un rapporto di
induzione elevato provoca una miscelazione dell’aria ambiente più rapida e quindi evita una rapida
caduta dell’aria fredda o una ristagnazione dell’aria calda. Il rapporto di induzione può esse scritto nella
t
forma
m
t
r
i
i
ove t
ta
t
a è la temperatura dell’aria dell’ambiente nella zona occupata, t i la
m
temperatura dell’aria di immissione e t m la temperatura dell’aria miscelata.
CADUTA
E’ la distanza fra la quota del getto dell’aria, valutata a data ascissa dalla bocchetta di immissione,
e la linea teorica orizzontale del lancio iniziale. L’aria fredda tende ad abbassarsi per effetto degli scambi
con l’aria ambiente e l’aria calda tende ad innalzarsi. Nelle elaborazioni si utilizza quasi sempre la caduta
in corrispondenza del lancio.
ZONA OCCUPATA
Figura 167: Illustrazione della caduta
Parte dell’ambiente delimitata geometricamente da una distanza di 0,15 metri da tutte le pareti,
con una altezza di 1,8 metri dal suolo, nella quale si svolgono le normali attività delle persone. Per
evitare entro la zona occupata velocità dell’aria maggiori di 0,2 m/s, i diffusori devono essere
dimensionati in modo che la gittata X abbia la giusta proporzione rispetto alle distanze A, B, C. Quando
due diffusori soffiano l’uno contro l’altro deve essere applicata la formula:
X (1) + X (2) A + C
Quando un diffusore soffia contro una parete deve essere applicata la formula:
X B + C
Queste regole definiscono la massima gittata dei diffusori. Per ottenere una ragionevole
diffusione dell’aria le gittate non devono essere inferiori al 75% dei massimi valori di cui sopra.
TEMPERATURA FINALE DEL LANCIO
E’ la temperatura dell’aria del getto alla fine del lancio. Questa dipende dall’induzione e dalle
caratteristiche del lancio. Si ricordi che la differenze di temperatura fra l’aria del getto e quella dell’aria
dell’ambiente favorisce la caduta del getto, nel casi di aria fredda immessa.
EFFETTO COANDA
Quando l’aria viene diffusa a contatto di una superficie piana, ad esempio un controsoffitto, si
determina una depressione tra il getto e il piano del controsoffitto che provoca l’aderenza del getto, il
cosiddetto effetto Coanda.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
115
Figura 168: definizione della zona occupata
Questo fenomeno ha grande importanza soprattutto nella diffusione di aria fredda.
Per ottenere l’effetto Coanda più efficace possibile, l’aria deve essere immessa in piccole quantità
per diffusore con la maggiore ampiezza e con la massima velocità possibile.
L’effetto scompare totalmente per velocità inferiori a 0,35 m/s.
l massimo effetto Coanda si ottiene sempre quando l’aria è diffusa su un fronte di 360° senza
alcuna ostruzione.
Per non avere l’effetto Coanda occorre avere le situazioni riportate in figura seguente per
diffusori a soffitto.
Per installazioni su canali a vista la gittata si riduce del 20%.
Per le bocchette a parete le installazioni debbono avere distanza dal soffitto superiore a 300 mm e
la gittata si riduce del 40%.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
116
DISTANZA MINIMA DA UN OSTACOLO
Figura 169: Modalità di installazione senza effetto Coanda
Nel caso di ostacoli sul soffitto (esempio plafoniere luminose) le distanze minime ammesse sono
in funzione della sporgenza dell’ostacolo verso il basso e della differenza di temperatura dell’aria.
Se per esempio abbiamo una sporgenza di 80 mm con aria immessa a -8°C la minima distanza da
tenere sarà A = 0,4 X.
Figura 170: Distanza minima da un ostacolo
2.3 TERMINALI A FLUSSO TURBOLENTO
Fanno parte di questa categoria le bocchette ad alette (vedi Figura 171) i diffusori a coni (vedi
Figura 172 e Figura 173) i diffusori spiroidali (vedi Figura 174) i diffusori lineari (vedi Figura 176) e gli
ugelli (vedi Figura 175)
Figura 171: Bocchetta ad alette

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
117
Figura 172: Diffusori a coni
Figura 173: Diffusori a coni a geometria variabile
Figura 174: Diffusore spiroidale
Figura 175: Diffusori ad ugelli

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
118
Figura 176: Diffusori lineari
Le caratteristiche di questi tipi di terminali sono riepilogate nella seguente Tabella 20.
2.4 DIFFUSORI
Tabella 20: Confronto delle caratteristiche dei terminali a turbolenza
CARATTERISTICHE GENERALI
I diffusori circolari a coni fissi sono la soluzione per diffondere uniformemente l’aria dal soffitto
in ambienti di altezza non superiore ad una certa altezza funzione del modello. L’estrema leggerezza e le
dimensioni esterne contenute li rendono facilmente installabili anche in situazioni rese critiche dagli
eventuali spazi ristretti e da controsoffitti leggeri e non autoportanti.
Essi costituiscono un’ottima soluzione per l’aspirazione d’aria viziata nei locali pubblici.
CARATTERISTICHE COSTRUTTIVE
La costruzione è di solito in acciaio con verniciatura a polvere elettrostatica ed essiccazione a
forno in colore bianco.
Questo tipo di verniciatura con polveri a base di resine epossi-poliestere mantiene nel tempo la
pregevolezza estetica del diffusore senza alterazioni. L’esecuzione può essere anche in alluminio
anodizzato naturale. Il fissaggio è effettuato mediante viti utilizzando i tre fori predisposti sul bordo
esterno del diffusore.
La serranda di regolazione, solitamente presente, è provvista di una flangia preforata che
sostituisce il collare di montaggio rendendo possibile l’accoppiamento diretto tra condotto - serranda -
diffusore.
I dati caratteristici dei diffusori dipendono dal modello e dal Costruttore. In Tabella 21 si hanno i
dati caratteristici di un modello commerciale: per date dimensioni (diametro nominale D n ) si hanno le
portate, il lancio, la caduta di pressione e la rumorosità espressa con l’indice NR.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
119
Figura 177: Diffusori e loro dati caratteristici
Tabella 21: Caratteristiche aerauliche dei diffusori

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
120
Figura 178: Abachi per la gittata e la perdita di pressione
Spesso i dati dimensionali e le caratteristiche dei diffusori sono raggruppati in modo tale da avere
sott’occhio sia i dati fluodinamici che quelli di rumorosità. Ad esempio alcuni Costruttori forniscono i
loro cataloghi come indicato nella Figura 179 e nella Figura 180 per le caratteristiche fluidodinamiche.
Figura 179: Dati dimensionali di un diffusore a coni variabili
Come si può osservare in Figura 180 (come schematizzato anche nello stesso abaco con le linee
di richiamo riportate in basso a sinistra) nota la portata d’aria da inviare si hanno immediatamente il
lancio, la velocità iniziale e la rumorosità (indice NR).
Pertanto la selezione della dimensione del diffusore risulta legata sia ai dati di progetto
fluidodinamici (v k , L T ) ma anche alla rumorosità prodotta.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
121
Figura 180: Selezione del diffusore con abaco integrato (caratteristiche rumorosità)
Per diffusori quadrati si hanno i dati dimensionali seguenti e le curve di selezione di Figura 182,
di Figura 183. di Figura 184 e di Figura 185.
Figura 181: Dati dimensionali per diffusori quadrati

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
122
Figura 182: Curve caratteristiche per diffusore quadrato per date direzioni di mandata

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
123
Figura 183: Caratteristiche di un diffusore quadrato per date direzioni di mandata

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
124
Figura 184: Caratteristiche di un diffusore quadrato per date direzioni di mandata

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
125
Figura 185: Caratteristiche di un diffusore quadrato per date direzioni di mandata
2.4.1 DIFFUSORI ELICOIDALI
I diffusori regolabili ad effetto elicoidale consentono una rapida miscela fra l'aria immessa e quella
indotta permettendo di raggiungere un elevato numero di ricambi d'aria (fino a 30 ricambi ora) con
differenziali di temperatura compresi tra +10°C e -10°C in locali alti fino a 4 metri.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
126
Il flusso elicoidale può essere variato mediante l’orientamento dei deflettori ottenendo i seguenti
risultati (vedi Figura 186):
- Flusso in senso orario = gittata maggiore
- Flusso in senso antiorario = gittata ridotta
- Metà deflettori con flusso orario e metà con flusso antiorario = gittata in una sola direzione.
- Un quarto di deflettori a flussi alternati = gittata in due direzioni opposte.
La posizione dei deflettori può essere modificata anche ad installazione avvenuta, sia per
ottimizzare la diffusione dell’aria nel locale sia per supplire ad inconvenienti provocati da modifiche
strutturali (colonne, pareti mobili, lampade sporgenti, ecc.).
Le perdite di pressione non cambiano al variare della posizione dei deflettori rendendo inutile una
successiva taratura dei circuiti. In Tabella 22 si hanno i dati dimensionali per una serie commerciale.
Tabella 22: Dati dimensionali per diffusori elicoidali
Figura 186: Funzionamento dei diffusori elicoidali
In Tabella 23 si hanno i dati caratteristici di una serie commerciale di diffusori elicoidali con
l’indicazione del lancio X , della caduta di pressione p e il livello di rumorosità NR.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
127
Figura 187: Dati geometrici di diffusori elicoidali

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
128
Figura 188: Dati caratteristici dei diffusori elicoidali

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
129
Tabella 23: Dati caratteristici di diffusori elicoidali
2.4.2 DIFFUSORI A PORTATA VARIABILE
I diffusori a portata variabile autoregolanti consentono di realizzare impianti a portata d’aria
variabile (VAV) senza l’utilizzo di cassette terminali di regolazione. I principali componenti sono:
Dispositivo termico autoazionato: non richiede alimentazione e collegamenti ad una rete
elettrica o pneumatica.
Funziona a bassa pressione (25 ÷ 60 Pa) con conseguente riduzione dei costi per i ventilatori e
per le canalizzazioni.
Commutatore aria calda-aria fredda. Cambia automaticamente funzionamento da riscaldamento
a raffreddamento.
Elemento termosensibile regolabile: permette di regolare con una precisione di ± 0,75 C la
temperatura di ogni singolo locale in un campo di temperature da 21 a 25 C. » incassato nel
diffusore, facilmente raggiungibile per la regolazione, fuori dalla portata dei non addetti. Evita i
costi d’installazione di sonde in ogni ambiente.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
130
2.4.3 DEFLETTORI AD ASSETTO AUTOMATICAMENTE VARIABILE
Consentono di ottenere velocità costanti dell’aria immessa in ambiente al variare della portata,
creano un elevato effetto induttivo che soddisfa le esigenze di ventilazione anche con portate di soli 3,7
m3/h per m2 di superficie (pari a 1,4 volumi/h in ambienti di 2,7 m di altezza). In condizioni di massima
chiusura garantiscono il passaggio di 42,4 m3/h per consentire la ventilazione dell’ambiente.
I diffusori ad assetto variabile assicurano una facile ritaratura degli ambienti dopo lo spostamento
di pareti mobili. Sono utilizzati per ottenere delle zone VAV in normali impianti a portata costante.
Facilitano l’utilizzo di unità ad espansione diretta.
Figura 189: Diffusori a portata variabile
Il flusso d’aria a portata variabile è diffuso attraverso quattro deflettori perimetrali in modo da
mantenere l’effetto Coanda e impedire cadute d’aria fredda in ambiente. Il diffusore a portata variabile
conferisce al flusso d’aria emesso il massimo contenuto di energia cinetica in tutto il normale campo di
variazione, esaltando sia il trascinamento dell’aria ambiente, sia l’aspirazione di un prestabilito
quantitativo della stessa per l’apprezzamento di temperatura da parte del dispositivo di regolazione.
Tale effetto continuo di aspirazione consente al tempo stesso una precisa risposta del diffusore
alla temperatura ambiente e previene fenomeni di stratificazione.
I vantaggi principali di un impianto a portata variabile realizzato con diffusori a portata d’aria
variabile sono il basso livello sonoro ed il basso costo di esercizio. Come tutti gli altri diffusori,
diventano rumorosi quando la pressione statica al loro ingresso supera i 60 Pa. Di conseguenza
l’impianto, i canali ed il metodo di controllo della pressione statica dovrebbero essere concepiti per
mantenere la pressione statica in ingresso al diffusore entro i 60 Pa, sia alla portata di progetto sia a
portata parziale. La pressione non può però nemmeno scendere sotto i 12 Pa, altrimenti l’aria non ha
l’energia per poter defluire dal diffusore. Quello che si deve quindi curare è di mantenere una pressione
statica non superiore a 60 Pa all’ingresso del primo diffusore, e non inferiore a 12 Pa in corrispondenza
dell’ultimo, e lasciare che la pressione si equalizzi a portata parziale. Le pressioni effettive di
funzionamento nel canale dipendono dalle perdite di pressione negli stacchi. Ogni stacco dovrebbe
essere dotato di serranda di taratura, collocata subito dopo la diramazione del canale principale per
ridurre il livello sonoro. Due sono i metodi di dimensionamento di canali comunemente adottati: il
metodo a perdita di pressione costante e quello a guadagno statico. Il primo metodo è il più
comunemente usato.
Per la progettazione di una rete di canali che serva una serie di diffusori a portata variabile si
consiglia di adottare una perdita di pressione unitaria uguale o inferiore a 0,82 Pa/m. In questo modo è
possibile ottenere diramazioni di lunghezza equivalente fino a 60 m con una perdita di pressione non
superiore a 50 Pa nel tronchetto flessibile di collegamento.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
131
Figura 190: Distribuzione dell’aria con diffusori a portata variabile
Tabella 24: Dati caratteristici per diffusori a portata variabile

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
132
Poiché gli impianti a portata variabile realizzati con diffusori a portata variabile funzionano in
modo ottimale in un campo di pressione statica compreso fra 25 e 64 Pa, nel caso di un impianto esteso
con lunghi collettori e numerose diramazioni, Ë necessario installare in queste ultime (progettate in base
ad una velocità dell’aria compresa fra 5 e 6 m/s) delle serrande di regolazione che riducano la pressione
rispetto a quella esistente nei tronchi principali (nei quali la velocità varia in genere fra i 7 ed i 10 m/s).
Tali serrande, complete di servomotore, sono a loro volta collegate a dei regolatori di pressione
statica con una precisione di ± 0,5 Pa, impostati in modo da mantenere nelle diramazioni una pressione
non eccedente i 60 Pa, e serviti da sonde di pressione statica posizionate in base ai criteri
precedentemente descritti. I servomotori sono concepiti in modo da aprire o chiudere le serrande al
variare della pressione statica a valle. Il tempo di corsa del comando dovrebbe variare fra i 5 ed i 12
minuti. E’ anche opportuno adottare un regolatore con zona morta, in modo da ridurre il numero degli
interventi e quindi prolungare la vita del motore della serranda. Conviene notare peraltro che, qualora la
pressione dell’aria di mandata sia abbastanza bassa da non richiedere una riduzione, e non sia soggetta a
variazioni significative, tali dispositivi possono essere non necessari. Un esempio tipico è costituito da
un impianto a bassa pressione la cui porzione a portata variabile non sia superiore al 30% del totale.
In linea di massima, se i diffusori esistenti non sono rumorosi, un dispositivo di riduzione della
pressione non sarà necessario qualora essi vengano sostituiti da diffusori a portata d’aria variabile in
misura non superiore al 30% del totale.
In Tabella 24 sono riportati i dati caratteristici dei diffusori a portata d’aria variabile di una serie
commerciale.
2.4.4 DIFFUSORI LINEARI
I diffusori lineari a feritoia costituiscono una interessante alternativa tecnica e architettonica ai
diffusori quadrati e circolari. Consentono diffusioni d’aria perimetrali da soffitto sia verso il centro
dell’ambiente che lungo le vetrate esterne. Si integrano nei controsoffitti a doghe e formano interessanti
disegni architettonici sui controsoffitti a gesso.
La diffusione orizzontale sviluppa una elevata induzione che integrata dall’effetto Coanda
permette di ottenere considerevoli gittate d’aria. L’uso contemporaneo di più feritoie posizionate verso
il basso crea un getto d’aria verticale estremamente utile per formare delle barriere d’aria in grado di
contrastare elevate rientranze di calore. Pur essendo un diffusore concepito per installazioni a soffitto è
ugualmente utilizzato con ottimi risultati anche in applicazioni a parete ed occasionalmente come unità
di aspirazione d’aria ambiente.
Figura 191: Caratteristiche costruttive dei diffusori lineari
Nella Tabella 25 si hanno i dati caratteristici di una serie commerciale di diffusori lineari.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
133
Figura 192: Modalità di distribuzione dell’aria dei diffusori lineari
Tabella 25: Dati caratteristici dei diffusori lineari
Figura 193: Caratteristiche dimensionali di diffusori lineari

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
134
Figura 194: Dati caratteristici dei diffusori lineari della figura precedente
2.4.5 DIFFUSORI AD UGELLO
Gli ugelli a getto concentrato con angolo di diffusione variabile sono particolarmente indicati per
la climatizzazione di ambienti che richiedono gittate lunghe e concentrate per poter raggiungere punti
del locale distanti dalla rete di canalizzazioni o particolarmente nascosti da elementi strutturali.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
135
Il loro utilizzo, sia in ventilazione isotermica che in climatizzazione estiva/invernale, garantisce il
raggiungimento delle condizioni di benessere nei punti desiderati.
E’ quindi possibile effettuare con estrema precisione dei raffreddamenti o riscaldamenti
localizzati (spot cooling/heating). Gli ugelli sono utilizzabili sia per diffusione d’aria orizzontale che
verticale e, grazie alla facilità di regolazione, in qualsiasi direzione intermedia.
Figura 195: Caratteristiche dimensionali dei diffusori ad ugello
Figura 196: Diffusori ad ugello – Dati caratteristici
La selezione dei diffusori ad ugello viene effettuata mediante i dati caratteristici riportati in
Tabella 26 che riportano, oltre al lancio e la caduta di pressione p, anche i valori della rumorosità con
l’indice NR.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
136
Tabella 26: Dati caratteristici dei diffusori ad ugello
2.4.6 BOCCHETTE DI MANDATA
Si tratta di terminali finali di distribuzione adatti per l’inserimento a pareti e comunque su
superfici verticali. Sono largamente utilizzate nella applicazioni pratiche e sono normalmente poste in
alto, al di sopra delle porte, in modo da coprire, con il lancio, l’ambiente da climatizzare.
Queste bocchette possono essere ad alette fisse (più economiche) che ad alette mobili (più adatte
per il bilanciamento complessivo della rete).
Nelle figure seguenti si hanno i dati dimensionali per varie tipologie di bocchette e le curve di
selezione con l’indicazione della rumorosità (indice NR).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
137
Figura 197: Dati dimensionali delle bocchette rettangolari

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
138
Figura 198: Dati dimensionali di bocchette rettangolari
Figura 199: Bocchette rettangolari ad alette regolabili

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
139
Figura 200: Dati caratteristici delle bocchette rettangolari
2.4.7 BOCCHETTE DI ASPIRAZIONE
Le bocchette di aspirazione ad alette fisse inclinate a 40°, trovano la loro applicazione come prese
d’aria all’interno di locali. Lo speciale profilo delle alette assicura un’ottima sezione libera di passaggio
con perdite di carico contenute.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
140
Figura 201: Dati dimensionali delle bocchette di ripresa
Figura 202: Dati caratteristici delle bocchette di ripresa

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
141
2.4.8 GRIGLIE DI RIPRESA
Le griglie di ripresa ad alette fisse inclinate a 45°, grazie alla loro linea moderna e funzionale,
trovano applicazione come prese d’aria all’interno ed all’esterno di edifici. Lo speciale profilo
antipioggia delle alette garantisce la massima protezione.
Figura 203: Dati caratteristici delle griglie di ripresa
Figura 204: Dati caratteristici delle griglie di ripresa

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
142
2.4.9 GRIGLIE DI TRANSITO
Le griglie di transito sono caratterizzate da uno speciale profilo antiluce e trovano la loro
applicazione per il transito dell’aria tra locali, installabili su porte o pareti.
Lo speciale profilo delle alette, oltre a renderle gradevoli di aspetto assicura il trasferimento
dell’aria per effetto della differenza di pressione fra i locali considerati.
Figura 205: Dati dimensionali delle griglie di transito
Figura 206: Dati caratteristici delle griglie di transito

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
143
2.4.10 SERRANDE DI REGOLAZIONE
A monte dei diffusori può essere installata una serranda di taratura in acciaio verniciato che
consente la regolazione frontale attraverso il diffusore mediante una apposita chiave. L’installazione
avviene sul canotto con viti laterali. L’apposita flangia preforata permette il fissaggio diretto del
diffusore senza l’ausilio del collarino.
Figura 207: Dati dimensionali di serrande di taratura
Figura 208: Dati caratteristici delle serrande di taratura

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
144
Figura 209: Dati dimensionali di serrande di regolazione

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
145
Figura 210: Dati caratteristici delle serrande di regolazione
2.4.11 SERRANDE DI SOVRAPRESSIONE
Le serrande di sovrapressione sono caratterizzate dall’equilibrato funzionamento delle alette,
trovano la loro applicazione nel montaggio all’esterno di edifici, sia per l’espulsione che per
l’aspirazione, garantendo la chiusura per gravità all’arresto del ventilatore.
Per installazioni su edifici molto alti e particolarmente esposti ai venti, è consigliabile montare
davanti alla serranda una griglia fissa di presa d’aria esterna.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
146
Figura 211: Dati dimensionali delle serrande di sovrapressione
Figura 212: Dati dimensionali di serrande di sovrapressione da canale
Figura 213: Dati caratteristici delle serrande di sovrapressione

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
147
2.4.12 GRIGLIE TAGLIAFUOCO E TAGLIAFUMO
Queste griglie si rendono necessarie in impianti di grande estensione e in edifici aventi particolari
destinazione d’uso.
LA COMPARTIMENTAZIONE DEGLI EDIFICI
Per edifici destinati ad uffici, ospedali, alberghi, attività commerciali ,… occorre suddividere il
volume complessivo in comparti 14 cioè in volumi indipendenti ed isolati dagli altri in modo che un
eventuale incendio che si sviluppi in uno di essi non si propaghi verso gli altri.
La compartimentazione è effettuata secondo regole dettate dalle circolari del Ministero degli Interni e
in particolare dai Vigili del Fuoco a seconda delle destinazione d’uso degli edifici.
Figura 214: Esempio di compartimentazione in un blocco operatorio
In Figura 214 si ha un esempio di compartimentazione per un edificio destinato a blocco
operatorio e per il quale la Norma Tecnica di riferimento (D.M. Interno 18/09/2002) prescrive che la
superficie massima di ogni compartimento deve essere inferiore a 1000 m². I bordi a tratto spesso
indica la delimitazione dei comparti.
14 Nel capitolo dedicato agli impianti antincendio (Vol. 3°) si hanno notizie più approfondite di questo argomento.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
148
Si osservi anche l’inserimento di porte tagliafuoco che hanno lo scopo di resistere al fuoco per
una durata di 60÷120 minuti e di chiudersi a scatto quando i rivelatori indicano la presenza di un
incendio. In questo modo le fiamme all’interno del comprato interessato non si possono propagare agli
altri comparti e gli occupanti possono porsi in salvo attraverso le vie di fuga.
Con la stessa filosofia dell’isolamento del comparto sotto incendio la Norma Tecnica richiede che
anche i canali che attraversano i comparti siano dotati di serrande tagliafuoco e di serrande tagliafumo in
modo che l’aria immessa nei comprati non provochi asfissia per gli occupanti. Le serrande tagliafuoco,
vedi Figura 215, sono installate all’interno dei canali di ventilazione con lo scopo di bloccare la
ventilazione dei settori interessati dall’incendio.
Le serrande scattano, cioè le alette si serrano, quando un elemento sensibile interno fonde se la
temperatura supera i 72 °C o quando un rivelatore di fumi esterno invia il segnale elettrico di chiusura.
In Figura 216 si ha una serranda tagliafumo che ha lo scopo di evitare, in caso di incendio, la
propagazione di fumo da un ambiente attraverso la rete dei canali di distribuzione dell’aria.
Anche in questo caso le alette sono tenute aperte da un levismo esterno che scatta quando
l’elemento sensibile interno raggiunge i 72 °C o quando una sonda esterna rivela la presenza di fumi. Si
può avere anche il caso di serranda tagliafumo sempre chiusa che viene aperta automaticamente quando
si vuole evacuare il fumo eventualmente presenti nei canali.
Figura 215: Serranda tagliafuoco
Figura 216: Serrande tagliafumo
2.4.13 SILENZIATORI
Per ridurre la rumorosità dell’aria, anche ai fini del rispetto della norma tecnica sui requisiti
acustici degli edifici si inseriscono nei canali opportuni tratti silenziati, vedi Figura 217, che riducono il
livello di rumore in funzione della tipologia costruttiva, secondo dati caratteristici forniti dai vari
costruttori.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
149
Figura 217: Silenziatore per canali d’aria
2.5 CAD PER LA SELEZIONE DEI DIFFUSORI E BOCCHETTE
La selezione dei diffusori e delle bocchette viene effettuata in base ai parametri fondamentali di
ciascun dispositivo e cioè in base alla portata d’aria, alla velocità di uscita, al lancio, alla caduta e alla
rumorosità. La selezione viene effettuata mediante i dati caratteristici di ciascun dispositivo rilevabili ne
cataloghi tecnici della case costruttrici.
Oggi questi cataloghi sono reperibili anche in formato digitale e le stesse case costruttrici
forniscono programmi di selezione personalizzati che guidano passo passo nella selezione corretta dei
terminali. In Figura 218 si ha un esempio di immissione dei dati di un ambiente e di scelta del numero
di terminali da inserire (ultime due righe di dati)
In Figura 219 si ha la selezione delle condizioni interne (temperatura dell’aria ambiente e
temperatura dell’aria di immissione) e l’indicazione della zona degli occupanti (altezza della testa per
persona in piedi e seduta). In Figura 220 si ha la finestra di input della portata d’aria nell’ambiente che
può essere fornita indicando una sola riga: ad esempio si può fissare la portata per unità di superficie
(L/s/m²) o totale (L/s) o per diffusore o come carico termico (di riscaldamento o di raffreddamento) o,
infine, come numero di ricambi orari.
Figura 218: Esempio di Input delle dimensioni di un ambiente

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
150
In Figura 221 si ha una finestra di verifica delle selezione effettuata con la quale si possono
vedere sia i dati dimensionali che di rumorosità della selezione effettuata, come illustrato in Figura 222
nella quale è riportato lo spettro di rumore prodotto nelle ipotesi di diffusore descritto nelle righe in
alto (presenza di plenum). Il programma calcola il livello NC e il livello di pressione pesato nella scala
A. E’ possibile vedere il tipo di diffusore selezionato dal catalogo elettronico, come illustrato in Figura
222. E’ anche possibile avere una anteprima del disegno (pianta, sezione, …) del tipo di diffusore
selezionato con l’indicazione delle dimensioni e del particolare di inserimento nel canale di
distribuzione. Questi disegni vengono poi riportati nella stampa finale, come indicato in Figura 224.
Il vantaggio dell’utilizzo di questi programmi risiede nella verifica complessiva effettuata dal
software. In particolare si ha la possibilità, come indicato in Figura 219, di selezionare la Norma di
riferimento per la verifica del comfort o di fissare una zona per gli occupanti diversa da quella standard.
E’ bene ricordare, infatti, che non basta assicurarsi che venga mandata nell’ambiente la portata
d’aria desiderata ma occorre anche assicurarsi che questa sia distribuita all’interno in modo da creare
condizioni di comfort o, se si vuole, di evitare le situazione di discomfort cioè di zone con velocità
dell’aria superiore a 0,15 m/s e gradienti di temperatura elevati.
Figura 219: Esempio di selezione delle condizioni ambientali
Figura 220: Input della portata d’aria

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
151
Figura 221: Verifica della selezione dei diffusori
Figura 222: Verifica acustica della selezione dei diffusori
Figura 223: Disegno del diffusore selezionato nell’esempio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
152
2.6 TERMINALI A DISLOCAMENTO
Come detto in precedenza, l’aria viene immessa a bassa velocità e basse differenze di temperatura
in modo da aversi una stratificazione dell’aria fredda immessa che spinge verso l’alto l’aria calda, come
illustrato in Figura 163 e Figura 225. In pratica si forma una zona inferiore dove è presente l’aria fredda
ed una zona superiore ove si ha l’aria calda che viene estratta mediante bocchette di ripresa. L’aria
fredda tenda a innalzarsi anche per effetto di gradienti termici (detti pennacchi) provocati da sorgenti
interne (persone, computer, lampade, …). Questi terminali sono naturalmente utilizzati per il
raffrescamento dei locali e possono essere usati per il riscaldamento se accoppiati a sistemi di
riscaldamento radiante a soffitto.
Figura 224: Esempio di stampa finale della selezione dei diffusori
Le caratteristiche dei terminali a dislocazione possono essere qui riassunte:
La portata dell’aria immessa non deve essere inferiore a quella movimentata dalle correnti
convettive generate dai pennacchi interni all’ambiente, come si dimostrerà fra breve.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
153
226.
Nelle immediate vicinanze della zona di immissione la velocità dell’aria, per quanto basso,
supera i 0,2 m/s e pertanto può provocare disagi negli occupanti. E’ opportuno non prevedere
zone di lavoro in queste aree dette neutre.
La zona di influenza del terminale a dislocazione ed il relativo campo di flusso sono
strettamente connessi alla forma del diffusore (rapporto fra base e altezza) e alla sua posizione
(centro parete, angolo, centro locale).
L’elevata porta d’aria immessa consente di realizzare una zona detta pulita la cui altezza può
essere di 1 ÷ 2 m.
Fra i terminali a dislocamento vanno considerati anche i diffusori sotto poltrone, vedi Figura
Figura 225: Terminali a dislocamento
Figura 226: Diffusori a dislocamento sotto poltrona
Figura 227: Moto dell’aria in un sistema a dislocamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
154
Il progetto dei sistemi a dislocamento richiede la conoscenza dettagliata dei carichi termici interni
all’ambiente da climatizzare.
Nel displacement ventilation l’aria fresca viene immessa solitamente dal basso con bassa velocità e
turbolenza e con un basso gradiente termico rispetto alla temperatura dell’ambiente.
Ciò che determina il funzionamento di questo sistema è il moto dell’aria fredda che riscaldandosi
si muove, naturalmente, verso l’alto in una zona dove avviene l’estrazione dell’aria interna, Figura 227.
Il movimento dell’aria dal basso verso l’alto è pilotato dalle sorgenti interne all’ambiente che
determinano una corrente ascensionale (pennacchio) che spinge l’aria fredda a spostarsi verso l’alto.
Le sorgenti interne più usuali sono le persone, i computer, le macchine, le lampade, …. Ciascuna
di queste produce una portata ascensionale data in Figura 228.
Figura 228: Portate d’aria delle sorgenti interne per altezze di stagnazione variabili
Per effetto delle correnti ascensionali si viene a determinare all’interno del locale un’altezza detta
neutra (o di stagnazione) che lo divide in due parti: in quella inferiore si ha una stratificazione di aria
fredda che si sposta uniformemente verso l’alto e in quella superiore si ha la miscelazione della corrente
ascensionale con quella calda ivi esistente.
Figura 229: Stratificazione dell’aria in un ambiente con diffusore a dislocamento
Con riferimento alla zona inferiore di Figura 230 si può scrivere la seguente equazione di bilancio
della portata d’aria:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
155
V V V
0 2 1
Figura 230: Volume di controllo per il bilancio del dislocamento
Da questa si desume che la portata di immissione è data dalla differenza V0 V1 V2
fra il flusso
ascendente e quello discendente.
Il sistema a dislocazione ha il vantaggio, in genere, di mantenere bassa la concentrazione di
inquinante interno nella zona al di sotto dell’altezza di stagnazione y st mentre la concentrazione nella
zona superiore è via via crescente. Si assume valida la regola cautelativa del 30% per la concentrazione
nella zona occupata dalle persone rispetto alla zona superiore.
Figura 231: Distribuzione dell’inquinante in presenza del dislocamento
La distribuzione della temperatura varia linearmente fra il pavimento e il soffitto, riportato in
Figura 232. In genere si assume la regola del 50% .
Figura 232: Distribuzione di temperatura in un sistema a dislocamento
Il progetto dei sistemi a dislocazione risulta complicato dalla necessità di dovere soddisfare più
condizioni contemporaneamente. In particolare si vuole avere una concentrazione nella zona inferiore
dell’ambiente limitata da un valore limite c oc che dipende dal tipo di locale e dal tipo di inquinante
considerato (si veda la teoria di Fanger sulla qualità dell’aria). Al tempo stesso si deve avere un’altezza di
stagnazione maggiore dell’altezza di occupazione (fra 1,1 e 1,9 m) in modo che le persone risiedano
permanentemente nella zona pulita. Infine si vuole che la portata di immissione soddisfi i carichi
termici interni ed esterni dell’ambiente. Si procede quindi per tentativi ipotizzando inizialmente che la
portata discendente V
2
sia nulla. Si valutano, quindi, le portate dei pennacchi interni in base alle curve
di Figura 228 e si calcola la portata di ventilazione corrispondente.
Si verifica poi che la concentrazione nella zona di occupazione sia inferiore a quella limite e
quindi che la portata di immissione garantisca la neutralizzazione del carico termico dell’ambiente.
Si ha una schema di calcolo del tipo di quello riassunto in Figura 234.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
156
Si sottolineano qui alcuni aspetti positivi e negativi del sistema a dislocazione.
Esso garantisce in genere una buona pulizia della zona di occupazione tranne nei casi in cui la
produzione di inquinanti sia proprio a livello del pavimento (ad esempio per produzione di
radon che, essendo pesante, si trova a livello di pavimento ma che per effetto dello spostamento
dell’aria fredda a stantuffo si può spostare in alto e quindi portarsi nella zona pericolosa della
bocca e delle narici dell’uomo).
Esso garantisce un minor gradiente termico e quindi un maggior comfort interno rispetto ai
sistemi a ventilazione;
E’ silenzioso per effetto delle basse velocità di immissione di aria fredda nell’ambiente;
Per contro è fortemente dipendente dai carichi interni e quindi dai pennacchi che essi formano.
Pertanto il dimensionamento di questi sistemi non dipende solamente dalla geometria della sala
e dalle esigenze tecniche ma anche dall’uso che ne viene fatto. Questi sistemi sono spesso
utilizzati nelle scuole, negli ospedali o anche in ambito industriale dove si conoscano bene i
carichi interni.
Figura 233: Tipo di distributori a dislocazione

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
157
Figura 234: Schema di calcolo per sistemi a dislocazione
Figura 235: Un distributore a dislocamento circolare commerciale

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
158
Figura 236: Dati dimensionali di un distributore a dislocamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
159
Figura 237: Dati caratteristici di un distributore a dislocamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
160
Figura 238: Curve caratteristiche di un distributore a dislocamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
161
Figura 239: Dati caratteristici di un distributore a dislocamento

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
162
Figura 240: dati caratteristici di un distributore a dislocamento angolare

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
163
Figura 241: dati caratteristici di un distributore a dislocamento angolare

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
164
Figura 242: dati caratteristici di un distributore a dislocamento angolare

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
165
Figura 243: dati geometrici di un dislocatore rettangolare

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
166
Figura 244: Dati caratteristici di un dislocatore rettangolare

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
167
2.7 SISTEMI A FLUSSO LAMINARE
Figura 245: Dati caratteristici di un dislocatore rettangolare
Questi terminali sono usati per ottenere zone con elevata purezza dell’aria mediante immissione a
bassa velocità (zone laminari, vedi Figura 164 e Figura 246) con aria proveniente da una intera parete o
da un soffitto attrezzati con filtri HEPA e con velocità uniforme di 0,4 ÷ 0,5 m/s.
Dalla parete opposta l’aria viene estratta in modo uniforme in modo da creare un effetto di
pistone nello spostamento. La portata di aria immessa dipende dalla superficie utilizzata per
l’immissione e pertanto è bene porre attenzione alla scelta di quest’ultima potendosi ottenere valori di
portata fino a 100 Volumi /ora.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
168
Figura 246: Flusso laminare dal soffitto e ripresa dal pavimento
Questi sistemi di distribuzioni (complessi e costosi) si utilizzano nei casi in cui la purezza dell’aria
è fondamentale, quali le industrie elettroniche, le sale operatorie, l’industria farmaceutica.
2.8 TRAVI FREDDE
Figura 247: Esempio di applicazione dei sistemi laminari
La trave fredda è un sistema di distribuzione misto aria-acqua molto utilizzata soprattutto nei
paesi nordici, il nome deriva dal termine inglese “chilled beams” ma, a dispetto del nome, sono
terminali in grado di riscaldare l’ambiente, non solo di raffreddarlo, oltre che garantire il controllo
dell’umidità ed il ricambio dell’aria.
Gli elementi sono costituiti da un carter metallico che contiene una batteria alettata, con tubi in
rame percorsi da acqua fredda o calda, ed un sistema integrato di diffusione dell’aria costituito da due
bocchette lineari, a differenza dei ventilconvettori non esistono né il ventilatore né il filtro.
Possono essere di due tipi:
passiva;
attiva;
La trave fredda passiva, detta anche a convezione, non è dotata di un sistema di immissione
dell’aria, ma si basa principalmente sulla circolazione naturale dell’aria ambiente che surriscaldandosi
sale verso l’alto, attraversa la batteria di scambio termico e ridiscende verso il basso. La portata dell’aria
che attraversa la trave fredda passiva dipende, quindi, dalla differenza di temperatura e quindi anche di
pressione dell’aria all’interno e all’esterno della trave, ma anche dall’altezza della trave dal suolo.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
169
Figura 248:Trave fredda attiva serie ACB 40
Figura 249:Principio di funzionamento trave fredda passiva
Per quanto riguarda la trave fredda attiva invece il principio di funzionamento risulta leggermente
diverso, l’aria primaria, che proviene da una centrale di trattamento aria, esce dagli ugelli ad altissima
velocità. Per effetto induttivo l’aria ambiente viene “risucchiata” ed attraversa così uno scambiatore di
calore dal quale viene raffreddata o riscaldata.
E’ evidente che maggiore è l’induzione , migliore sarà la miscelazione dell’aria con conseguente
abbattimento della velocità e differenza di temperatura tra mandata e ambiente per il raggiungimento
del benessere degli occupanti.
All’interno del terminale l’aria primaria si miscela con quella secondaria per poi essere immessa in
ambiente.
Figura 250:Principio di funzionamento trave fredda attiva

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
170
Figura 251: Immagine 3D che illustra il principio di funzionamento di una trave fredda attiva
Fra i due sistemi è da preferire sicuramente quella attiva in quanto è in grado di rilasciare una
potenza (300W/m 2 ) che è circa 3 volte superiore a quella rilasciata da una trave passiva.
2.8.1 VANTAGGI NELL’UTILIZZO DELLE TRAVI FREDDE
Va ancora detto che le travi fredde presentano alcuni vantaggi ed alcuni svantaggi
Fra i vantaggi si ricordano i seguenti:
Installazione a soffitto relativamente facile;
Possibilità di immettere anche aria primaria all’ambiente (portate variabili fra 0,5 e 2 Vol/h);
Possibilità di avere anche le plafoniere dell’illuminazione comprese nel carte delle travi fredde;
Silenziosità elevata (rumore prodotto di circa 25 dB.A);
Scarsa manutenzione (ogni 3-4 anni) sia per la mancanza di motori (come nei fan coils) che per
la scarsa sporcabilità delle travi fredde);
Assenza di tubazioni di scarico della condensa perché l’acqua in batteria è immessa ad una
temperatura superiore a 15 °C ed in ogni caso tale da non provocare condensa nella trave
fredda. A questo scopo si utilizza anche una sonda di condensa di tipo a striscia inserita
all’interno della trave fredda e collegata al servocomando di alimentazione della batteria fredda
in modo da bloccare il flusso se si stanno verificando condizioni di possibile condensazione;
Possibilità di compensare il calore radiante solare installando le travi fredde parallelamente alle
finestre;
Buona capacità di regolazione del carico termico variando la temperatura dell’acqua di batteria
in relazione alla temperatura interna.
2.8.2 SVANTAGGI DELLE TRAVI FREDDE
Fra gli svantaggi delle travi fredde si ricordano i seguenti:
Scarsa possibilità di contrastare carichi latenti elevati. Il carico latente è compensato solo
dall’aria primaria che normalmente viene immessa ad una temperatura di 15-16 °C (cioè viene
prima raffreddata fino alla saturazione e poi post riscaldata alla temperatura di circa 15 °C). Ne
consegue che le capacità di compensazione del carico latente sono davvero minime. Le travi
fredde, quindi, non possono essere installate in locali affollati (sale riunioni, stanze con elevati
carichi latenti interni) ed inoltre l’umidità dell’ambiente deve essere rigorosamente mantenuta
fra 40 e 55 % pena l’inefficienza della stessa trave fredda;
Forte dipendenza dalla portata di aria primaria a causa del rapporto di induzione che la trave
deve assicurare per il corretto funzionamento. Questo richiede la costruzione di canali di
mandata dell’aria primaria in classe B, cioè ad elevata tenuta. Una perdita superiore al 10% della
portata nominale ha una forte influenza negativa sulla resa termica della trave fredda;
Necessità di una regolazione efficiente normalmente per singola trave fredda;

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
171
Necessità di controllo delle condizioni di formazione della condensa mediante sonda a striscia
da porre all’interno della stessa trave;
Qualità delle installazioni dei canali e delle tubazioni superiore a normali standard impiantistici;
Forte dipendenza dalle condizioni progettuali. Un errore progettuale non può essere
compensato in alcun modo dalla trave fredda che, pertanto, si presenta come un dispositivo
molto rigido. Pertanto è sempre bene controllare i parametri di progetto e, possibilmente,
introdurre fattori cautelativi di maggiorazione;
Costi complessivi di installazione più elevati degli impianti tradizionali a fan coil con aria
primaria;
Dubbia applicabilità in zone particolarmente calde con carichi ambientali superiori a 800-1000
W. In questo caso, infatti, per compensare carichi termici elevati occorrerebbe installare più
travi fredde con evidenti problemi di scarsa convenienza economica.
2.8.3 PROGETTO DELLE TRAVI FREDDE
Il progetto dei sistemi a travi fredde viene effettuato con l’ausilio di opportuni codici di calcolo
che tengono conto delle numerose variabili in gioco.
Nelle figure seguenti si ha una sessione di lavoro con un CAD per travi fredde commerciale.
Si osservi come l’input dei dati sia organizzato per tipologia: in alto a sinistra si hanno i dati
relativi all’ambiente, al centro la destinazione d’uso del locale, in basso a sinistra i dati di progetto della
trave (portata d’aria primaria, temperatura dell’aria del locale e della trave, …..) al centro in basso si ha
la selezione del tipo di trave e a destra in basso il tipo di esecuzione.
Figura 252: Progetto di travi fredde – Dati di input

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
172
Figura 253: Travi fredde – Dati di calcolo
Per la trave fredda si possono selezionare numerosi accessori quali il servomotore, la valvola di
regolazione, …
Figura 254: selezione delle apparecchiature di controllo di una trave fredda

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
173
Figura 255: Selezione degli accessori di una trave fredda
Figura 256: Parametri di progetto per la trave fredda
I parametri di calcolo e i vincoli progettuali possono essere variati con apposite finestre (vedi
Figura 256).
Alla fine della selezione e della fase di calcolo si ha la stampa dei risultati, come indicato in Figura
257. Spesso si ha anche un disegno del progetto finale.
In Figura 258 si ha un esempio di dimensionamento rapido di trave fredda: si hanno solo i dati
riguardanti la selezione della trave e non quelli geometrici e di carico dell’ambiente. Alla fine si prosegue
come nel caso generale con la stampa dei risultati di calcolo.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
174
Figura 257: Esempio di stampa di un progetto di trave fredda

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
175
Figura 258: Dimensionamento rapido di trave fredda
2.8.4 USO INVERNALE DELLE TRAVI FREDDE
L’uso delle travi fredde è principalmente indicato nell’ambito del raffrescamento ambientale.
Tuttavia, anche per evitare il doppio impianto, in Italia si utilizzano le travi fredde (il nome quindi
risulta ingannevole) anche per il riscaldamento ambientale. In questo caso non sussiste il pericolo di
formazione condensa e l’aria primaria, sempre in quantità da 0,5 a 2 volume ora, è inviata alla
temperatura di 20 °C (temperatura neutra), mentre l’acqua calda nella batteria di scambio è inviata ad
una temperatura opportuna solitamente oltre i 40 °C. La rete di alimentazione di quest’ultima può
essere coincidente con quella di raffrescamento estiva (impianto a due tubi) o separata (impianto a
quattro tubi).
2.9 STUDIO TERMO FLUIDO DINAMICO DELLE TRAVI FREDDE
Nella società moderna la popolazione trascorre più del 90% del proprio tempo all’interno di
edifici. Questa affermazione mette bene in evidenza l’importanza degli studi concernenti l’efficienza dei
sistemi di condizionamento ambientale, la qualità dell’aria all’interno degli ambienti confinati e le
condizioni di comfort termo-igrometrico per gli occupanti di tali ambienti. Una buona parte degli studi
presenti in letteratura su questo argomento hanno carattere sperimentale. Ciò nonostante, nel corso
degli ultimi anni, sia la comunità scientifica che il mondo industriale mostrano crescente e vivo interesse
nell’approccio numerico-simulativo per studi di design o verifica di componenti di impianti di
condizionamento ambientale. In particolare l’indagine predittiva sulla distribuzione fluidodinamica e
termica dell’aria di ventilazione all’interno di ambienti confinati trova un ottimo riscontro tramite
questo tipo di analisi. In questo studio un codice di calcolo agli elementi finiti è utilizzato per simulare
la termo-fluidodinamica dell’aria di ventilazione trattata tramite particolari dispositivi di distribuzione
induttivi, denominati in gergo tecnico a “trave fredda”. Tali componenti assicurano sia l’immissione
all’interno degli ambienti dell’aria di rinnovo che il trattamento termico dell’aria di ricircolo. Il principio
di funzionamento è basato sull’effetto induttivo assicurato dal getto a forte velocità dell’aria primaria
nei confronti dell’aria secondaria presente nell’ambiente. L’aria di ricircolo infatti, a causa della
depressione locale creata in prossimità dell’ugello di lancio dell’aria primaria, è richiamata all’interno del
componente, e forzata a fluire attraverso una batteria di scambio termico. Le due correnti sono quindi
miscelate ed immesse in ambiente attraverso appositi diffusori a soffitto. La fluidodinamica e l’analisi

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
176
termica del processo è analizzata tramite modelli 2D e 3D per vari assetti funzionali concernenti sia
l’orientazione dell’asse del getto (orizzontale, verticale ed obliqua) che della batteria di scambio ariaacqua
(orizzontale e verticale). L’affidabilità dei modelli è stata testata tramite confronto dei valori dei
rapporti induttivi tra le portate di aria immessa e aria richiamata con quelli forniti dai principali
costruttori di questi componenti. I risultati, ottenuti sia per deflussi stazionari che per transitori
caratterizzanti la fase di avviamento dell’impianto, sono principalmente presentati nella forma di
distribuzioni di velocità e temperatura. Un’attenzione particolare è stata posta nella valutazione di
parametri indicativi delle condizioni di comfort nel volume dell’ambiente potenzialmente occupato,
quali valori massimi della velocità dell’aria e gradienti di temperatura. Da un punto di vista applicativo
lo studio permette di valutare la resa termica per metro di lunghezza della “trave fredda” nelle diverse
configurazioni studiate. Numerose analisi parametriche in funzione di diversi fattori operativi (portata
dell’aria di rinnovo, temperatura dell’aria di rinnovo, temperatura esterna, temperatura dell’acqua di
alimento della batteria) sono state inoltre svolte, simulando il funzionamento del componente sia in
stagione invernale che estiva.
2.9.1 MODELLO FISICO
Il principio funzionale della trave fredda attiva è presentato schematicamente in Figura 259.
Figura 259: Schema funzionale di principio della trave fredda di tipo attivo.
Esso consiste in un effetto di induzione provocato dall'immissione di aria esterna fresca che
genera un effetto di depressione con richiamo di aria ambiente che attraversa la batteria alettata
sottostante e quindi viene nuovamente inviata nell'ambiente. La trave fredda è di norma posta nel
soffitto di una stanza. Le equazioni costitutive per fluidi newtoniani incomprimibili sono le
seguenti:
T
u u pI
u u
F
u
0
T
u k kT
Pu
T
T
ove:
T
u
2
C
1
P u C
2
T
k k
T
:
P u u u u
Ck
T
Le proprietà termofisiche a base di calcolo sono riportate in Tabella 27.
2
Proprietà termofisiche dell'aria

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
177
Densità, 1.19 [kg/m 3 ]
Viscosità cinematica,
Calore specifico, C p
Conducibilità termica,
1.52 e-5 [m 2 /s]
1100 [J/(kg K)]
0.026 [W/(m K)]
Tabella 27: Proprietà termofisiche dell'aria.
La distribuzione di temperatura si ottiene dalla risoluzione dell'equazione di conservazione
dell'energia:
kTQCuT
La risoluzione delle precedenti equazioni differenziali è effettuata mediante le seguenti
condizioni al contorno:
Condizioni al contorno fluidodinamiche
aderenza alle pareti;
velocità imposta (u in ) per l'aria in ingresso attraverso la trave fredda;
pressione imposta in corrispondenza della griglia di recupero dell'aria.
Condizioni al contorno termiche
temperatura imposta (T air ) per l'aria entrante;
temperatura imposta (T batt ) per la superficie dei tubi dello scambiatore di calore;
flusso termico convettivo per la parete laterale esterna (T ext , h ext ) ed interna (T int , h int );
flusso termico convettivo attraverso la griglia di recupero;
condizioni di adiabaticità per il soffitto ed il pavimento dell'ambiente.
Le equazioni differenziali alle derivate parziali sono risolte, unitamente alle condizioni al
contorno indicate, mediante un solutore non lineare basato sul metodo di Newton-Raphson. Nel
caso di risoluzione transitoria, l’integrazione temporale è stata invece condotta tramite un metodo
di tipo Eulero ritardato. In entrambi i casi i sistemi algebrici sono stati trattati tramite un metodo
diretto di tipo UFMPACK. I calcoli sono stati condotti su workstation a 64 bit con 64 GBytes di
RAM. Le tipologie di trave fredda studiate sono le seguenti:
disposizione verticale sia degli ugelli dell'aria in ingresso che per la batteria dello scambiatore
locale;
disposizione orizzontale sia degli ugelli che della batteria dello scambiatore termico;
disposizione degli ugelli inclinata a 45° per l'aria in ingresso ed orizzontale per la batteria di
scambio termico.
P
Figura 260: Tipologie di trave fredda analizzate: ugelli e batteria verticali, ugelli e batteria orizzontali, ugelli
inclinati e batteria orizzontale.
In Figura 260 sono rappresentate solo metà delle travi fredde e la mesh utilizzata per le
simulazioni. Il primo ed il secondo tipo sono stati modellizzati anche in 3D, come indicato in

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
178
Figura 261. Queste rappresentazioni hanno consentito di studiare gli effetti della distribuzione
dell'aria nell'ambiente dovuta alla caduta di pressione lungo il condotto di adduzione di aria
fresca.
2.10 RISULTATI
Figura 261: Geometrie utilizzate nelle simulazioni 3D.
Si sono studiate diverse configurazioni delle travi fredde sia in condizioni invernali che
estive con uno studio parametrico secondo lo schema sinottico riportato in Tabella 2.
Parametro Inverno Estate
T ext [°C] -5 35
h ext [W/(m 2 K)] 25 25
T int [°C] 8 28
h int [W/(m 2 K)] 8 8
T batt [°C] 40-45 16-21
u in [m/s] 8-20 8-20
T air [°C] 18-22 16-20
Tabella 28: Valori dei parametri adottati nelle simulazioni.
In Figura 262 viene presentata la distribuzione di velocità e le linee di flusso per u in di 10
[m/s] in uno dei casi analizzati. Dall'analisi dei risultati possono farsi alcune osservazioni. Il
campo di moto calcolato mostra un andamento quasi costante nella zona occupata dalle persone in
un ambiente standard prismatico. Variando la velocità di ingresso del flusso d'aria nella trave
fredda si hanno variazioni del campo di velocità solamente in vicinanza della trave fredda. Nel
resto della stanza si ha un campo di velocità quasi costante di 0,1 [m/s].
I gradienti di velocità verticali ed orizzontali, sempre nella zona occupata dalle persone,
appaiono poco variabili. Variando la portata di alimentazione in ingresso alla trave fredda la
distribuzione di velocità varia significativamente solo in vicinanza della stessa trave fredda.
Quanto esposto si dimostra concorde ai criteri di progettazione per i sistemi di climatizzazione
degli edifici mirati a garantire condizioni di comfort ottimali.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
179
Figura 262: Campo di velocità e linee di flusso.
Il metodo di studio utilizzato si dimostra peraltro efficace per questo tipo di analisi sia in fase
progettuale che di verifica. In Figura 263 si ha la distribuzione della temperatura in ambiente sia
indizioni invernali che estive.
Figura 263: Distribuzione della temperatura in condizioni invernali ed estive.
Anche riguardo il comfort termico all’interno dell’ambiente sono verificate le condizioni di
benessere per gli occupanti. Questa osservazione è supportata dagli andamenti della temperatura
in funzione della larghezza della stanza riportati in Figura 264: la temperatura è calcolata ad
un'altezza di 1,60 [m] dal pavimento con analisi parametrica in condizioni invernali (40 °C ≤ T batt ≤
50 °C) e in condizioni estive (16 °C ≤ T batt ≤ 20 °C).
Figura 264: Distribuzione temperatura con la larghezza della stanza in condizioni invernali ed estive.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
180
In Figura 265 si ha un esempio della distribuzione della temperatura durante il transitorio di
avviamento. Questo tipo di studio consente di valutare gli effetti di inerzia del sistema dato dalla
combinazione di configurazioni geometriche e proprietà termo-fisiche degli elementi strutturali
dell'ambiente e del sistema di climatizzazione. Si osserva che il sistema con travi fredde porta al
raggiungimento di condizioni stazionarie in circa 30 minuti (per le condizioni di riferimento a base
dei calcoli) per le peggiori condizioni climatiche sia estive che invernali.
Figura 265: Distribuzione della temperatura in condizioni transitorie invernali.
E’ possibile esaminare in maggior dettaglio il funzionamento delle travi fredde con
riferimento ai risultati presentati in Figura 266, ove si può osservare come per effetto della velocità
di ingresso dell'aria primaria si stabilisca un campo di bassa pressione attorno agli ugelli che induce
l'aria ambiente a fluire attraverso la batteria di scambio termico. Si può osservare infatti una sorta
di pennacchio termico che caratterizza il riscaldamento o il raffreddamento dell'aria ricircolata.
Figura 266: Temperatura e dei vettori di velocità (condizioni invernali ed estive).
Il calcolo CFD si dimostra fondamentale per la determinazione degli effetti di induzione del
flusso di aria primaria rispetto al flusso di aria indotta secondaria e in particolare per la valutazione
del rapporto aria primaria/aria secondaria. In Figura 267 sono riportati i valori calcolati del
rapporto di induzione (IR %) in funzione di diverse velocità di ingresso imposte per il flusso
primario, e le cadute di pressione associate al transito dell’aria secondaria attraverso la batteria. I
valori di IR mostrano una bassa sensitività alla variazione di velocità di ingresso del flusso
primario di aria fresca. Nelle tre configurazioni di travi fredde commerciali analizzate è stato
ottenuto un intervallo di variazione di IR del 24-32%, in accordo con i dati tecnici forniti dai
costruttori.
La caduta di pressione nell'attraversamento della batteria di scambio termico visualizzata in
Figura 267 si riferisce invece alla configurazione meno favorevole (ugelli inclinati a 45° e batteria
orizzontale) in funzione della velocità di ingresso u in. Dal punto di vista applicativo il parametro
più importante per caratterizzare la trave fredda è la capacità termica di
riscaldamento/raffreddamento del dispositivo per ogni metro di lunghezza.

[W/m]
[W/m]
IR
Dp [Pa]
IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
181
34%
100
32%
30%
28%
26%
24%
50
26.43
31.86
42.57
54.29
74.43
22%
6 11 16 21
u_in [m/s]
0
5 m/s 6 m/s 8 m/s 10 m/s 13.5 m/s
u_in
Figura 267: Valori di IR e cadute di pressione in corrispondenza della batteria in funzione della velocità in ingresso dell’aria primaria.
Questo parametro è stato calcolato come somma del flusso termico associato al deflusso di
aria primaria e flusso termico fornito dalla batteria di scambio all’aria secondaria. Per il flusso
primario vale l’espressione:
q S u C T T
nozzle in p air amb
ove S nozzle è la superficie totale di ingresso dell'aria primaria per metro di lunghezza (si sono
assunti 60 ugelli per metro). Per il flusso secondario si assume invece che:
1
Q Scross u dx Cp ( Tbatt Tamb
)
W
batt Wbatt
dove S cross è la superficie di attraversamento del fluido attraverso la batteria mentre W batt è la
larghezza della batteria. Si è assunto, per le condizioni invernali, che la temperatura media
dell'ambiente sia 20 °C. Si è trovato che il contributo del flusso primario sulla capacità termica è di
circa il 5% in tutte le simulazioni effettuate. In Figura 268 sono riportati i valori di potenza termica
fornita per metro lineare, in funzionamento sia estivo che invernale, in funzione della temperatura
dell’acqua di alimento alla batteria di scambio.
500
400
300
1000
800
600
200
400
100
200
0
10 14 15 16 17 18 19 20
T_batt [°C]
0
40 41 42 43 44 45
T_batt [°C]
Figura 268: Potenze termiche per metro lineare in regime di funzionamento estivo ed invernale.
I valori riportati si riferiscono alla configurazione con ugelli inclinati a 45° che, secondi i
risultati ottenuti, offrono le minori prestazioni termiche rispetto alle altre configurazioni. Si osservi
che in condizioni estive il rischio di condensazione sulle tubazioni presenti sul soffitto
dell'ambiente limita gli effetti migliorativi che si avrebbero diminuendo la temperatura della
batteria.
Mediante le simulazioni 3D è stato quindi possibile studiare anche l'effetto delle cadute di
pressione nei canali di adduzione dell'aria primaria sul rapporto di induzione IR. La procedura di
calcolo è stata suddivisa in due fasi: inizialmente si determina il campo dinamico nei canali di

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
182
adduzione e successivamente si utilizzano le velocità di uscita dagli ugelli per risolvere i modelli
3D delle travi fredde. In Figura 269 sono riportate le distribuzioni di velocità e di temperatura in
un caso fra quelli esaminati.
Figura 269: Linee di flusso dei campi di moto e campi termici ottenuti tramite simulazione 3D.
Si osserva, dai risultati ottenuti, che malgrado la distribuzione di velocità non sia uniforme si
ha una debole influenza sul rapporto di induzione IR.
CONCLUSIONI
L'utilizzo di metodi numerici applicati a processi termo-fluidodinamici ha consentito lo
studio di singoli componenti impiantistici (travi fredde in diverse configurazioni costruttive) ma
anche di esaminare l'interazione edificio-impianto con simulazioni complete del sistema ambiente–
componente. Le simulazioni sono state condotte sia in regime transitorio che stazionario, per
condizioni invernali ed estive.
I risultati delle simulazioni, opportunamente trattati, consentono di calcolare con
immediatezza due parametri fondamentali per le travi fredde: la capacità termica di riscaldamento
e di raffrescamento e il rapporto di induzione IR. Non sfugge, infine, la possibilità di ottimizzare il
progetto impiantistico con l'ottimizzazione della distribuzione della temperatura e del campo di
velocità in ambiente. In definitiva lo studio CFD del sistema consente di ottimizzare anche le
condizioni di utilizzo dei componenti attivi e quindi di migliorare le condizioni ambientali di
comfort.
2.11 CANALI FORATI
Si tratta di canali solitamente di tessuto aventi una foratura laterale da cui fuoriesce l’aria da
inviare nell’ambiente, come illustrato in Figura 270.
Si tratta di sistemi nei quali si realizza un dislocamento anche per effetto della modesta velocità di
uscita dell’aria. Essi riprestano solo ad applicazioni per solo raffrescamento ambientali poiché l’invio di
aria calda provocherebbe una stratificazione in alto che vanificherebbe la loro azione.
Figura 270: Canale forato

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
183
3 DISTRIBUZIONE DELL’ARIA NEGLI AMBIENTI
Come già indicato ad inizio del capitolo, la distribuzione dell’aria negli ambienti è di fondamentale
importanza per garantire le migliori condizioni di comfort ambientale. Purtroppo il raggiungimento
delle condizioni ottimali di distribuzione non è semplice né immediato. Spesso ci si affida a regole
pratiche, non scritte, che ciascun installatore ha sviluppato in funzione della sua sensibilità e/o
esperienza di lavoro.
Non sempre si ottengono risultati accettabili e ciò è causa di lamentele da parte degli utenti degli
impianti fino a far nascere una vera e propria repulsione per gli impianti di distribuzione dell’aria e degli
stessi impianti di climatizzazione.
Non è raro sentir lamentare i soggetti per l’eccessiva velocità dell’aria che provoca loro un mal di
testa tanto da spegnere addirittura gli impianti di condizionamento.
Si vuole in questo paragrafo affrontare il problema della distribuzione dell’aria in modo
formalmente corretto facendo ricorso a codici di simulazione CFD (Computer Fluid Dynamics) specifici
per questo scopo. In particolare si è utilizzato il software COMSOL Multiphysics per effettuare alcune
simulazioni.
Per la simulazione è stato impiegato COMSOL Multiphysics 3.3, un software che risolve
problemi basati su equazioni differenziali alle derivate parziali (PDEs) in un ambiente interattivo
ed è caratterizzato dalla presenza di un modulo CAD. Con questo software è possibile estendere
facilmente modelli di tipo fisico in modelli multifisici che risolvono problemi fisici accoppiati
considerandoli quindi simultaneamente.
Esso presenta interfacce intuitive per la descrizione dei problemi fisici e delle relative equazioni;
genera in maniera automatica la mesh; offre una serie di risolutori ottimizzati; offre un valido sistema di
visualizzazione e post-processing.
I moduli presenti sono:
modulo di base COMSOL Multiphysics: contiene vari elementi come:
acustica;
convezione e diffusione;
elettro-magnetismo;
fluido-dinamica;
analisi termica;
meccanica strutturale;
PDE-equazioni alle derivate parziali;
deformata;
interazione termo-elettrica;
interazione fluido-termica;
AC/DC Module: Modalità applicative specializzate per le analisi elettromagnetiche nel campo
AC/DC;
Acoustics Module: modalità applicative specializzate per la modellazione in campo acustico;
Chemical Engineering Module: modulo per le analisi di ingegneria chimica e CFD;
Earth Science Module: modulo per le analisi di tipo geotecnico e scienze della terra;
Heat Transfer Module: modulo per le analisi di tipo termico: analisi termica per conduzione,
convezione ed irraggiamento in condizioni stazionarie o nel transitorio;
MEMS Module: modulo per le analisi applicate ai MEMS (Micro Electro Mechanical System);
RF Module: modalità applicative specifiche per le simulazioni RF e di fotonica;
structural mechanics module: modulo per le analisi strutturali meccaniche.
Nell’interfaccia d’apertura del programma è possibile scegliere:
la dimensione geometrica, “2D” o “3D”, su cui lavorare;
il modulo che si vuole caricare, ovvero la modalità di analisi che si vuole eseguire.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
184
Dopo di che si aprirà un’ interfaccia di tipo CAD (Computer Aided Design), dove sarà
possibile costruire la geometria sulla quale si vuole eseguire l’analisi scelta. In alternativa la geometria
CAD può essere importata da un altro programma dove è più semplice la sua esecuzione.
3.1 MODALITÁ D’ANALISI
COMPORTAMENTO DELL’ARIA ALL’INTERNO DI UNA STANZA
Lo studio nasce dall’esigenza di verificare la qualità dello schema di distribuzione dell’aria
scelto per:
una corretta e razionale climatizzazione dell’ambiente;
un maggior comfort;
degli impianti sempre più evoluti per il controllo delle condizioni termoigrometriche interne e
dei requisiti di qualità dell’aria.
L’obiettivo è quello di effettuare delle simulazioni riguardanti il comportamento dell’aria dal tratto
finale del condotto, al terminale ed infine all’interno di una stanza. Ciò è reso possibile dall’utilizzo del
software COMSOL; il comportamento del fluido è di tipo turbolento. La descrizione di tale
comportamento è stata resa nel precedente capitolo.
SIMULAZIONI 2D AL COMSOL MULTIPHYSICS
A questo punto, si effettua un’analisi dinamica completa del comportamento del fluido all’interno
della parte finale del condotto, del terminale di mandata (bocchetta o diffusore) e della stanza con il
COMSOL; dal model navigator si è scelto il Chemical Engineering Module. Al suo interno si
possono trovare diversi tipi di analisi.
Per il caso in esame, l’analisi appropriata è quella del bilancio della quantità di moto, che dà la
possibilità di scegliere al suo interno ancora fra le diverse tipologie di analisi:
flusso incomprimibile, equazioni di Navier-Stokes: analisi di flusso per un fluido incomprimibile
a temperatura costante;
flusso non isotermico: flusso di un fluido incomprimibile in condizioni non isotermiche;
flusso non-newtoniano: flusso di un fluido non-newtoniano con disponibilità di vari modelli di
viscosità;
equazioni di Brinkman: flusso di un fluido in un mezzo poroso descritto dall’equazione di
Brinkman;
modello di turbolenza k-epsilon: flusso in regime turbolento di un fluido incomprimibile;
fluido comprimibile secondo Eulero: flusso di un fluido comprimibile descritto attraverso le
equazioni di Eulero;
legge di Darcy (flusso in mezzi porosi descritto dalla legge di Darcy).
Per ogni modulo è possibile trovare due varianti:
analisi in regime stazionario;
analisi in regime transitorio.
Per lo studio in esame si è scelto di usare un’analisi di un fluido incomprimibile alle equazioni
della turbolenza k-epsilon in regime stazionario.
L’analisi che seguirà studia un flusso di fluido incomprimibile immesso nell’ambiente a
temperatura e velocità costanti. L’analisi è stata implementata in modo combinato fluido-termico. Per le
caratteristiche fisico-chimiche dell’aria si è fatto riferimento a quelle che il COMSOL possiede in
libreria, le quali sono dipendenti dalla temperatura. La temperatura che abbiamo posto nelle equazioni è
T 0 =293.15 K=20 °C che rappresenta la temperatura ambiente cioè la temperatura media dell’aria. Si è
quindi scelto l’heat transfer module implementando l’analisi termica di tipo generale (analisi termiche
per conduzione, convezione ed irraggiamento).
L’analisi termodinamica e fluidodinamica del sistema proposto finalizzata allo studio della
distribuzione del flusso d’aria, della velocità e della temperatura nello spazio confinato ha richiesto una

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
185
sua simulazione per poter valutare l’incidenza dell’impianto sul campo di velocità, sul gradiente di
temperatura e sul flusso termico convettivo.
Si deve aggiungere che i moduli chemical engineering module e heat transfer module, sono
stati implementati in modo simultaneo. La simultaneità ha comportato un aumento notevole della
complessità dei calcoli da parte del solutore del codice.
Si è cominciato con il costruire la geometria utilizzando il CAD del codice di simulazione.
Dal menù del COMSOL andando su “multi-fisica” è possibile scegliere il modulo, dinamico o
termico, su cui andare ad effettuare le impostazioni. Si è iniziato con quello dinamico imponendo le
condizioni ai sottodomini dal menù a tendina “dati fisici”.
Per le caratteristiche dell’aria si è fatto riferimento, come già detto, a quelle che il COMSOL
possiede in libreria ponendo nelle equazioni T
0=293.15 K=20 °C , temperatura media dell’aria.
Pertanto i valori delle costanti sono:
2
eta_aria= -7.887E-12 T +4.427E-08 T +5.204E-06=1.7498 [Pa s] viscosità dinamica
T
0= 273+20 = 293 [K]
0 0
rho_aria= p 28.8E-3/8.314/T =1.19793 kg/m
0
3
0 0 densità
p = 101325=1.01325 E-5 bar .
La costante “v_in” cambia in base al valore di velocità che imponiamo al flusso.
Le equazioni per il sottodominio in esame sono quelle del modello di turbolenza K-Epsilon
(chns).
dove:
u u pI T
u u
F
u
0
T
u k kT
Pu
T
T
u
T
2
C
1
P u C
2
T
k k
P u u : u u , e
T
T
Ck
Impostate le condizioni al sottodominio, si passa al settaggio per il contorno. Per ogni tipo di
geometria esaminata, le condizioni al contorno riguardanti l’analisi del fluido, secondo il modello di
turbolenza k-epsilon (chns), sono:
condizione di velocità entrante pari a quella voluta, che corrisponde nel caso in esame
2
3I
T
2
u0u0
3I all’equazione: u = u 0 , k T
0.75 2
u0u0
, C
;
2
LT
condizione di scorrimento/simmetria alle pareti, corrispondente all'equazione:
T
nu 0 , t pI T
u u
n
0
condizione di flusso normale/pressione, corrispondente all’equazione:
T
tu 0, n pI T
u u
n p0
.
2
1.5

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
186
Ultimati i settaggi relativi alla modalità d’analisi dinamica, dal menù “multi-fisica”, si seleziona il
modulo termico.
Si impongono le condizioni ai sottodomini la cui equazione è:
kT Q C u T T temperatura
,
P
Si procede implementando i valori delle costanti relative al modulo termico:
k_aria=10 =0.025778
mK
conducibilità
(0.8616 log10(abs(T0))-3.7142) W
J
C
p_aria= 0.0769 T 0+1076.9=1099.4317
kg K
calore specifico
le costanti T_in e T_est cambiano in base al valore di temperatura che imponiamo al flusso
(estate o inverno).
Le costanti riportate sono considerate tali perché nell’intervallo di temperatura e pressione
considerato non variano sensibilmente.
Dopo, per ognuna delle geometrie studiate, si procederà ad imporre le condizioni al contorno:
temperatura del fluido entrante costante e pari alla temperatura entrante T_in, corrispondente
all’equazione: T T0
;
isolamento termico di tutte le pareti interne, a cui corrisponde l’equazione:
n kT C uT
0
P
flusso convettivo alla bocchetta di aspirazione, con equazione:
qn C uT n nkT
0
;
P
flusso termico sulla parete a contatto con l’ambiente esterno, con equazione:
n kT C uT q h T T
P
0 inf
Quindi si passa alla impostazione preliminare dei settaggi per creare la mesh. Il tipo di elemento
utilizzato è quello triangolare. Il COMSOL possiede diversi gradi di infittimento predefiniti per la
generazione della mesh. Nel caso in studio si è proceduto attraverso il menù come segue:
mesh
parametri per la mesh
globale
tipo di infittimento predefinito:fitta
contorno
selezione del contorno
rigenera
Nel generare la mesh, si è deciso di operare in modo che l’errore che si crea nell’approssimazione,
inevitabilmente presente, sia inferiore all’1%. Tale approssimazione è importante perchè
nell’integrazione delle equazioni, con approcci numerici, è significativa la dimensione ed il numero degli
elementi costituenti la mesh.
A questo punto si passa al settaggio del tipo di analisi e dei valori iniziali. Per quanto
riguarda il tipo di analisi scelta, essa è un’analisi stazionaria altamente non lineare con tolleranza
relativa di 1,0 e-6 ed un numero massimo di iterazioni pari a 50. Si utilizza un solutore lineare del tipo
diretto (UMFPACK).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
187
I valori iniziali sono impostati relativamente alle espressioni sulla soluzione corrente, per quanto
riguarda le variabili non risolte ed il punto di linearizzazione è impostato su “usa il settaggio definito sul
frame iniziale”.
In conclusione si lancia la simulazione, che impiegherà tanto più tempo a dare una soluzione,
quanto maggiore è il numero di gradi di libertà del sistema, che dipende dalla qualità della mesh
utilizzata, e dalla complessità della geometria e dell'equazione da risolvere.
3.2 MODELLI 2D
Il primo passo per la simulazione ha riguardato la costruzione geometrica del modello della
stanza. E’ stato necessario operare delle semplificazioni per ridurre il più possibile il numero di gradi di
libertà del sistema senza compromettere il suo significato fisico.
Allo scopo si è utilizzato un modello bidimensionale individuando la sezione del progetto più
significativa ai fini dell’analisi. Si è scelta la sezione trasversale dell’ambiente, 4.5m x 2.8m, che mostra
sia la bocchetta di mandata dell’aria posizionata sulla parete in prossimità del soffitto, sia la bocchetta di
ripresa dell’aria sulla stessa parete come prevede la prassi impiantistica.
Per il diffusore si è scelta pure la sezione trasversale e si è sfruttata l’assialsimmetria dell’ambiente,
9m x 2.8m, che mostra sia il diffusore posizionato sul solaio-controsoffitto, sia la bocchetta di ripresa
dell’aria.
E’ stata effettuata sia l’analisi fluidodinamica che termica per la stagione estiva, temperatura
esterna 33°C, ed invernale, temperatura esterna 5°C.
3.2.1 BOCCHETTA
Lunghezza stanza
Altezza stanza
Inclinazione alette
Altezza bocchetta di mandata
Distanza bocchetta di mandata
dal soffitto
Altezza bocchetta di ripresa
Distanza bocchetta di ripresa dal
pavimento
Distanza tra le due bocchette
l=4.5 m
h=2.8 m
α=-20°,-
10°,0°,10°,20°,
h bm =0.15 m
d s =0.15 m
h br =0.15 m
d p =0.15 m
d bb =2.20 m
Tabella 29-Dimensioni caratteristiche per la bocchetta.
3.3 RISCALDAMENTO INVERNALE
Per ogni tipo di geometria delle alette avremo tre velocità d’immissione dell’aria, velocità che a
loro volta avranno un range di temperature d’immissione da 25°C a 30°C, essendo un riscaldamento
invernale.
Si procede con l’analisi dei risultati.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
188
A=0°
V=0.2 M/S
Analisi campo di velocità
Figura 271: -Alette inclinate α=0°.
Figura 272: Campo di velocità, con α=0° e v=0.2 m/s.
L’immagine di Figura 272 rappresenta il campo di velocità alla temperatura d’immissione di 27°C.
In essa il campo di velocità è rappresentato sia in superficie utilizzando una scala di colori
corrispondenti ai diversi valori calcolati, sia nella forma di linee di flusso (in bianco) che riproducono
l’insieme delle linee punto per punto tangenti ai vettori velocità del campo di moto.
Analizzando il campo di velocità si è in presenza di un vortice laminare molto ampio che non
produce importanti zone di ristagno. Molto probabilmente ciò è dovuto alla presenza dei moti
convettivi che spostano l’aria evitando la stratificazione termica di essa. All’altezza di circa 0.5 m dal

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
189
pavimento le isovelocità non creano un ricircolo ma l’aria esce dal sistema attraverso la bocchetta di
ripresa, così come prevede la legge di conservazione della massa.
Un ulteriore motivo di studio è stato l’andamento della velocità in funzione dell’altezza
dell’ambiente. Nello specifico si è scelto di analizzare le altezze che possono influenzare la permanenza
dell’uomo nel sistema:
h=1 m; h=1.5 m; h=2 m.
Di seguito si riportano i relativi grafici:
Figura 273:-α=0°,v=0.2- Velocità in funzione dell’altezza, da 25°C (in alto a sx) a 30°C (in basso a dx).
Dai risultati delle simulazioni si riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria
nella stanza, che prevede la mandata dall’alto a parete e la ripresa dal basso sempre a parete, non
produce significative zone di stagnazione, di vorticità e di turbolenza locale, in cui l’eccessiva velocità
dell’aria arrecherebbe notevole discomfort. Infatti, il valore della velocità dell’aria si mantiene sempre
sotto gli 0.15 m/s.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
190
ANALISI DISTRIBUZIONE DELLA TEMPERATURA
Figura 274: Campo di temperatura, per v=0.2 m/s, α=0° e T=27°C.
L’immagine di Figura 274 rappresenta il campo termico alla temperatura d’immissione di 27°C; si
è scelto di inserire questa in quanto rappresenta il valore medio tra le temperature immesse. La
simulazione ha mostrato il corretto posizionamento della bocchetta di mandata che comporta una
buona uniformità delle condizioni termiche dell’aria. Dai risultati della simulazione si riscontra che lo
schema utilizzato per la distribuzione dell’aria nell’ambiente produce una zona fredda poco rilevante in
basso a destra, dove il lancio della bocchetta non arriva e la zona di miscelamento dell’aria è a circa 0.5
m dalla parete esterna. Perciò il suddetto sistema permette di ottenere un microambiente a temperatura
mediamente costante, circa 20°C come prevede la Legge 10/91, nell’intorno della zona occupata
dall’uomo. Si riportano di seguito le immagini relative alle temperature, 25°C e 30°C, estreme del range
utilizzato; quelle intermedie non vengono rappresentate in quanto il campo di temperatura varia in
proporzione.
Figura 275: -Campo di temperatura per v=0.2 m/s, α=0° con T=25°C (sx) e T=30°C (dx).
Dalla mappatura dei colori corrispondenti alla distribuzione termica del sistema:
per i 25°C, la distribuzione è uniforme e si aggira sui 20°C;
per i 30°C, la distribuzione è uniforme,sui 20°C, e presenta una zona di miscelamento più
ampia.
Non si rileva un’apprezzabile differenza di temperatura tra le altezze analizzate come dalle
immagini seguenti.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
191
Figura 276-α=0°,v=0.2- Temperatura in funzione dell’altezza,da 25°C(in alto a sx)a 30°C (in basso a dx)

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
192
V=0.3 M/S - ANALISI CAMPO DI VELOCITÀ
Figura 277: Campo di velocità, con α=0° e v=0.3 m/s.
L’immagine di Figura 277 rappresenta il campo di velocità alla temperatura d’immissione di 27°C;
il campo di velocità per i rimanenti valori non subisce significative variazioni. Analizzando il campo di
velocità si è in presenza di un vortice laminare molto ampio che non produce importanti zone di
ristagno. All’altezza di circa 0.5 m dal pavimento le isovelocità non creano un ricircolo ma l’aria esce dal
sistema attraverso la bocchetta di ripresa. Un ulteriore motivo di studio è stato l’andamento della
velocità in funzione dell’altezza. Di seguito si riportano i relativi grafici:

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
193
Figura 278: α=0°,v=0.3- Velocità in funzione dell’altezza, da 25°C (in alto a sx) a 30°C (in basso a dx).
Dai risultati della simulazione si riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria
nella stanza non produce significative zone di stagnazione, di vorticità e di turbolenza locale. Il valore
della velocità dell’aria si mantiene sotto gli 0.15 m/s.
ANALISI DISTRIBUZIONE DELLA TEMPERATURA
L’immagine di Figura 279 rappresenta il campo termico alla temperatura d’immissione di 27°C; la
simulazione ha mostrato il corretto posizionamento della bocchetta di mandata che comporta una
buona uniformità delle condizioni termoigrometriche dell’aria.
Dai risultati della simulazione si riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria
nell’ambiente produce una zona fredda poco rilevante in basso a destra, dove il lancio della bocchetta
non arriva; la zona di miscelamento dell’aria è a circa 0.5 m dalla parete esterna. Perciò il suddetto
sistema permette di ottenere un microambiente a temperatura mediamente costante, circa 20°C, come
prevede la Legge 10/91, nell’intorno della zona occupata dall’uomo.
Figura 279: Campo di temperatura, per v=0.3 m/s, α=0° e T=27°C.
Si riportano di seguito le immagini relative alle temperature, 25°C e 30°C, estreme del range
utilizzato; quelle intermedie non vengono rappresentate in quanto il campo di temperatura varia in
proporzione.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
194
Figura 280: Campo di temperatura per v=0.3 m/s, α=0° con T=25°C (sx) e T=30°C (dx).
Dalla mappatura dei colori corrispondenti alla distribuzione termica del sistema:
per i 25°C, la distribuzione è uniforme e si aggira sui 20°C;
per i 30°C, la distribuzione è uniforme,sui 20°C, e presenta una zona di miscelamento più
ampia.
Non si rileva un’apprezzabile differenza di temperatura tra le altezze analizzate come dalle
immagini seguenti.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
195
Figura 281: α=0°,v=0.3-Temperatura in funzione dell’altezza,da 25°C(in alto a sx)a 30°C(in basso a dx)
3.4 CONDIZIONAMENTO ESTIVO
Per ogni tipo di geometria delle alette avremo tre velocità d’immissione dell’aria che a loro volta
avranno un range di temperature d’immissione tra 14°C e 20°C, essendo un condizionamento estivo. Si
procede con l’analisi dei risultati.
3.4.1 Α=0°
V=0.2 M/S
ANALISI CAMPO DI VELOCITÀ
Figura 282: Campo di velocità, con α=0° e v=0.2 m/s.
L’immagine Figura 282 rappresenta il campo di velocità alla temperatura d’immissione di 17°C; si
è scelto di inserire questa in quanto rappresenta il valore medio tra le temperature immesse e il campo

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
196
di velocità per i rimanenti valori non subisce significative variazioni. In essa il campo di velocità è
tangente al flusso cioè il vettore velocità si mantiene punto per punto tangente alla traiettoria.
Analizzando il campo di velocità si è in presenza di un vortice laminare molto ampio che non
produce importanti zone di ristagno. Probabilmente ciò è dovuto alla presenza dei moti convettivi che
spostano l’aria evitando la stratificazione termica di essa. All’altezza di circa 0.5 m dal pavimento le
isovelocità non creano un ricircolo ma l’aria esce dal sistema attraverso la bocchetta di ripresa.
Si riporta l’andamento della velocità in funzione dell’altezza.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
197
Figura 283: -α=0°,v=0.2- Velocità in funzione dell’altezza, da 25°C (in alto a sx) a 30°C (in basso a dx).
Dai risultati della simulazione si riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria
nella stanza, che prevede la mandata dall’alto a parete e la ripresa dal basso sempre a parete, non
produce rilevanti zone di stagnazione, di vorticità e di turbolenza locale, in cui l’eccessiva velocità
dell’aria arrecherebbe notevole discomfort. Infatti, il valore della velocità dell’aria si mantiene sotto gli
0.15 m/s.
ANALISI DISTRIBUZIONE DELLA TEMPERATURA
Figura 284: Campo di temperatura, per v=0.2 m/s, α=0° e T=17°C.
L’immagine di Figura 284 rappresenta il campo termico alla temperatura d’immissione di 17°C; si
è scelto di inserire questa in quanto rappresenta il valore medio tra le temperature immesse. La
simulazione ha mostrato il corretto posizionamento della bocchetta di mandata che comporta una
mediocre uniformità delle condizioni termoigrometriche dell’aria. Dai risultati della simulazione si
riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria nell’ambiente produce una zona calda
poco rilevante in basso a destra, dove il lancio della bocchetta non arriva; la zona di miscelamento
dell’aria al centro della stanza potrebbe creare fastidio perché è ad un’altezza che potrebbe investire
l’uomo. Non si rileva un’apprezzabile differenza di temperatura tra le altezze analizzate, ma la
temperatura è bassa per poter avere le condizioni di benessere.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
198
Si riportano di seguito le immagini relative alle temperature, 14°C e 20°C, estreme del range
utilizzato; quelle intermedie non vengono rappresentate in quanto il campo di temperatura varia in
proporzione.
Figura 285: Campo di temperatura per v=0.2 m/s, α=0° con T=14°C (sx) e T=20°C (dx).
Dalla mappatura dei colori corrispondenti alla distribuzione termica del sistema:
per i 14°C, la distribuzione è uniforme e si aggira sui 24°C,valore troppo basso per poter
assicurare il benessere degli occupanti anche per via della zona di miscelamento estesa ed a
temperatura bassa;
per i 20°C, la distribuzione è uniforme e si aggira sui 27°C; presenta una zona di miscelamento
meno ampia che rende le condizioni confortevoli.
Non si rileva un’apprezzabile differenza di temperatura tra le altezze analizzate dalle immagini
seguenti.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
199
Figura 286: α=0°,v=0.2- Temperatura in funzione dell’altezza,da 14°C(in alto a sx)a 20°C(in basso a dx)
V=0.3 M/S
ANALISI CAMPO DI VELOCITÀ
Figura 287: Campo di velocità, con α=0° e v=0.3 m/s.
L’immagine rappresenta il campo di velocità alla temperatura d’immissione di 17°C; analizzando
il campo di velocità si è in presenza di un vortice laminare molto ampio che non produce importanti
zone di ristagno. Ciò è dovuto alla presenza dei moti convettivi che spostano l’aria evitando la
stratificazione termica di essa. All’altezza di circa 0.5 m dal pavimento le isovelocità non creano un
ricircolo ma l’aria esce dal sistema attraverso la bocchetta di ripresa.
L’andamento della velocità in funzione dell’altezza è di seguito riportata.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
200
Figura 288: α=0°,v=0.3- Velocità in funzione dell’altezza, da 14°C (in alto a sx) a 20°C (in basso a dx).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
201
Dai risultati della simulazione si riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria
nella stanza non produce significative zone di stagnazione, di vorticità e di turbolenza locale. Il valore
della velocità dell’aria si mantiene sotto gli 0.15 m/s.
ANALISI DISTRIBUZIONE DELLA TEMPERATURA
Figura 289: Campo di temperatura, per v=0.3 m/s, α=0° e T=17°C.
L’immagine rappresenta il campo termico alla temperatura d’immissione di 17°C; la simulazione
ha mostrato il corretto posizionamento della bocchetta di mandata che comporta una buona uniformità
delle condizioni termoigrometriche dell’aria. Dai risultati della simulazione si riscontra che lo schema
utilizzato per la distribuzione dell’aria nell’ambiente produce una zona calda poco rilevante in basso a
destra, dove il lancio della bocchetta non arriva; la zona di miscelamento dell’aria sulla destra della
stanza potrebbe creare un piccolo fastidio perché è ad un’altezza che potrebbe investire l’uomo.
Perciò il suddetto sistema permette di ottenere un microambiente a temperatura mediamente
costante, circa 24°C nella zona maggiormente occupata dall’uomo. Si riportano di seguito le immagini
relative alle temperature, 14°C e 20°C, estreme del range utilizzato; quelle intermedie non vengono
rappresentate in quanto il campo di temperatura varia in proporzione.
Figura 290: Campo di temperatura per v=0.3 m/s, α=0° con T=14°C (sx) e T=20°C (dx).
Dalla mappatura dei colori corrispondenti alla distribuzione termica del sistema:
per i 14°C, la distribuzione è uniforme e si aggira sui 23°C,valore troppo basso per poter
assicurare il benessere degli occupanti anche per via della zona di miscelamento estesa ed a
temperatura bassa;

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
202
per i 20°C, la distribuzione è uniforme e si aggira sui 25°C; presenta una zona di miscelamento
meno ampia.
Non si rileva un’apprezzabile differenza di temperatura tra le altezze analizzate come dalle
immagini seguenti.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
203
Figura 291: α=0°,v=0.3- Temperatura in funzione dell’altezza,da 14°C(in alto a sx)a 20°C(in basso a dx)
3.4.2 CONCLUSIONI
Per la bocchetta di mandata e il diffusore si è definita una velocità d’uscita pari a 0.2÷0.4 m/s.
La simulazione ha mostrato il corretto posizionamento dei terminali ed è stato possibile valutare
che l’aria uscente da essi deve essere diretta verso la parete.
Dai risultati della simulazione si è riscontrato, quindi, che lo schema utilizzato per la distribuzione
dell’aria nell’ambiente produce: la presenza di un solo vortice laminare molto ampio. Esso, infatti, non
genera importanti zone di ristagno e di turbolenza locale e non arreca discomfort agli occupanti; il
valore della velocità dell’aria, si mantiene in ambiente sotto gli 0.15 m/s.
Eccetto il caso della bocchetta con inclinazione delle alette pari a α= -20° in cui, analizzando il
campo di velocità, si è in presenza di due vortici molto ampi che producono una zona di ristagno; la
presenza dei due vortici induce moti convettivi che spostano l’aria in senso opposto e il lancio del getto
d’aria non è sufficiente a raggiungere la parete opposta, per cui il flusso d’aria arriva circa a metà stanza
creando un’eccessiva velocità dell’aria e discomfort.
l’analisi termica ha verificato l’andamento del gradiente di temperatura e del flusso termico, in
particolare nella zona occupata dall’uomo.
Dai risultati della simulazione si riscontra che lo schema utilizzato per la distribuzione dell’aria ha
prodotto un microambiente a temperatura mediamente costante per la stagione invernale, circa 20°C
come prevede la Legge 10/91, nell’intorno della zona occupata dall’uomo; invece per la stagione estiva
si sono riscontrati, a volte, valori di temperatura troppo bassi per garantire il comfort.
L’analisi qui presentata si è articolata in centinaia di simulazioni analizzate ma sono state esposte
quelle di maggior interesse applicativo.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
204
4 MACCHINE FRIGORIFERE
Gli impianti frigoriferi e in generale la Tecnica del Freddo rivestono oggi un’importanza
fondamentale nella vita moderna industriale e civile. Essi infatti debbono garantire temperature di
processo negli impianti industriali, la conservazione di derrate alimentari nell’industria alimentare (catena
del freddo) e debbono produrre fluidi di lavoro (acqua, aria, freon,…) a bassa temperatura per gli impianti
di climatizzazione.
Possiamo classificare gli impianti frigoriferi a seconda della temperatura minima che consentono
di raggiungere e della potenza impegnata, secondo la Tabella 30.
Tipo di Impianto Temperatura minima (°C) Pressione lavoro (bar) Potenza frigorifera (kW)
Compressione di vapore
Assorbimento (fluido
frigorigeno/solvente)
-25 ciclo semplice
- 60 ciclo a doppia
compressione e doppia
laminazione
-150 cicli in cascata
(H 2 O-BrLi)
Vapore d’acqua 0
-60 (NH 3 /H 2 O)
-20 salamoia
0.2
>1
0.01
0.006
0.0013
Con compressore volumetrico:
0.1 30 ermetico
3300 rotativo
30 250 semiermetico
250500 aperto
4003000 a vite
Con
centrifugo
compressore
3006000 chiuso
30030000 aperto
3505000
500010000
303000
Compressione di gas -25 (aria) 1 10
Effetto termoelettrico -33
-103
Tabella 30: Classificazione degli impianti frigoriferi
-

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
205
Q1
C
B
L
D
A
t2
Q2
Figura 292: Layout del ciclo Joule inverso
50
T
C
q1
B
h=370 kJ/kg
p=3 bar
0
C
A
h=315 kJ/kg
p=1 bar
q2
-50
D
h=230 kJ/kg
kJ/kgK
s
Figura 293: Ciclo Joule inverso per frigoriferi a gas
Gli impianti termoelettrici (senza fluido di lavoro) sono utilizzati in campo elettronico e spaziale.
4.1 LAMINAZIONE
La laminazione è una applicazione dell’effetto Joule Thompson (vedi corso di Fisica Tecnica) con il
quale si fa passare un fluido da una pressione maggiore ad una minore attraverso uno strozzamento del
condotto o mediante una valvola di laminazione appositamente predisposta. L’effetto Joule Thompson è
caratterizzato dal coefficiente definito da:
T
[56]
p
h
che può essere positivo, negativo o nullo a seconda delle proprietà del fluido e il campo di
temperature e pressioni iniziali. Dal punto di vista impiantistico interessa definite la differenza di
temperatura che subisce il fluido:
u
i
pu
T T dp
[57]
pi
Se >0 allora si ha una diminuzione di temperatura mentre se è

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
206
4.2 FLUIDI FRIGORIGENI
I fluidi di lavoro degli impianti frigoriferi sono detti fluidi frigorigeni. Questi fino all’inizio del 1900
erano naturali ma sono stati poi rimpiazzati con fluidi artificiali quali gli idrocarburi alogenati (CFC e
CHFC) della serie Freon F11, F12, F22, F13 (o gli equivalenti con sigle internazionali R11, R12, R22,
R13). Gli idrocarburi alogenati presentano proprietà termofisiche interessanti che li hanno reso
prevalenti sugli altri fluidi frigorigeni: essi sono stabili chimicamente, non infiammabili, non tossici,
inodori e insapori, hanno un buon calore latente di vaporizzazione e un accettabilmente basso lavoro
specifico di compressione. Purtroppo la recente scoperta della pericolosità del fluoro e del Cloro per la
fascia di ozono nell’atmosfera ha cambiato tutti i giudizi su questi fluidi refrigeranti ed anzi sono state
approvate convenzioni internazionali per la totale messa al bando degli HCFC entro un breve lasso di
tempo.
IL PROBLEMA DELL’OZONO
L’ozono, O 3 , ha la caratteristica di assorbire le radiazioni solari ultraviolette (nell’introno di 0.25
m) e quindi di esercitare una vitale funzione protettiva sull’Uomo. Esso si forma dalle molecole di O 2
mediante la reazione endotermica:
3O 2O 288.8 kJ / mol [58]
2 3
L’ozono è uno stato allotropico dell’O 2 ed è piuttosto instabile. La costante di equilibrio della
precedente reazione è K=10 -54 . L’input energetico è fornito sia dalla radiazione solare che dalle scariche
elettriche atmosferiche. La radiazione solare è molto intensa ad alta quota (stratosfera, da 25 a 50 km
s.l.m) e in corrispondenza dell’equatore. La maggior quantità di ozono si ha ai poli per effetto del
trasporto dovuto ai moti planetari dell’aria. La concentrazione dell’ozono nell’aria è molto bassa e pari a
0.375 ppm. I processi che possono provocare la formazione e la distruzione dell’ozono possono essere
molteplici e in particolare si segnalano le seguenti reazioni:
3SO O 3SO
2 3 3
H S O H SO
2 3 2 3
NO O3 NO2 O2
Cl O3 ClO O2
3H O 3H O
2 3 2
H O O 3H O O
2 3 2 2 2
Si vede, quindi, che alla distruzione dell’O 3 concorrono anche alcuni inquinanti atmosferici quali
l’SO 2 , H 2 S, NO,…. A queste reazioni si aggiunge anche quella di attacco dei CFC secondo il seguente
schema:
CFC Ultravioletto Cl FC
Cl O3 ClO O2
[59]
Pertanto il cloro (ma è presente anche un’analoga reazione per il fluoro presente in minor quantità) attacca
l’ozono eliminandolo dall’atmosfera.
Le intuizioni dei ricercatori Rowland e Molina (1974) sull’azione dei CFC è stata confermata dalle
osservazioni fatte dal 1978 al 1989 che hanno mostrato una riduzione del 9% di ozono nell’emisfero
Sud e 4% nell’emisfero nord. I CFC più aggressivi sono quelli più stabili, cioè con una molecola priva di
legami deboli.
L’R12 è una molecola composta da CCl 2 F 2 e quindi molto stabile: è questa la molecola più
aggressiva.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
207
Per destabilizzare i CFC (clorofluoro carburi) si preferisce usare molecole con presenza del legame a
idrogeno, come avviene nelle molecole HCFC (idroclorofluoro carburi). Si definisce indice di distruzione
dell’ozono (Ozone Depletion Parameter), ODP, l’effetto sull’ozono valutato in rapporto a quello dell’R11.
Figura 294: Esempio di diffusione di condizionatori di tipo split
Un’altra grandezza oggi utilizzata per indicare il potenziale rischio di riscaldamento globale della
Terra è il GWO (Global Warm Potential) che rappresenta una misura dell’effetto (su un periodo di tempo
prefissato di 100 anni) dell’emissione di 1 kg di gas serra confrontato con l’effetto di 1 kg di anidride
carbonica nello stesso periodo di tempo.
In pratica esso considera l’efficacia di assorbimento del gas e la sua persistenza. Si ha la Tabella
31 che sintetizza in forma comparativa i precedenti parametri.
Dall’esame della Tabella 31 si osserva la grande flessibilità d’uso dei CFC. Con riferimento
all’Occidente (esclusa la Cina e l’India che pure sono oggi grandi produttrici di CFC) si hanno i diagrammi
indicati in Figura 295 per l’R11, in Figura 296 per l’R12 e in Figura 297 per l’uso combinato di R11 ed
R12.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
208
Tabella 31: Indici ODP per alcuni CFC
Tabella 32: Fluidi frigorigeni di vecchia generazione- Indici ODP e GWP
USO R11
SCHIUME
ISOLANTI
REFRIGERAZIONE
E
CONDIZIONAMEN
TO
SPRAY
ALTRO
Figura 295: Uso di R11 in Occidente

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
209
Tabella 33: Confronto fra le proprietà dei refrigeranti più usuali
Tabella 34: Confronto degli indici ODP e GWP dei alcuni refrigeranti
INDICE TEWI (TOTAL EQUIPMENT WARMING IMPACT)
Dalla Tabella 31 appare evidente che i HCFC hanno impatti diversi nell’atmosfera, nei riguardi
dell’ozono. Tuttavia è da prendere in considerazione (anche alla luce degli accordi di Kyoto che ormai
esecutivi) l’effetto serra ai fini del surriscaldamento terrestre. I CFC e HCFC hanno anche un effetto
serra considerevole e l’indice GWP (Greenhouse Warming Potential) del F123 risulta pari, vedi Tabella 32, a
120 e cioè 1 kg di F123 equivale a 123 kg di CO 2 .
Di recente si è considerato un nuovo indice, denominato TEWI (Total Equipment Warming Impact)
che tiene conto dell’effetto globale, ai fini dell’effetto serra, che si ha in una macchina che utilizza i
fluidi frigorigeni sopra indicati e che consuma energia elettrica per il suo funzionamento (si pensi ad
una macchina frigorifera).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
210
Per produrre l’energia elettrica consumata da questa macchina si deve bruciare combustibile in
una centrale termo-elettrica producendo gas serra CO 2 . L’indice TEWI è allora definito dalla seguente
relazione:
TEWI mGWP
T e
2
CO
Ove vale il seguente simbolismo:
m massa totale di fluido frigorigeno emessa in atmosfera;
GWP potenziale di effetto serra del fluido rispetto alla CO 2 ;
CO
2
massa di CO 2 emessa nell’atmosfera per unità di energia elettrica prodotta;
tempo si vita utile del sistema;
e energia elettrica mediamente consumata nell’unità di tempo.
L’indice CO 2 è funzione dei sistemi energetici nazionali, come indicato nella Tabella 35 dove si
può osservare il valore nullo per la Norvegia e molto basso (0,09) per la Francia in quanto la prima
utilizza centrali idroelettriche e la seconda centrali in prevalenza nucleari.
Per l’Italia l’indice risulta CO 2 = 0,59 non certo basso ma neanche così elevato come in Cina, in
Australia e in Africa.
Tabella 35: Indice CO
2
per varie nazioni nel mondo e in Europa
In definitiva l’indice TEWI dipende non solamente dal fluido frigorigeno utilizzato ma anche dal
sito in cui viene utilizzato per via della produzione indiretta di gas serra per la produzione dell’elettricità
consumata.
La stessa macchina frigorifera in Italia ha un indice maggiore di T e
2 rispetto alla Norvegia.
CO
RILASCIO DEI CFC IN AMBIENTE
I CFC vengono rilasciati nell’ambiente attraverso vari processi che qui si elencano:
Manipolazione dei CFC nei processi di produzione e lavorazione
Fughe accidentali dagli impianti
Smantellamento di impianti esistenti (frigoriferi, pompe di calore, ….)

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
211
Collaudo degli impianti
Estinzione incendi
Uso di bombolette spray.
Pertanto i processi di scarico in atmosfera sono diversi e non sempre controllabili.
Nel 1987 è stato firmato il Protocollo di Montreal, con l’adesione di 24 paesi industrializzati, con il
quale si prevede:
Il congelamento della produzione dei CFC ai livelli del 1986 e fino al 1993
Riduzione all’80% entro il 1998
Riduzione al 50% entro il 2000.
USO DI R12
SCHIUME ISOLANTI
REFRIGERAZIONE E
CONDIZIONAMENTO
SPRAY
ALTRO
Figura 296: Uso di R12 in Occidente
Sono stati proposti riduzioni ancora più radicali.
In ogni caso occorre ottimizzare i processi tecnologici e produttivi in modo da minimizzare i
rilasci, ridisegnare agli organi di tenuta e giunzioni degli impianti esistenti.
USO DI R11 + R12
SCHIUME ISOLANTI
REFRIGERAZIONE E
CONDIZIONAMENT
O
SPRAY
ALTRO
Figura 297: Uso combinato di R11 ed R12 in Occidente
Per la sostituzione completa dei CFC occorre trovare nuovi fluidi frigorigeni che abbiano
caratteristiche chimico – fisiche ottimali:
Non devono inquinare
Non essere volatili
Essere chimicamente stabili
Non corrodere i metalli costitutivi degli impianti
Non essere infiammabili
Avere buona capacità di trasporto termico e quindi elevato calore latente di vaporizzazione
Basso costo
Possibilità di adattarsi ai compressori e alle attuali tecnologie del freddo

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
212
Possibili sostituti dei CFC sono:
Solo in fase transitoria gli idrocarburi alogenati insaturi, HCHFC
Gli Idro Fluoro Alcani, HFA, come R123.R124, R134a, R141b
Si tenga presente che il problema della sostituzione dei CFC è di enormi proporzioni sia per la
ormai grandissima produzione industriale attuale di questi fluidi, sia per il necessario lavoro di
adattamento della meccanica (compressori) alle mutate caratteristiche termofisiche e infine per il
problema posto dai nuovi componenti (R123, R134a,….) di essere diluenti delle guarnizioni utilizzate
nella costruzione degli stessi compressori.
REFRIGERANTI COMPOSITI (BLEND)
Molti nuovi refrigeranti sono composti da miscele (Blend) di refrigeranti (in genere due o tre). Si
tratta di miscele zeotropiche caratterizzate dall’avere temperature di vaporizzazione e di condensazione
variabili con le percentuali dei componenti, come indicato in Figura 298.
Figura 298: Andamento della curva di vaporizzazione per una miscela zeotropica
Il ciclo frigorifero a miscela di vapori saturi si trasforma come indicato in Figura 299.
Figura 299: Miscele zeotropiche di refrigeranti
Per confrontare le caratteristiche dei refrigeranti singoli o delle miscele azeotropiche occorre
confrontare i punti A e B di Figura 299. La variazione delle temperature di vaporizzazione e di
condensazione corrispondenti al ciclo può portare a qualche vantaggio nel progetto degli scambiatori di
calore.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
213
Va osservato che una fuga della miscela zeotropica porta alla variazione della composizione della
miscela residua con conseguente possibile variazione delle caratteristiche del fluido di lavoro. Tuttavia si
è osservato che fughe di piccole quantità di fluidi non porta a grandi inconvenienti meccanici.
Per questo motivo i compressori che usano miscele zeotropiche sono già precaricati con liquido
refrigerante in modo da evitare spostamenti di concentrazioni.
Inoltre è spesso utilizzato un componente infiammabile nella miscela e quindi è necessario evitare
ogni contatto con l’aria. Questa considerazione ha portato ad avere locali tecnologici per i refrigeratori
separati dagli altri locali e soprattutto dalle centrale termiche con caldaie all’interno.
IL GLIDE DELLE MISCELE ZEOTROPICHE
Un effetto del comportamento delle miscele zeotropiche è il fenomeno detto glide cioè della
differenza di temperatura che si ha fra la condensazione e l’evaporazione, come illustrato anche in
Figura 299.
Questa differenza di temperatura può variare da 7,4 °C per l’R407C a meno di 0.2 °C per
l’R410A, come illustrato nella Tabella 36.
Tabella 36: Alcuni dati caratteristici dei fluidi refrigeranti
CARATTERISTICHE TERMOFISICHE DEI FLUIDI FRIGORIGENI
Al fine di dimensionare gli impianti frigoriferi è necessario conoscere le caratteristiche
termofisiche dei fluidi di lavoro oggi più utilizzati, quali l’R22, l’R134a e l’ammoniaca (R717).
Nelle tabelle nelle figure seguenti si riportano queste caratteristiche, per altro reperibili nei
manuali specializzati per impianti frigoriferi e nel manuale ASHRAE.
DATI TERMOFISICI DEI REFRIGERANTI DI MAGGIOR USO
Nelle pagine seguenti saranno riportate tabelle e diagrammi che forniscono i dati termofisici dei
refrigeranti commerciali di maggior uso.
Nella Tabella 37 e nella Tabella 38 si hanno alcuni indicatori, per altro già descritti in precedenza,
relativi alla compatibilità ambientale, alle pressioni e temperature di esercizio e alle efficienze media
ottenute con i vari refrigeranti.
Viene riportato per solo confronto l’R22, oggi fuori uso, ritenuto fra i migliori refrigeranti CFC.
I sostituti HCFC hanno tutti efficienze inferiori.
Seguono le tabelle e le curve nei vari piani termodinamici (T,s) o (h,p).

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
214
Tabella 37: Proprietà termofisiche di alcuni fluidi frigorigeni
Tabella 38: Confronto delle efficienze per funzionamento standard –10, +30 °C

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
215
Tabella 39: Grandezze termodinamiche per R22
Figura 300: Diagramma h-p per R22

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
216
Tabella 40: Grandezze termodinamiche per R134a
Figura 301: Diagramma h-p per R134a

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
217
Tabella 41: Grandezze termodinamiche per R717 (Ammoniaca)
Figura 302: Diagramma h-p per R717 (Ammoniaca)

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
218
Figura 303: Diagramma (T,s) per l’R407C
Figura 304: Diagramma (h,p) per l’R407C

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
219
Figura 305: Diagramma di Mollier (h,s) per l’R707C
Figura 306: Diagramma exergetico per l’R407C

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
220
Figura 307: Diagramma (T,s) per l’R404A
Figura 308: Diagramma (h,p) per l’R404A

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
221
Figura 309: Curve di Gibbs (T,s) per alcuni fluidi frigorigeni
Figura 310: Diagramma (h,p) per la CO 2

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
222
In Figura 309 si possono osservare le curve di Gibbs per alcuni gas frigorigeni. La CO 2 ha una
temperatura critica di 30 °C a circa 75 bar. Ne consegue che la CO 2 se usata come fluido frigorigeno dà
luogo a cicli transcritici (vedi Figura 311) e in particolare la fase di raffreddamento normalmente
effettuata al condensatore viene ora effettuata con uno scambiatore di calore (gas cooler).
Figura 311: Ciclo frigorifero transcritico per la CO 2
Pertanto la CO 2 (classificata anche come R744 dall’ASHRAE) richiede un circuito frigorifero
leggermente diverso da quello usuale.
Inoltre la CO 2 opera a pressioni elevate (oltre 60 bar) e quindi tutti gli organi di impianto
debbono essere progettati per queste pressioni.
Tuttavia la CO 2 ha densità elevata e pertanto i diametri, a parità di flusso di massa, sono minori di
quelli usuali e la diminuzione del diametro compensa la maggior resistenza alla pressione di esercizio.
4.3 TRACCIAMENTO DEL CICLO FRIGORIFERO
I diagrammi (h,p) sono molto utili per tracciare i cicli frigoriferi poiché hanno in assi coordinati le
principali grandezze di controllo (l’entalpia nelle ascisse e la pressione nelle ordinate).
In Figura 313 si ha un esempio di tracciamento di ciclo frigorifero a compressione di vapori saturi
nel piano (h,p): scelte le pressioni massima e minima (funzione delle temperature estreme di ciclo) si ha
un immediato disegno del ciclo frigorifero (1234) con le seguenti fasi:
12 compressione isoentropica;
23 desurriscaldamento e condensazione del fluido frigorigeno;
34 laminazione fra pressione superiore e pressione inferiore (isoentalpica);
41 evaporazione del fluido frigorigeno.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
223
Figura 312: Ciclo a compressione di vapori saturi nel piano (T,s) per l’R407C
Figura 313: Ciclo a compressione di vapori saturi nel piano (h,p) per l’R407C
Figura 314: Evidenziazione delle fasi di un ciclo frigorifero

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
224
Figura 315: Sequenza delle trasformazioni del ciclo frigorifero
4.3.1 RECUPERO DI CALORE
Volendo recuperare calore di condensazione, anche ai fini di un corretto risparmio energetico
negli impianti di climatizzazione, si può pensare o inserire uno scambiatore di calore nel quale il fluido
frigorigeno in uscita dal compressore possa cedere il calore di desurriscaldamento o il calore totale di
condensazione. Nel primo caso si ha la situazione di Figura 316 e nel piano (h,p) si ha l’evidenziazione
del tratto relativo al desurriscaldamento, vedi Figura 317. In termini quantitativi si recupera circa il 30%
del calore totale al condensatore.
Figura 316: Schema di impianto con desurriscaldatore

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
225
Figura 317: Recupero del desurriscaldamento nel piano (h,p)
Nel caso in cui si desideri recuperare del tutto il calore normalmente ceduto nel condensatore
allora si opera come indicato in Figura 318 e il calore recuperato può essere calcolato mediante il
diagramma (h,p) come indicato in Figura 319.
Figura 318: Schema di impianto per recupero totale del condensatore
Va osservato che quando si modifica il ciclo frigorifero, con l’inserimento del desurriscaldatore o
del recuperatore totale, occorre comunque assicurare che esso funzioni correttamente. Pertanto se si
opera a ciclo continuo la quantità di energia che viene normalmente riversata nel condensatore deve
essere sempre smaltita o in aria (per macchine raffreddate ad aria) o in acqua (per macchine frigorifere
raffreddate ad acqua) o nello scambiatore di calore di recupero (parziale o totale). L’utilizzo di

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
226
quest’ultima quantità di calore deve essere sempre assicurato dall’impianto pena il malfunzionamento
del ciclo frigorifero..
Figura 319: Recupero totale del condensatore nel piano (h,p)
In pratica l’Utente deve prendersi carico del calore che la macchina pensa di smaltire al
condensatore.
Se l’applicazione di questo recupero è di tipo saltuario e/o discontinua e quindi non può
assicurare il corretto funzionamento del ciclo allora occorre prevedere l’inserimento di dissipatori di
calore (ad esempio ventole che disperdono calore in aria) in modo da avere sempre il corretto
smaltimento del calore di condensazione.
4.4 DEFINIZIONE DEGLI INDICI DI PRESTAZIONE
Prima di affrontare l’analisi dei vari tipi di compressori frigoriferi è bene avere presenti le
definizioni più frequenti degli indici energetici.
L’efficienza frigorifera è definita, come già indicato in precedenza, dal rapporto:
Energia _ Frogorifera _ ottenta Q2
Energia _ elettrica _ al _ compressore L
Spesso tale indice è definito, riprendendo la definizione anglosassone, come COP (Coefficient Of
Performance). E’ uno degli indici di maggior uso nella pratica e nella documentazione tecnica dei
Costruttori.
L’ARI (Associazione delle industrie di refrigerazione) definisce anche l’indice EER (Energy Energy
Ratio) sostanzialmente analogo al precedente salvo a non avere unità omogenee come, ad esempio,
BTU/kW o altre di uso comune mentre il COP è definito in unità omogenee (kW/kW).
Un altro indice utilizzato è l’EER G (EER Globale) dato dal rapporto:
Potenza _ Frogorifera _ Ottenuta Q2
EERG
Potenza _ Totale _ Spesa L L L
Ove si hanno i seguenti simboli:
Q 2 Potenza frigorifera ottenuta, kW
L Potenza ceduta al compressore, kW
L V Potenza ceduta ai ventilatori, kW
V
P

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
227
L P Potenza ceduta alle pompe di circolazione, kW
Un andamento tipico dell’efficienza energetica totale al variare del carico è riportata in Figura 320
ove, a partire dall’alto, si hanno le curve di efficienza per compressori scroll, per compressori a vite con
rapporto di compressione 2,5 e compressori a vite con rapporti di compressione 3,5 a più gradini e on -
off.
Figura 320: Influenza dell’efficienza energetica al variare del carico
Poiché il carico frigorifero varia continuamente, almeno per gli impianti civili, al variare delle
condizioni climatiche esterne, si è soliti definire un indice di prestazioni medio calcolato su 4 punti. In
particolare si hanno:
IPLV PE EER PE ER PE EER PE EER
100% 100% 75% 75% 50% 50% 25% 25%
Ove si hanno le seguenti definizioni:
PE P peso energetico: energia prodotta alle condizioni di carico considerate (p=100%, 75%,
50% e 25%) su energia totale erogata nella stagione;
EER P efficienza energetica del condizionatore alle condizioni di carico (p=100%, 75%, 50% e
25%) e a condizioni di temperatura all’evaporatore e al condensatore rappresentative dell’intera
stagione estiva.
Un analogo indice è stato definito dall’AICARR, l’EMPE (Efficienza Media Ponderata Estiva)
ma con percentuali di carico diverse per tenere conto delle condizioni climatiche dell’Italia. Nella
seguente Tabella 42 sono riportati i valori di PEp e di temperatura di ingresso nel condensatore
(corrispondente alla temperatura esterna) adottati nei due casi.
Tabella 42: Parametri di esercizio adottati da ARI ed AICARR
I valori delle efficienze ai carichi parziali (EER75%, EER50%, EER25%) sono determinati a partire
da quella a carico nominale EER100% ricorrendo a quanto disponibile in letteratura ed alla normativa
tecnica.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
228
Successivamente si procede al calcolo degli indici energetici stagionali secondo le condizioni
operative assunte da ARI e AICARR.
Con riferimento alla Tabella 42, le prestazioni del condizionatore alle diverse condizioni operative
da utilizzarsi nella (2) vengono determinate adottando la seguente formulazione semplificata:
EERp = EERN . kfc . kte (p = 25%; 50%; 75%) (3)
dove:
EERN prestazioni a condizioni nominali (2002/31/CE, EN 14511);
kfc coefficiente correttivo delle prestazioni nominali in relazione al fattore di carico [-];
kte coefficiente correttivo delle prestazioni nominali in relazione alla temperatura esterna
Nel 2005 l’Unione Europea ha proposto un indice avente la stessa formulazione analitica dei
precedenti ma con percentuali di produzione energetica e temperature dell’aria al condizionatore
diverse (ottimizzate pei i paesi europee). Tale indice è denominato ESEER (European Seasonal EER). Si
hanno i seguenti valori di calcolo:
Carico Perso Energetico PE Temperatura Aria Condensatore
% % °C
100 3 30
75 33 25
50 41 20
25 23 20
Tabella 43: Valori di calcolo per l’indice ESEER
Nelle applicazioni pratiche il confronto fra l’IPLV e EMPE mostra che quest’ultimo ha valore
inferiori al primo a causa delle diverse percentuali energetiche e temperature dell’aria di condensazione.
Mediamente si hanno valori dell’EMPE minori del 30-40% rispetto all’IPLV.
4.4.1 OSSERVAZIONI SUGLI INDICI DI PRESTAZIONE MEDI STAGIONALI
Spesso i dati di targa dei refrigeratori riportano le tipologie dei compressori (alternativi, scroll,
vite, ..) e l’efficienza frigorifera (EER in unità omogenee per l’Italia). Questi dati non sono certo
sufficienti per conoscere la reale efficienza media dei refrigeratori nell’arco di una stagione allorquando i
carichi frigoriferi variano al variare delle condizioni climatiche e variano anche i rendimenti dei
compressori sia per tipologia che per numero di gradini possibili.
Così, ad esempio, un refrigeratore a compressori alternativi avente un COP nominale di 3,5 con
due gradini di regolazione raggiunge un indice medio stagionale EMPE pari a 4,5. Un refrigeratore con
compressori scroll di tipo gemellati (due per circuito) hanno un rendimento dei compressori minore,
pari a 3,0, ma una efficienza media stagionale EMPE pari a 4,5, come per il caso precedente.
Per un compressore Turbocor® (vedi più avanti) il valore dell’indice ILPV (Integrated Part Load
Value) risulta molto elevato per refrigeratori raffreddati ad acqua (9) ma anche per i refrigeratori
raffreddati ad aria si ha un beneficio sensibile (5,9).
Va ancora tenuto presente che le percentuali energetiche indicate dai vari indici al variare del
carico sono solo di riferimento e nelle applicazioni reali si possono avere risultati anche molti discosti
da quelli calcolati.
Tuttavia un confronto fra diverse macchine a parità di indice medio stagionale può essere utile
per scegliere il refrigeratore migliore.
4.5 COMPRESSORI ALTERNATIVI PER IMPIANTI FRIGORIFERI
Si vuole ora presentare brevemente la problematica dei compressori frigoriferi, tenendo presente
che questo argomento è di norma svolto in un corso specialistico di Tecnica del Freddo o di Impianti
Frigoriferi.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
229
Si è detto, infatti, che nell’ambito del Corso di Impianti Termotecnici vediamo le macchine e i
componenti di impianto tutti come oggetti già costruiti (vedansi Cataloghi dei Costruttori) e pertanto
dobbiamo solamente selezionarli e non progettarli ex novo.
Tuttavia la conoscenza del loro funzionamento e delle problematiche costruttive è comunque
necessaria per effettuare una corretta selezione in funzione delle specifiche di progetto e di
funzionamento dei componenti.
I compressori utilizzati sono molteplici e ciascuna tipologia è indicata per applicazioni particolari
o per potenzialità compresa in determinati intervalli.
Possiamo qui riassumere la situazione attuale come descritto in Tabella 44.
Le condizioni nominali di riferimento sono:
t ev = -10 °C, T c = 25 °C
Un’altra classificazione dei compressori può essere:
Compressori Aperti quando l’albero di trasmissione esce dal carter
Compressori Ermetici: se dal carter escono solo le tubazioni di aspirazione e di mandata del
fluido, nonché i cavi elettrici
Compressori Semiermetici: se il carter è apribile (cioè è imbullonato ma non saldato).
Tipologia Potenza Frigorifera (kW) Rumorosità prodotta
Alternativi
Ermetici
Semiermetici
Aperti
Rotativi
A palette
A vite
Scroll
Centrifughi
Semiermetici
Aperti
110
30250
300500
1.57
2003000
502000
Medio grande con produzione di
rumore e vibrazioni
Silenziosi e stabili
3006000
Necessari pavimenti antivibranti e cuffie
30030.000
afoniche
Tabella 44: Classificazione dei compressori per tipologia
RENDIMENTO VOLUMETRICO DEI COMPRESSORI
Con riferimento alla Figura 321, definiamo rendimento volumetrico di un compressore alternativo il
rapporto:
Va
v
[60]
V
ove :
V a volume aspirato,
V g volume generato
V n volume nocivo.
Risulta:
g
Vg Vn Va Vd
[61]
ed inoltre, essendo la CD adiabatica (almeno con riferimento al ciclo ideale), si ha:
V
V
1
k 1
d
p
c k
c
p
Combinando le ultime relazioni si ottiene:
d
[62]

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
230
La cilindrata del compressore è pari a:
1
V
n k
v
1
1
Vg
V
V
n
[63]
a
[64]
v
mv
n
Ove:
V è la portata volumetrica
m è la portata massica
v a il volume specifico in aspirazione
n il numero di giri.
v
Naturalmente i valori reali sono discosti da quelli teorici per effetto sia delle irreversibilità che dei
volumi morti che si vengono a generare in aspirazione.
p
C
B
D
A
Vn
Vd
Vg
Va
V
Figura 321: Diagramma all’indicatore del compressore
Figura 322: Compressore semiermetico

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
231
Figura 323: Compressore alternativo ermetico
REGOLAZIONE DEI COMPRESSORI ALTERNATIVI
La regolazione dei compressori alternativi può essere effettuata con uno dei seguenti modi:
funzionamento intermittente, ON-OFF
frazionamento del carico su più compressori
variazione della velocità di rotazione
combinazione delle due precedenti modalità.
Si possono altresì variare le grandezze caratteristiche del compressore, cioè:
con un by – pass aspirante – premete
mediante sollevamento delle valvole di aspirazione (capacity control)
variazione dello spazio nocivo
variazione della corsa utile di aspirazione.
Figura 324: Assemblaggio di un compressore alternativo a due cilindri

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
232
Figura 325: Assemblaggio di un compressore alternativo a 4 cilindri
Gli ultimi due metodi sono raramente usati. Il funzionamento ON OFF (Funzionamento
Intermittente) può essere attuato spegnendo il compressore in modo programmato o automatico in
concomitanza alla riduzione del carico termico. In quest’ultimo caso si ha una variazione della
temperatura di evaporazione e quindi della pressione di evaporazione che viene rilevata da un
pressostato differenziale che provvede a chiudere il solenoide sull’alimentazione della batteria fredda. Il
compressore viene anche arrestato ad opera del compressore di bassa pressione.
FRAZIONAMENTO DEL CARICO SU PIÙ COMPRESSORI
I gruppi frigoriferi dotati di 2, 3 o 4 compressori permettono di avere i seguenti gradi di
parzializzazione:
Numero di compressori 1° gradino 2° gradino 3° gradino 4° gradino 5° gradino
2 0 50% 100%
3 0 33% 66% 100%
4 0 25% 50% 75% 100%
Tabella 45: Parzializzazione del carico nei gruppi frigoriferi
Ogni compressione interviene su comando di un termostato a 2, 3 o 4 stadi.
VARIAZIONE DELLA VELOCITÀ DEL COMPRESSORE
La velocità può essere variata se si hanno motori elettrici con due avvolgimenti statorici distinti:
a 4 poli per l’alta velocità;
a 8 poli per la bassa velocità.
La velocità di rotazione viene calcolata dal numero di coppie, p, del motore mediante la relazione:
50( Hz) 60(sec/ min)
n [65]
p
Pertanto si hanno:
750 gpm per motori a 8 poli;
1500 gpm per motori a 4 poli;
3000 gpm per motori a 2 poli.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
233
COMBINAZIONE DELLA PRECEDENTI TECNICHE
Un gruppo frigorifero con due compressori, ciascuno a doppia velocità, permette, come sopra
detto, i seguenti gradi di parzializzazione (fine):
a 2 compressori: 0, 25%, 50%, 75%, 100%
a 4 compressori: 0, 12.5%, 25%, 37.5%, 50%, 62.5%, 75%, 87.5%,
100%.
PRESTAZIONI DEI COMPRESSORI ALTERNATIVI
Le prestazioni dei compressori alternativi dipendono dalla temperatura di evaporazione e dalla
temperatura di condensazione. Per comodità i cataloghi forniscono le potenze rese ed assorbite con
riferimento alla temperatura dell’acqua in uscita dall’evaporatore e dell’acqua di condensazione. Si fa
osservare che sulla potenza dei compressori c’è da scrivere un romanzo giallo: a pari costruttore del
compressore, modello e condizioni d’uso si hanno prestazioni dichiarate dai costruttori dei gruppi
frigoriferi (dei quali i compressori sono solo un componente) che differiscono fino al 100% rispetto a
quelle nominali del compressore.
Purtroppo la scarsa chiarezza delle condizioni d’uso spesso ingenerano questi errori. Occorre
prestare molta attenzione alle condizioni di riferimento dei cataloghi commerciali per evitare spiacevoli
sorprese in sede di costruzione dell’impianto. In Figura 327 si ha una tabella che evidenzia le prestazioni
standard di compressori alternativi al variare della temperatura dell’acqua all’evaporatore e al
condensatore. Ogni sezione è riferita ad un modello commerciale diverso.
Nella tabella si ha, per ogni temperatura di condensazione, sia la potenza frigorifera resa che la
potenza elettrica assorbita. Si osservi come la potenzialità frigorifera diminuisca sensibilmente al
crescere della temperatura dell’acqua di condensazione. Pertanto quando non si può utilizzare acqua di
fiume o di pozzo (di solito a bassa temperatura in estate) ma acqua di torre evaporativa (vedi nel
prosieguo) occorre tenere conto di questo degrado delle prestazioni.
4.5.1 CICLI FRIGORIFERI MULTISTADIO
Per evitare un eccessivo riscaldamento del gas in uscita dal compressore e per ridurre il lavoro di
compressione si utilizzano i cicli multistadio. In questi cicli (detti composti) lo stesso refrigerante subisce
due o più stadi di compressione. Il gas in uscita dal primo stadio viene raffreddato (intercooler) prima
di essere inviato al secondo stadio di compressione, come illustrato in Figura 326 in Figura 328.
Si hanno anche cicli di refrigerazione in cascata nei quali il primo ciclo agisce da condensatore per
il secondo stadio: in questo modo si possono raggiungere elevate pressioni, come indicato in Figura 329
e in Figura 330. Si osserva che, ai fini del bilancio energetico, le portate di massa nei due circuiti
possono essere diversi.
Figura 326: Schema di un ciclo di refrigerazione bistadio composto

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
234
Figura 327: Prestazioni standard dei compressori alternativi

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
235
Figura 328: Rappresentazione nel piano (h,p) del ciclo bistadio composto con intercooler
Figura 329: Ciclo bistadio in cascata
Figura 330: Rappresentazione nel piano (h,p) del ciclo bistadio in cascata
4.6 COMPRESSORI CENTRIFUGHI PER IMPIANTI FRIGORIFERI
I compressori centrifughi utilizzano una tecnologia molto diversa da quelli alternativi.
Lo schema di funzionamento è dato in Figura 331 nella quale si evidenzia una girante
(opportunamente profilata) che opera una compressione del fluido convertendo energia cinetica in
aumento di pressione dinamica (si ricordi l’equazione di Bernoulli) ed un diffusore di uscita del fluido
compresso.
Si possono avere compressori con più giranti (a due o più stadi) a seconda della compressione
desiderata. Questi compressori si caratterizzano da quelli alternativi per il funzionamento continuo (mentre
in quelli alternativi la fase di compressione è una sola) e per l’assenza di valvole di immissione.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
236
Sono compressori di potenza media – grande e vengono usati principalmente per impianti che
richiedono grande potenza (1005000 kW) caratterizzati da un funzionamento continuo, come, ad
esempio, nei sistemi di processo industriali, negli ospedali, …
Una differenza importante con i compressori alternativi è data dall’assenza del mescolamento
dell’olio di lubrificazione e non soffrono le elevate temperature in uscita dalla compressione.
La conversione di pressione dinamica in pressione statica è attuata dal diffusore (di sezione
toroidale a sezione crescente, vedi Figura 331) dove la velocità del fluido si riduce fino quasi ad
annullarsi.
Figura 331: Schema di un compressore centrifugo
DIMENSIONAMENTO DI MASSIMA DEI COMPRESSI CENTRIFUGHI
Il dimensionamento di massima dei compressori centrifughi evidenzia alcune problematiche
fondamentali connesse al funzionamento di queste macchine operatrici.
Con riferimento alla Figura 332 calcoliamo il lavoro motore che è dato dal prodotto della portata
per la variazione del momento della quantità di moto del fluido.
Indicate V t1 e V t2 le componenti tangenziali della velocità sul profilo alare in ingresso e in uscita
dalla girante, si ha:
2
u2
u1
1
vt1
vt2
r1
r2
Figura 332: Vettori per le giranti di un compressori centrifughi

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
237
Per la quantità di moto: q m
Vt
Per il momento della quantità di moto: P mVt
r
Il lavoro motore è dato da:
L m V r V r mV r [66]
t2 2 t1 1 t2 2
essendo il raggio esterno molto maggiore di quello interno e la velocità all’ingresso V t1 0. La
potenza motrice è data dalla relazione:
Vt
2 2
W L
L mVt
2
[67]
r
2
Dal punto di vista termodinamico la potenza motrice è anche data dalla relazione:
W m h h
[68]
Da questa segue che:
da cui si ricava:
r
2 1
Vt2
h
h
h
2 1
2
[69]
Ad esempio, assegnate le temperature dell’evaporatore e del compressore: T ev = -10 °C, T c = 25
°C per R11 ed NH 3 si ha la seguente tabella (si suppone una compressione isoentropica):
Fluido P 1 (bar) P 2 (bar) R=p 1 /p 2 h 1 (kcal/kg) k
NH 3 3 10.6 3.5 400 1.312
1.312R11 0.26 1.2 4.62 145 1.124
Tabella 46: Confronto dei dati di progetto per R11 e NH 3
Da questi dati si possono calcolare:
T
T R
2 1
k1
k
h f ( T , p )
2 2 2
V 4186 h h
t2 2 1
r
V t 2
np
60
V t
h h
2
r
np
60
2 1
Assumendo per la rete europea = 50 Hz e ricordando la [65] si hanno i seguenti risultati:
Dimensioni delle giranti (m)
Tipologia
N
(gpm)
NH 3
(V t2 =419 m/s)
R11
(V t2 =158 m/s)
p=1, =50 Hz
3000 8.4 3.1
Senza moltiplicatore di giri
p=1, =50 Hz 6000 4.2 1.6

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
238
con moltiplicatore di giri 12000 2.1 0.8
Tabella 47: Dimensioni della girante per R11 e NH 3
Le dimensioni delle giranti sono enormi per cui si ricorre ad un moltiplicatore di giri per ridurne
le dimensioni. Come si osserva dai risultati ottenuti, le dimensioni della girante per R11 sono inferiori a
quelle per l’NH 3 . Quest’ultimo fluido frigorigeno, quindi, richiede maggiore potenze di compressione e
macchine operatrici più grandi e costose. Questo ha giustificato, fino ad oggi, la preferenza accordata
dai costruttori ai CFC.
p
p2
3
Lavoro risparmiato
pv
k
=C
2
pv=RT
p1
1
v
Figura 333: Compressione a due stadi
Si ha un miglioramento sostanziale se si effettua una compressione bistadio composita con una
pressione intermedia data dalla media geometrica delle pressioni estreme:
pi
p p
[70]
1 2
Nel piano (pv) si ha l’andamento di Figura 333 e in Figura 334 si ha la rappresentazione nel piano
(hp). In entrambe le figure è anche segnata l’area corrispondente al risparmio conseguito con questo
metodo. Dall’osservazione della Figura 334 si osserva che, in questa ipotesi, su ogni girante si ha un
salto entalpico dimezzato rispetto al caso di compressione ad unico stadio. Ripetendo i calcoli in questa
nuova ipotesi si ottiene la seguente tabella.
p
p2
pi
p1
Lavoro
Risparmiato
Dh/2
Dh/2
h
Figura 334: Compressione bistadio sul piano hp

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
239
Tipologia
p=1, =50 Hz
Senza moltiplicatore di giri
p=1, =50 Hz
con moltiplicatore di giri
Dimensioni delle giranti (m)
N
NH 3
R11
(gpm) (V t2 =419 m/s) (V t2 =158 m/s)
3000 6.3 2.2
6000 3.2 1.1
12000 1.6 0.5
Tabella 48: Confronto delle dimensioni della girante per R11 ed NH 3 bistadio
Si conviene, allora, che per R11 in configurazione bistadio si ha un raggio, con moltiplicatore di
giri, accettabile.
Nella pratica si possono anche utilizzare più fluidi di lavoro (ad esempio R11 nel 1° stadio e R13
nel 2° stadio).
Il guadagno di pressione è dato da:
2 2
v2 v1
p
[71]
2
con densità del fluido. Allora si ha p maggiore con fluidi ad elevato peso molecolare (e quindi
grande densità). Si ha la seguente tabella di confronto per i CFC più usati commercialmente.
Fluido
Peso Molecolare
R113 187.5
R503 174.5
R114 171.0
R11 137.4
R12 120.9
R14 88.0
R22 86.5
R717 (NH 3 ) 17
Tabella 49: Peso Molecolare di alcuni CFC
Uno schema costruttivo di un compressore centrifugo bistadio è dato in Figura 335.
Figura 335: Sezione di un compressore centrifugo bistadio

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
240
POMPAGGIO NEI COMPRESSORI CENTRIFUGHI
La curva delle caratteristiche idrauliche dei compressori centrifughi è del tutto simile a quella di
una pompa, come indicato in Figura 336. La curva di carico del circuito incontra la curva caratteristica
del compressore in un punto. In figura si hanno due casi: nel caso che il punto di incontro, A, sia a
destra del massimo della caratteristica, B, allora il funzionamento risulta stabile, nel caso di incontro a
sinistra di B, si ha, punto C, un funzionamento instabile.
La giustificazione deriva dall’osservare che in A una variazione V della portata volumetrica
comporta una corrispondente variazione p della pressione prodotta in senso opposto e quindi tale da
riportare il punto di lavoro in A.
L’opposto avviene se il punto di lavoro è C: una variazione di portata porta ad una variazione di
uguale segno della pressione che fa spostare sempre più C dal punto iniziale. Il punto B è il punto limite
detto anche punto di pompaggio. Il raggiungimento del punto B è possibile a seguito di ampie
parzializzazioni del compressore centrifugo.
La presenza del limite di pompaggio porta ad avere diagrammi caratteristici del tipo indicato in
Figura 337 nel quale si ha una linea che segna il limite di pompaggio.
In Figura 337 si hanno le curve caratteristiche di un compressore centrifugo al variare della
temperatura di uscita.
Per allontanare il limite di pompaggio si inserisce nel compressore centrifugo una fila di
palettature mobili, cioè orientabili, collocata sulla bocca aspirante. La rotazione di queste palette
modifica le condizioni fluidodinamiche (vedi Figura 332) all’aspirazione e quindi, per conseguenza,
anche la curva delle prestazioni (o curva caratteristica) del compressore centrifugo.
In pratica variando l’angolo delle palette mobili si ha un effetto simile a quello della variazione del
numero di giri di Figura 337.
L’azione delle palette mobili è rappresentata in Figura 338. Se il compressore in condizioni
normali si trova nelle condizioni del punto A e per effetto di una parzializzazione della portata V si
porta in B (punto limite).
Se il sistema di controllo fa variare l’orientamento delle palette mobili la curva caratteristica si
sposta (in figura è segnata l’apertura a 70°) e il nuovo punto di funzionamento diviene C, lontano dal
punto limite.
Dp
B
C
Instabile
A
Stabile
Resistenze a valle di un
compressore centrifugo
n
V
Figura 336: Punto di lavoro di un compressore centrifugo

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
241
Figura 337: Abaco delle curve caratteristiche di un centrifugo
Dp
B
A
C
90^
30^
70^
DV
V* v
V
Figura 338: Andamento delle curve caratteristiche al variare dell’angolo di apertura
4.7 COMPRESSORI CENTRIFUGHI CON INVERTER
Di recente sono stati introdotti nel mercato refrigeratori centrifughi con variazione continua del
numero di giri mediante inverter.
In Figura 339 si ha una veduta di un refrigeratore centrifugo commerciale che appare del tutto
simile ad un normale refrigeratore centrifugo.
Nella tabella seguente si hanno i dati caratteristici di questa famiglia di compressori con
l’indicazione del COP ai vari regimi di carico.
Questi compressori hanno la capacità di variare il regime dal 15% al 100% in modo continuo e
pertanto si comparano con i compressori a vite.
Il controllo della resa di progetto ottenuto tramite variazione di velocità con VSD ed alette di
prerotazione (PRV) a profilo alare poste sull'aspirazione del compressore.
Le alette sono comandate da un attuatore elettrico esterno che automaticamente ne controlla la
posizione in modo da mantenere costante la temperatura di uscita dell'acqua refrigerata realizzate in
lega di bronzo manganese.
Il sistema di controllo (variatore di velocità VSD) attua una variazione della velocità di rotazione
in modo da ottimizzare le prestazioni energetiche a carico parziale delle unità.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
242
Figura 339: Vista di un refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della York
E’ progettato per variare la velocità del motore del compressore controllando la frequenza e la
tensione del motore elettrico.
La capacità adattativa del sistema di controllo modifica automaticamente ed indipendentemente la
velocità del motore e la posizione delle alette di pre-rotazione per ottenere il massimo rendimento ai
carichi parziali, analizzando le informazioni trasmesse dai sensori posti sul gruppo refrigeratore.
Tale sistema di controllo deve essere in grado di operare in modo tale che la macchina abbia la
possibilità di funzionare a velocità ridotta nei tre seguenti campi di funzionamento:
alette di prerotazione completamente aperte e riduzione di velocità di rotazione per ottenere
l’effetto di riduzione dei consumi più significativo, ove possibile
alette di prenotazione parzialmente chiuse e comunque velocità ridotta al valore minimo
consentito dalle effettive richieste di rapporto di compressione (bassi carichi e rapporti di
compressione vicini a quello di progetto), così come determinate dalla logica adattativa
alette di prerotazione in progressiva chiusura alla minima velocità di rotazione.
Con questi nuovi compressori si possono ottenere risparmi energetici considerevoli (oltre il 30%
stagionale) in considerazione della variabilità sia delle condizioni climatiche che del carico interno degli
ambienti.
Le curve del COP, infatti, mostrano un picco per una potenzialità pari al 50% del valore di picco.

100%
90%
80%
70%
60%
50%
40%
30%
20%
14.6%
C.O.P.
IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
243
% carico
Pot. Frig. Pot. Ass. Pot. Ass. C.O.P. C.O.P.
kW (STD) kW (VSD) kW (STD) (VSD)
100% 1800 304 318 5.9 5.7
90% 1620 257 253 6.3 6.4
80% 1440 216 200 6.7 7.2
70% 1260 183 155 6.9 8.1
60% 1080 157 114 6.9 9.5
50% 900 134 84 6.7 10.7
40% 720 117 69 6.2 10.4
30% 540 100 59 5.4 9.2
20% 360 82 48 4.4 7.5
14.6% 263 72 43 3.7 6.1
A=COP a 100%; B=COP a 75%; C=COP a 50%; D=COP a 25%
C.O.P. (medio stagionale) = 0,01 x A + 0,42 x B + 0,45 x C + 0,12 x D = 6.5 STD
C.O.P. (medio stagionale) = 0,01 x A + 0,42 x B + 0,45 x C + 0,12 x D = 9.1 VSD
12.0
11.0
10.0
9.0
8.0
7.0
6.0
5.0
4.0
3.0
2.0
C.O.P. (STD)
C.O.P. (VSD)
% CARICO FRIGORIFERO
Tabella 50: Variazione del COP per un compressore centrifugo con inverter da 1 MW

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
244
Tabella 51: Prestazioni di un centrifugo con inverter

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
245
4.7.1 POTENZA FRIGORIFERA
kW 1011
Potenza elettrica assorbita kW 182
Massimo carico elettrico del motore kW 201
C.O.P. - 5.6
C.O.P. medio stagionale - 8.7
Refrigerante
R 134a
Temp. ingresso acqua evaporatore °C 12
Temp. uscita acqua evaporatore °C 7
Portata acqua refrigerata l/s 48.4
Temp. ingresso acqua condensatore °C 30
Temp. uscita acqua condensatore °C 35
Portata acqua raffreddamento condensatore l/s 57.0
Perdita di carico lato acqua:
attraverso l’evaporatore passi 3 kPa 94
attraverso il condensatore passi 2 kPa 25
Pressione lato acqua raggiungibile in esercizio:
evaporatore kPa 1050
condensatore kPa 1050
Fattore sporcamento evaporatore ARI 550-590 m 2 °C/kW 0.018
Fattore sporcamento condensatore ARI 550-590 m 2 °C/kW 0.044
Tabella 52: Dati caratteristici di un compressore centrifugo con inverter da 1 MW
In Refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della Carrier si ha un nuovo modello di
refrigeratore con compressore centrifugo con inverter prodotto dalla Carrier.
Figura 340: Refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della Carrier
I gruppi centrifughi CARRIER della serie “Evergreen” mod. 19XRV sono di tipo semiermetico
espressamente progettati per funzionare con refrigerante R134a.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
246
La gamma di potenzialità è compresa tra 700 e 5275 kW ed entro questi valori è disponibile una
numerosa serie di combinazioni tra scambiatori, motori elettrici e compressori per soddisfare l'esatta
potenzialità richiesta . L'esecuzione è del tipo componibile a elementi separati.
CARATTERISTICHE COSTRUTTIVE
Dati generali
Refrigeratore d'acqua completamente assemblato in fabbrica, costituito da singoli componenti ed
essenzialmente comprensivo di:
-un motocompressore centrifugo di tipo semiermetico
-una sezione evaporatore
-una sezione condensatore
-un circuito olio con pompa autonoma
-un pannello di controllo, sicurezza e diagnosi a microprocessore
-un dispositivo automatico di regolazione della potenzialità resa all'evaporatore
-un avviatore ad inverter con variatore di frequenza
-carica iniziale di refrigerante e olio
-isolamento termico delle superfici fredde
Compressore
a. L'unita è equipaggiata di un compressore di tipo semiermetico monostadio ad alta
efficienza completamente assemblato in fabbrica. Le tenute ermetiche sono ottenute
mediante O - Ring per ridurre le eventuali perdite.
b. La girante è di tipo aperto, disegnata con profilo aerodinamico e automaticamente
sagomata; il suo diametro è ottimizzato per migliorare l'efficienza ad ogni specifica
applicazione e selezione del sistema.
c. La diffusione del refrigerante è garantita da tunnel diffusori posizionati sul contorno
della girante. Essi garantiscono una corretto flusso di gas refrigerante ad ogni condizione di
lavoro del compressore.
d. Gli organi di trasmissione, progettati secondo i più alti standard qualitativi AGMA
grado II, sono racchiusi in una scatola ermetica, già meccanicamente accoppiati e ispezionabili
senza rimuovere il compressore; le connessioni di aspirazione e di mandata del gas sono
flangiati per facilitare il disassemblaggio e la manutenzione.
e. I cuscinetti sono trattati con rivestimento antifrizione, il cuscinetto reggispinta è del tipo
Kingsbury a pattini intercambiabili singolarmente .
f. Il dispositivo di parzializzazione del carico assicura un economico ed efficiente
controllo della temperatura fra il 15% e il 100% della potenzialità qualora l'unità venga
alimentata con acqua al condensatore con flusso di progetto e di temperatura variante secondo
la norma ARI 550/590-98 che prevede una riduzione lineare della temperatura di progetto al
diminuire della capacità. La parzializzazione è ottenuta tramite variazione di giri dal 100%
al 65% della velocità del motore e la chiusura delle palette del condotto di aspirazione.
g. Il gruppo compressore è corredato da un circuito di lubrificazione preassemblato in
fabbrica che assicura la costante e continua lubrificazione dei cuscinetti e degli altri
organi di trasmissione; il sistema include:
- pompa ermetica completa di avviatore e relative protezioni termiche
assemblata in fabbrica
- raffreddatore dell'olio tramite flusso di refrigerante
- dispositivo di regolazione della pressione dell'olio
- filtro olio a maglie da 20 Micron intercettabile per la sostituzione senza perdite
di refrigerante
- riscaldatore olio nel carter direttamente comandato dal sistema di controllo
elettronico dell'unità

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
247
- serbatoio olio con sensori di controllo temperatura
h. Il condotto di mandata del refrigerante è corredato di rubinetto di intercettazione il
quale, in accoppiamento con la valvola di intercettazione della linea del liquido, consente il
completo isolamento del compressore dal circuito facilitando sensibilmente le
operazioni di manutenzione senza l’ausilio di sistemi con serbatoi esterni per il recupero del
refrigerante.
Motore elettrico
a. Il motore, di tipo semiermetico, è ermeticamente accoppiato con il compressore. Esso
è raffreddato dal refrigerante in circolo tramite un sistema che regola automaticamente il flusso
necessario per un ottimale raffreddamento; la struttura ermetica del motocompressore mantiene
il motore elettrico incontaminato da polvere, sporcizia, umidità ed elimina la
trasmissione di calore all'ambiente circostante. La costruzione con motore semiermetico
garantisce una migliore tenuta alla perdita di refrigerante rispetto all’esecuzione aperta con
giunto di trasmissione.
b. L'alimentazione elettrica è disponibile con tensioni da 230V a 400V 50/60Hz.
L'avvolgimento è progettato per operare a 2950 giri/min. (50Hz); esso è facilmente estraibile,
senza la necessita di un completo disassemblaggio delle parti meccaniche.
c. L'avvolgimento è protetto da sensori interni di temperatura.
ed. Lo statore è facilmente ispezionabile senza la rimozione delle tubazione principali del
refrigerante.
Evaporatore/condensatore
a. Sono costruiti in involucri separati in acciaio con tubi in rame progettati per elevato
scambio termico, completi di piastre tubiere e testate . Le connessioni idrauliche sono del
tipo non flangiato e disponibili per accoppiamenti Victaulic al fine di evitare saldature o
flangiature in cantiere. I tubi sono in rame ad alta efficienza lavorati sia internamente che
esternamente per incrementare lo scambio termico. Le misure standard corrispondono ad un
diametro esterno di 3/4" con spessore minimo di 0,025" . Il fascio tubiero o i singoli tubi sono
ispezionabili ed asportabili; sono inoltre installati i necessari supporti a distanze massime di 914
mm. I tubi vengono mandrinati sulla piastra con una doppia scanalatura di tenuta.
c. Le testate e i bocchelli sono progettati per una pressione di 1034 KPa in versione
standard e sono collaudati secondo le normative europee 97/23/CE.
d. L'evaporatore è costruito in modo da evitare, in qualsiasi condizione di funzionamento,
l'aspirazione del refrigerante liquido da parte del compressore.
Dispositivo di regolazione del flusso di refrigerante
a. Regola automaticamente il flusso del refrigerante dal condensatore all'evaporatore
assicurando la massima efficienza di scambio termico e quindi un elevato rendimento del
compressore anche ai carichi parziali. La valvola di regolazione a galleggiante misura
automaticamente la portata del refrigerante in funzione del carico e del livello di liquido nel
condensatore mantenendo una tenuta di liquido che impedisce il passaggio di vapore di
refrigerante all'interno dell'evaporatore.
Quadro di controllo, sicurezze e diagnosi guasti
Controlli
a. Il refrigeratore è corredato di un pannello di controllo completamente cablato e
installato in fabbrica. Il sistema è del tipo a microprocessore con controllo digitale integrato
(PIC) a componenti modulari intercambiabili individualmente. Dispone di un display a 16
linee da 40 caratteri, 4 chiavi di funzione, pulsanti di marcia/arresto e luci spia per
segnalazione allarmi che consentono di visualizzare tutti i parametri e le condizioni di
funzionamento tramite termosonde e trasduttori di pressione.
b. Il display può indicare simultaneamente le seguenti condizioni operative:
- data e ora

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
248
- messaggi principali di stato su 24 caratteri
- messaggi secondari di stato su 24 caratteri
- tempo di funzionamento parziale o totale
- temperatura ingresso acqua refrigerata
- temperatura di uscita acqua refrigerata
- temperatura gas nell'evaporatore
- temperatura ingresso acqua di condensazione
- temperatura di uscita acqua di condensazione
- temperatura del condensato
- pressione olio
- temperatura olio
- assorbimento motore secondo la percentuale di carico
Sicurezze
a. L'unità si arresta automaticamente quando una delle seguenti condizioni viene
individuata dai vari sensori.
- sovracorrente motore
- sovratensione alimentazione
- bassa tensione alimentazione
- alta temperatura olio cuscinetti
- alta temperatura motore
- alta pressione condensatore
- bassa temperatura evaporatore
- bassa pressione olio
- alta temperatura gas di mandata
- scatto termico pompa olio
- mancanza flusso acqua refrigerata o acqua di condensazione
- errato avviamento motore
- pompaggio prolungato
b. L'unità riduce automaticamente la sua capacità frigorifera e memorizza la condizione di
preallarme quando una dei seguenti punti di controllo rileva una differenza dai valori ottimali:
- alta pressione condensatore
- alta temperatura motore
- bassa temperatura refrigerante
Se la condizione di preallarme dovesse permanere o le letture dei dispositivi di sicurezza differire
ulteriormente dai valori standard il gruppo si arresta automaticamente.
Quadro di potenza e avviatore del motore elettrico
Il quadro di potenza, collaudato in fabbrica, comprende un avviatore ad inverter VFD
(Variable Frequency Drive) per il controllo della velocità di rotazione del motore installato a
bordo macchina o fornito in quadro a parte e pilotato con segnale 4-20 mA dal microprocessore di
controllo dell’unità.
L’inverter utilizzato soddisfa le più rigide direttive europee EMC (compatibilità elettromagnetica)
IEC1000-3, IEC1800-3 (EN61800-3), IEC 555 (EN60555) e IEC 519-92.
Grazie all’utilizzo di un telaio schermato, di una reattanza interna e un filtro RFI sono state
ottenute elevate tolleranze ai disturbi elettromagnetici ed un basso livello di emissioni.
La reattanza in ingresso diminuisce in maniera significativa la distorsione armonica totale (THD).
Nella Tabella 52 si hanno i dati prestazionali per un refrigeratore da 1000 kW del tipo con
compressore centrifugo ad inverter.
Dall’esame di questa tabella si osserva come al 50% del carico si abbia un COP pari a 10,352 e
quindi molto alto.

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
249
Output Type Full Load Part Load Part Load Part Load Part Load Part Load Part Load Part Load Part Load Part Load
Percent Load 100,00 90,00 80,00 70,00 60,00 50,00 40,00 30,00 20,00 12,00
Chiller Capacity 1.000 kW 900 kW 800 kW 700 kW 600 kW 500 kW 400 kW 300 kW 200 kW 120 kW
Chiller Input kW 171 kW 137 kW 112 kW 88 kW 66 kW 48 kW 41 kW 36 kW 31 kW 26 kW
Chiller Input Power 0,171 ikW/kW 0,152 ikW/kW 0,140 ikW/kW 0,126 ikW/kW 0,110 ikW/kW 0,097 ikW/kW 0,103 ikW/kW 0,120 ikW/kW 0,153 ikW/kW 0,215 ikW/kW
Chiller COP 5,833 6,558 7,145 7,963 9,083 10,352 9,690 8,347 6,518 4,649
Cooler
Entering Temp. 12,0 °C 11,5 °C 11,0 °C 10,5 °C 10,0 °C 9,5 °C 9,0 °C 8,5 °C 8,0 °C 7,6 °C
Leaving Temp. 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C 7,0 °C
Flow Rate 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s 47,8 L/s
Pressure Drop 84,0 kPa 84,1 kPa 84,2 kPa 84,3 kPa 84,5 kPa 84,6 kPa 84,7 kPa 84,9 kPa 85,0 kPa 85,1 kPa
Condenser
Heat Rejection 1166 kW 1032 kW 907 kW 784 kW 662 kW 545 kW 438 kW 333 kW 228 kW 143 kW
Leaving Temp. 35,0 °C 32,1 °C 29,2 °C 26,4 °C 23,5 °C 20,7 °C 20,2 °C 19,8 °C 19,3 °C 19,0 °C
Entering Temp. 30,0 °C 27,7 °C 25,3 °C 23,0 °C 20,7 °C 18,3 °C 18,3 °C 18,3 °C 18,3 °C 18,3 °C
Flow Rate 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s 56,1 L/s
Pressure Drop 45,0 kPa 45,5 kPa 46,0 kPa 46,4 kPa 47,0 kPa 47,5 kPa 47,5 kPa 47,6 kPa 47,6 kPa 47,7 kPa
Motor
Motor Input Power 165 kW 132 kW 107 kW 83 kW 62 kW 44 kW 38 kW 33 kW 28 kW 23 kW
Motor RLA 310 260 225 191 159 132 120 109 100 91
Motor OLTA 335
Motor LRDA 1761
Chiller RLA 277 229 192 158 126 97 85 76 67 60
Chiller Inrush Amps 277
Max Fuse/CB Amps 600
Min Circuit Ampacity 347
Compressor
Control Parameters
DT1 0,5 °C
DP1
320,7 kPa
DT2 5,5 °C
DP2
697,9 kPa
Cooler Min DP
16,7 kPa
Condenser Min DP 14,0 kPa

IMPIANTI TERMOTECNICI – VOLUME 2°
250
Heat Exchangers
Condensing Temp 35,6 °C 32,6 °C 29,7 °C 26,7 °C 23,8 °C 20,9 °C 20,4 °C 19,9 °C 19,4 °C 19,0 °C
Cooler Wall Temp 6,7 °C 6,7 °C 6,8 °C 6,8 °C 6,8 °C 6,8 °C 6,9 °C 6,9 °C 6,9 °C 6,9 °C
Suction Temp 6,4 °C 6,5 °C 6,5 °C 6,6 °C 6,6 °C 6,7 °C 6,7 °C 6,8 °C 6,8 °C 6,8 °C
Cooler Freeze Temp 0,2 °C
Cooler Tube Vel 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s 2,26 m/s
Cond Tube Vel 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s 1,74 m/s
Cooler
Fouling Temp Adj 0,16 °C 0,15 °C 0,13 °C 0,12 °C 0,10 °C 0,09 °C 0,07 °C 0,06 °C 0,04 °C 0,03 °C
Condenser
Fouling Temp Adj 0,29 °C 0,25 °C 0,21 °C 0,18 °C 0,15 °C 0,12 °C 0,09 °C 0,07 °C 0,05 °C 0,03 °C
ASHRAE 90.1
Efficiency
Requirements
ASHRAE 90.1 Max.
N/A
Input Power
N/A N/A N/A N/A N/A N/A N/A N/A N/A
ASHRAE 90.1 Max.
N/A
IPLV/NPLV
N/A N/A N/A N/A N/A N/A N/A N/A N/A
Tabella 53: Dati caratteristici di un refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della Carrier, poten za 1 MW

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 251
4.7.2 COMPRESSORI TURBOCOR ®
Di recente sono stati presentati una nuova tipologia di compressori centrifughi aventi
caratteristiche avanzate e molto interessanti.
Il compressore Turbocor®, vedi Figura 341, è di tipo centrifugo con inverter incorporato. Esso
utilizza tecnologie avanzate derivate dalla tecnologia aeronautica. In particolare i cuscinetti di tenuta
dell’albero motore sono di tipo elettromagnetico.
Figura 341: Compressore Turbocor® con sezione interna
Figura 342: Albero motore del Turbocor®
Il numero di giri del compressore varia da 18000 a 48000 gpm e richiede spunti di corrente per
avviarsi di soli 2 A contro i 500-600 dei compressori a vite aventi pari potenza 250 kW.
Il sistema di variazione di velocità mediante inverter assicura una potenza sempre pari al carico
frigorifero, con grande risparmio di energia.
I cuscinetti magnetici hanno una perdita di attrito pari allo 0,2% rispetto ai sistemi tradizionali.
Inoltre questo sistema è del tutto privo di olio.
Essi, inoltre, contribuiscono a mantenere l’albero perfettamente centrato in ogni condizione di
carico.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 252
Figura 343: Un’altra vista del compressore Turbocor®
Figura 344: Particolare dei supporti magnetici del Turbocor®
Figura 345: Schematizzazione del supporto magnetico del Turbocor®

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 253
Figura 346: Vista dell’impeller del Turbocor®
E’ previsto un sistema automatico di de-lievitazione magnetica con atterraggio dell’asse motore su
cuscinetti tradizionali che hanno una funzione di solo supporto alternativo.
Figura 347: Sistema di controllo elettronico del Turbocor®

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 254
Il compressore Turbocor® è dotato di un sofisticato sistema di controllo digitale che ne controlla
le funzioni (vi sono fino a 150 punti di controllo) e ne massimizza l’efficienza.
I vantaggi della tecnologia Turbocor® sono così riassumibili:
- elevata efficienza frigorifera, così come visto per i compressori centrifughi con inverter;
- minori emissioni;
- maggiore affidabilità per una sensibile riduzione di parti rotanti;
- un peso pari ad 1/5 dei compressori tradizionali di pari potenzialità;
- una rumorosità molto bassa (da 50 a 70 dB ad 1m di distanza 15 )
Figura 348: Compressore Turbocor® in funzione
Figura 349: Particolare del circuito frigorifero interno al Turbocor®
15 Anche se i dati acustici così espressi non sono del tutto soddisfacenti, come si vedrà nel capitolo sulla rumorosità
degli impianti, questi dati forniscono una indicazione comparativa molto positiva rispetto ad analoghi dati dei compressori
tradizionali. Lo spettro della rumorosità prodotta è comunque visibile in Tabella 54.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 255
Figura 350: Layout del circuito di raffreddamento del Turbocor®
Figura 351: Andamento del COP del Turbocor® in funzione della percentuale di carico
Figura 352: Curva kW/ton del compressore Turbocor®

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 256
Tabella 54: Spettro di rumore emesso dal Turbocor® per due potenzialità
Figura 353: Esempi di installazione di compressori Turbocor® con raffreddamento ad acqua
Figura 354: Esempio di installazione di compressori Turbocor® della McQuay

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 257
Figura 355: Unità con Turbocor® raffreddata ad aria della Climaveneta
Tabella 55: Data sheet dei refrigeratori Climaveneta
Una interessante applicazione di questa famiglia di compressori è il retrofitting in impianti
esistenti.
Le dimensioni ridotte di questo compressore, infatti, ne permettono l’inserimento in impianti già
esistenti con molta facilità.
PROBLEMATICHE ATTUALI DEI COMPRESSORI TURBOCOR®
I compressori Turbocor®, anche alla luce di quanto sopra esposto, si presentano come una vera
innovazione tecnologica nel campo delle macchine di refrigerazione. Tuttavia oltre ai tanti vantaggi già
esposti (leggerezza, silenziosità, frictionless, regolazione continua, COP e IPLV elevati,..) occorre tenere
conto di alcune attuali limitazioni alla loro diffusione.
In primo luogo il costo di questi compressori è ancora elevato e si pone al di sopra degli attuali
costi di compressori di paragonabile potenza. In secondo luogo è da considerare che la novità spesso è

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 258
un ostacolo alla diffusione: la tecnologia avanzata utilizzata (vedasi cuscinetti a lievitazione magnetica)
suscita timori e perplessità, specialmente se si considerano le limitate conoscenze di questo tipo di
compressori e le difficoltà che si verrebbero a porre in caso di interventi on site per guasti.
Ma probabilmente il limite maggiore deriva dalla temperatura limite che questo compressore oggi
consente di raggiungere a fine fase compressione e pari a 42 °C. Ciò pone grosse difficoltà per la
condensazione in climi caldi ed esclude, almeno fino ad oggi, la possibilità di utilizzare questo
compressore per refrigeratori a pompe di calore.
Passando, ad esempio, da una temperatura dell’aria esterna da 35 a 32 °C si ha un incremento di
circa il 14,5% di potenza frigorifera.
Figura 356: Esempio di retrofitting con compressore Turbocor®
I costruttori di refrigeratori d’acqua sono tutt’ora scettici. Ad oggi, in Italia, si hanno pochissimi
refrigeratori con Turbocor® in catalogo e spesso le loro caratteristiche non sono facilmente reperibili.
Molti costruttori stanno a guardare l’evoluzione del mercato prima di scommettersi in produzioni
ritenute costose ed ancora azzardate.
Tuttavia si ritiene che questa tecnologia risulti vincente nell’immediato futuro sia per le
caratteristiche innovative del prodotto che per le alte prestazioni ottenibili.
In Figura 357 si hanno gli andamenti degli indici EER e IPLV per le due configurazioni con
raffreddamento ad acqua e ad aria con condensatore a secco (H) e con condensatore allagato (HF)
rispetto ad analoghi refrigeratori con compressori centrifughi senza inverter.
Si può osservare come l’andamento di entrambi gli indici siano molto favorevoli a questo tipo di
refrigeratori, specialmente ai carichi parziali.
Inoltre il valore dell’indice ILPV (Integrated Part Load Value) risulta molto elevato per refrigeratori
raffreddati ad acqua (9 contro 6,5) ma anche per i refrigeratori raffreddati ad aria si ha un beneficio
sensibile (5,9 contro 4,5).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 259
Figura 357: Indici EER e IPLV per refrigeratori con Turbocor® raffreddati a d acqua e ad aria
4.8 COMPRESSORI ROTATIVI NEGLI IMPIANTI FRIGORIFERI
I compressori rotativi stanno vivendo oggi un momento di gloria per le caratteristiche positive
che presentano.
Essi, infatti, producono una p che risulta indipendente dalla pressione a monte e a valle dello
stesso compressore, non hanno bisogno di valvole (essendo rotativi sono anche a flusso continuo)
anche se hanno bisogno di una abbondante lubrificazione.
Anche per questi compressori restano validi i concetti di spazio nocivo e di rendimento
volumetrico.
Possono essere:
A palette
A vite
A spirale orbitante (scroll)

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 260
4.8.1 COMPRESSORE ROTATIVO A PALETTE MULTIPLE
E’ un compressore che utilizza lo schema di compressione per rotazione asimmetrica con palette
mobili che si spostano radialmente in modo da confinare il fluido in lobi ben precisi, come indicato in
Figura 358.
Anche in questo caso, come per i compressori centrifughi, si ha un collettore di raccolta esterno
che converte la pressione dinamica in pressione statica.
Questo tipo di compressori è utilizzato per impianti di potenzialità limitata (qualche kW) ed ha un
suo punto di forza nella compattezza, regolarità di funzionamento e nella richiesta di poca
manutenzione.
I rendimenti volumetrici non sono elevati e così pure i rapporti di compressione per cui sono
convenienti solo con quei fluidi frigorigeni che possono essere utilizzati in questi range di lavoro
Figura 358: Compressore rotativo a palette multiple
Figura 359: Sezione di un compressori a lobi
4.8.2 COMPRESSORI A VITE
I compressori a vite sono caratterizzate da due viti controrotanti, dette maschio e femmina, in
modo da trasportare e comprimere il fluido all’interno dei lobi in accoppiamento. In Figura 360 si ha il
particolare delle due viti controrotanti. Queste sono poste all’interno di un contenitore (carter) nel quale
fluisce sia il fluido frigorigeno che il lubrificante.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 261
Il funzionamento del compressore a vite (utilizzato anche negli impianti per l’aria compressa da
qualche decennio) è schematizzato in Figura 361: il fluido è portato dall’ingresso verso l’uscita per
effetto della rotazione delle viti e contemporaneamente viene compresso con rapporto di compressione
funzione della distanza degli assi delle viti.
Una particolarità interessante dei compressori a vite è la loro capacità di variare il carico di lavoro
dal 10 al 100% del valore nominale con continuità e non a gradini, come già visto per i compressori
alternativi.
Ciò viene realizzato mediante un cassonetto, vedi Figura 362, che posto al di sopra del carter
bypassa il fluido refrigerante da comprimere facendolo passare in uscita. La posizione del cassonetto
viene stabilita dal sistema di regolazione in funzione del carico di lavoro.
La potenza di spunto a carichi ridotti può essere maggiore rispetto ai compressori alternativi.
Questa caratteristica di variazione continua del carico rende questi compressori molto comodi
nelle applicazioni impiantistiche che richiedono un forte adattamento al carico in condizioni molto
variabili.
Si pensi, ad esempio, alle applicazioni free cooling (stagione primaverile o autunnale) quando i
carichi termici sono molto bassi e le condizioni termoigrometriche dell’aria esterna sono ideali per la
climatizzazione dei locali interni.
Questi compressori hanno un sistema corposo di separazione dell’olio di lubrificazione, sono
relativamente rumorosi (ai regimi estremi) ma presentano un buon rendimento di compressione ed un
elevato rendimento volumetrico. Inoltre la temperatura di mandata di questi compressori è
notevolmente inferiore a quella dei compressori alternativi o a pistoni.
In Figura 363 si ha una sezione di un compressore a vite commerciale nella quale sono ben
visibili le viti, il motore elettrico (raffreddato dallo stesso fluido frigorigeno) e il sistema di regolazione a
cassonetto.
I compressori a vite sono macchine a funzionamento continuo e pertanto risultano di dimensioni
molto compatte.
Figura 360: Viti maschio e femmina: particolare costruttivo

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 262
Figura 361: funzionamento del compressore a vite
Figura 362: Regolazione a cassonetto dei compressori a vite
Figura 363:Sezione di un compressore a vite

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 263
RAPPORTO VOLUMETRICO INTRINSECO
I compressori rotativi comprimono il gas fino ad una pressione finale che è indipendente dalla
pressione iniziale nel condotto di mandata. Ai fini del calcolo della potenza assorbita (W) possiamo
definire rendimento del compressore rotativo il rapporto:
Leff . speso
rot
[72]
L
ottenuto.max
Occorre anche tenere conto del rendimento volumetrico intrinseco dato da:
Vmax
va
r vi
V
v
[73]
Assumendo una compressione politropica si ha:
min
v
a
pp pa par
v
p
Il rendimento del compressore rotativo può allora scriversi nella forma:
Rot
n
p
n
vi
p
pr
r
[74]
n
p
a vi
vi
f f f f r
vi
p
p
pm
ove p M è la pressione di mandata, p a la pressione minima. La potenza assorbita vale:
V
[75]
v
W m hcom
hcom
v1
Rot
4.8.3 COMPRESSORI A SPIRALE ORBITANTE
Sono detti anche compressori scroll e sono l’ultima novità nel campo dei compressori frigoriferi. In
essi una spirale orbitante, vedi Figura 364, in modo eccentrico produce la compressione di lobi e lo
spostamento del fluido compresso verso il punto di uscita.
,
Figura 364: Spirale orbitante
Il movimento orbitale provoca l’accumulo nelle spirali accoppiate di sacche di gas che, con il
progredire del movimento, vengono spostate verso l’uscita, vedi Figura 366.
Osservando il ciclo completo, Figura 366, si nota che le tre fasi: (A) di aspirazione, (B) di
compressione, (C) di scarico, avvengono simultaneamente in sequenza dinamica.
In Figura 370 si ha il dettaglio della funzione dell’elemento intermedio dello scroll, cioè il
dispositivo per il motore eccentrico con in canale di scarico centrale.
In Figura 371 si ha il particolare dell’accoppiamento faccia a faccia delle spirali: la spirale superiore è
fissa e contiene l’apertura per lo scarico del gas compresso, la spirale inferiore è quella mobile in moto
orbitante (non rotativo). L’aspirazione del gas avviene sul bordo estremo del complesso a spirale.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 264
Figura 365: Vista di uno scroll
Figura 366: Ciclo scroll completo
Figura 367: Il completamento della seconda orbita sviluppa la compressione massima
Figura 368: Durante la terza orbita i gas compressi sono evacuati verso la luce di scarico

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 265
Figura 369 : Al completamento dell’orbita il volume occupato dal gas si riduce a zero: espulsione gas
I bordi superiori delle spirali sono muniti di guarnizione che fanno tenuta stagna sulla superficie
della spirale opposta. Il centro del cuscinetto di supporto e quello dell’albero motore sono sfalsati, vedi
Figura 370, in modo da imprimere un moto orbitale (eccentrico) alla spirale mobile.
In Figura 372 si ha una sezione di un compressore scroll completo nella quale sono visibili tutti i
particolari descritti in precedenza, il motore elettrico e gli ingombri.
I compressori scroll (detti anche più semplicemente, scroll) arrivano a potenze massime di 3050
kW e sono caratterizzati da una buona silenziosità di marcia, da rendimenti volumetrici elevati (rispetto
agli alternativi), buoni rendimenti isoentropici di compressione.
La loro diffusione è oggi elevata nei gruppi frigoriferi per applicazioni di climatizzazione di media
taglia (< 50 kW per compressore). Possono anche aversi gruppi frigoriferi a più compressori scroll fino
a potenzialità totali massime dell’ordine di 500 kW.
Figura 370: Dispositivo per moto eccentrico e punto di scarico

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 266
Figura 371: Particolare dell’accoppiamento delle spirali
Figura 372: Sezione di un compressore scroll
L’utilizzo di più compressori scroll consente di parzializzare meglio il funzionamento dei gruppi
frigoriferi.
Recentemente sono stati proposti gruppi di refrigerazione scroll, del tipo aria – acqua, con ben 12
compressori scroll e 10 gradini di parzializzazione dal 20 al 100% del carico.
Questa soluzione consente due grossi vantaggi: una minore corrente di spunto all’avviamento (si
hanno solo 2 scroll attivi) ed una regolazione a carico parziale più efficiente (con 10% di gradino).
4.9 REFRIGERATORI AD ASSORBIMENTO
Si è visto in Fisica Tecnica il principio di base di funzionamento di queste macchine. Si riporta nel
prosieguo un breve richiamo.
In Figura 373 ne é indicato lo schema impiantistico per una macchina del tipo acqua-ammoniaca. La
miscela acqua-ammoniaca si compone di acqua che fa da solvente e di ammoniaca che fa da soluto (e
quindi più volatile). Per effetto del calore Q 4 ceduto al serbatoio superiore (detto generatore) si libera NH 3

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 267
allo stato quasi puro e ad alta pressione. L'NH 3 inizia il ciclo classico di condensazione, laminazione ed
evaporazione (presente anche nel ciclo frigorifero classico a compressione di vapori saturi).
All'uscita dell'evaporatore l'NH 3 si ricombina nel serbatoio inferiore, detto assorbitore, con la
miscela di acqua-ammoniaca impoverita di ammoniaca e proveniente dal serbatoio superiore (tramite
una valvola di laminazione perché in basso c'è una pressione inferiore a quella presente in alto).
La reazione di assorbimento é esotermica e quindi cede calore Q 4 all'esterno. Una pompa provvede
a riportare la miscela di acqua e ammoniaca ricomposta al serbatoio superiore (generatore) e si riprende
il ciclo.
In conclusione si hanno due cicli:
uno interno fra generatore e assorbitore;
uno esterno che produce nell'evaporatore l'effetto frigorifero.
Le temperature tipiche di utilizzo della macchina ad assorbimento dipendono dal fluido di lavoro.
Per acqua ed ammoniaca si hanno circa 130150 °C al generatore e circa 4555 °C all’assorbitore e al
condensatore. La temperatura all’evaporatore è funzione della pressione di esercizio ed è di qualche
grado sotto lo zero. Oltre alla miscela acqua-ammoniaca si utilizzano oggi anche miscele acqua-bromuro di
litio o anche acqua-fluoruro di litio: in questi casi é l'acqua il componente più volatile.
Queste macchine hanno il pregio di funzionare a temperatura inferiore (circa 80 °C) rispetto a
quella ad ammoniaca (130÷150 °C). In alcuni casi si é anche utilizzata l'energia solare per alimentare il
generatore (Q 3 ).
Le macchine ad assorbimento possono essere utilizzate anche con cascami termici (termine usato
per indicare i rifiuti termici nei processi di lavorazione industriale).
L'utilizzo come pompa di calore risulta conveniente negli impianti cogenerativi perché queste
macchine trasformano un carico elettrico (quello dei compressori tradizionali alimentati ad energia
elettrica) in un carico termico (quello del generatore) e quindi consentono di avere sia caldo (pompa di
calore) che freddo (refrigeratore) con sola energia termica.
GENERATORE 1
7 H2O + NH3
NH3
qg
CONDENSATORE
qc
p1
6
VALVOLE DI LAMINAZIONE
8
2 LINEA DELLE PRESSIONI
POMPA RICIRCOLO
p2
5
9
3
EVAPORATORE
H2O
4
qo
ASSORBITORE
qa
Figura 373: Schema di una macchina frigorifera ad assorbimento

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 268
4.9.1 FUNZIONAMENTO DELLA MACCHINA AD ASSORBIMENTO
Il funzionamento della macchina ad assorbimento può essere illustrato mediante le curve Log(p)-
1/T di Figura 374. In ascisse si ha l’inverso della temperatura assoluta (1/T) e in ordinate il logaritmo
della pressione di lavoro del fluido.
Il punti 1 e 2 sono coincidenti perché alla stessa pressione, così come i punti 3 e 4. I due cicli
marcati in figura rappresentano il ciclo (degenere in linea) dell’ammoniaca e il ciclo della miscela
impoverita. Se scriviamo il bilancio di energia alla macchina ad assorbimento a regime stazionario si ha:
q0 qg qa qc
Il bilancio di entropia diviene:
q q q q
T T T
0 g a c
o g a
avendo indicato con T 0, T g e T a le temperature all’evaporatore, al generatore e all’assorbitore. Se si
tiene conto del bilancio energetico la precedente diviene:
q q
0 g
q0
qg
T T T
o g a
Se ora definiamo il coefficiente di effetto utile frigorifero come rapporto:
q0 qo
q P q
g
p
g
allora, per la precedente relazione, si ha:
1 1
q T
0 a
Tg
q 1 1
g
T T
0
a
[76]
Log p
pc
1
1=2
0.8 0.6 0.4 0.3 0.2 0
8
po
3=4
5
Soluzione
A B C
To Ta Tg
1/T
Figura 374: Rappresentazione del ciclo ad assorbimento

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 269
Osservando la Figura 374 si può anche scrivere:
BC
[77]
AB
e quindi il coefficiente di effetto utile è immediatamente calcolabile graficamente dallo stesso
diagramma termodinamico.
Figura 375Diagramma di Oldham per H 2 o e NH 3
4.9.2 RICHIAMI DI TERMODINAMICA DELLE SOLUZIONI
E’ noto dalla teoria delle soluzioni che per liberare NH 3 da una miscela con acqua occorre fornire
calore mentre corre raffreddare la miscela per assorbirla. Quanto detto viene riportato in abachi aventi
in ascissa la concentrazione (massa di soluto per kg di miscela) e la temperatura T.
In Figura 376 si ha un esempio per curve Vaporus – Liquidus relative a due pressioni. Le due curve
separano tre campi di esistenza della soluzione: liquido – vapore saturo – vapore surriscaldato.
Applicando la regola delle fasi di Gibbs si possono determinare i gradi di libertà del sistema nei tre
campi di esistenza anzidetti e sulle curve di equilibrio.
Figura 376: Esempio di curve Vaporus – Liquidus

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 270
Nelle applicazioni impiantistiche relative agli impianti frigoriferi risulta più agevole riferirsi al
piano (h,), aventi in ordinate le entalpie specifiche e in ascisse le concentrazioni del soluto
(ammoniaca).
Si ha quindi la modifica dell’abaco di Figura 376 che diviene quello di Figura 377. In questi
abachi, oltre alle curve di equilibrio, vi sono le curve ausiliarie che servono per determinare il punto
corrispondente del vapore in equilibrio con il liquido di cui sono note ( e T) o ( e p).
Nella stessa figura si vede come il liquido segnato con A stia in equilibrio con il vapore B
determinato dall’intersezione della AA’ (con A’ sull’ausiliaria di pari pressione) e con la A’B (con B sulla
curva Vaporus alla pressione del liquido).
L’abaco così strutturato prende il nome di Merkel – Bosnjakovic ed è riportato, per la miscela
acqua – ammoniaca, in Figura 378.
Figura 377: Esempio di curve (h,)
4.9.3 PROGETTO DI UN IMPIANTO AD ASSORBIMENTO
Il ciclo ad assorbimento visto in precedenza si può ulteriormente migliorare osservando che la
miscela impoverita che dal generatore scende nell’assorbitore è ad una temperatura maggiore di
quest’ultimo (che fra l’altro deve essere raffreddato poiché la reazione di assorbimento è esotermica) e
pertanto si può recuperare il calore come indicato in Figura 380 ove lo scambiatore consente di
preriscaldare la miscela arricchita in entrata al generatore. In Figura 381 si ha la schematizzazione del
ciclo ad assorbimento nel piano (h,) di Bosnjakovic.
In essa sono segnati alcuni valori della temperatura e di pressione usuali. Il liquido ricco (a
concentrazione r ) entra nel generatore Ge a pressione p 1 =12 bar. Dopo l’evaporazione di parte di NH 3
la miscela impoverita (a concentrazione p ) esce da Ge.
Il processo di impoverimento (o di rilascio di NH 3 dal generatore) si può ritenere isobaro e in
figura è segnata come 12. Il punto 3 di Figura 380 ha la stessa entalpia del punto 2 per effetto della
laminazione. Per effetto dello scambiatore di calore il liquido impoverito cede calore al liquido
arricchito proveniente dall’assorbitore; l’entalpia del punto 3 diminuisce e la concentrazione si mantiene
costante per cui si ha la trasformazione 33’ di figura.
Nell’assorbitore il liquido povero assorbe vapore condensato dall’evaporatore: il processo avviene
a pressione costante portando la concentrazione da p ad r lungo la trasformazione 3’4 di figura. Il

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 271
liquido ormai arricchito di NH 3 viene preriscaldata dallo scambiatore di calore e portato alla pressione
maggiore p 1 .
Trascurando il lavoro di compressione della pompa di trasferimento, possiamo dire che il punto 4
coincide con il punto 1. Quanto detto descrive il ciclo del liquido. Vediamo adesso il ciclo del vapore o
dell’NH 3 . Questo esce dal generatore in condizioni relative a punto 5 e alla pressione p 1 . Per mezzo
della curva ausiliaria per la pressione p 1 si determina il punto 5 sulla curva di equilibrio del vapore, come
indicato in Figura 381. Il vapore di NH 3 (che è ad elevata concentrazione, come si può osservare dalla
stessa figura, passa allo stato corrispondente al punto 6 all’uscita del condensatore.
Figura 378: Abaco di Bosnjakovic per la miscela Acqua – Ammoniaca

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 272
Figura 379: Diagramma di Merkel per H 2 0 e BrLi
GENERATORE 5
1 H2O + NH3
Ge
NH3
Qg
CONDENSATORE
Q1
p1
2
6
LINEA DELLE PRESSIONI
POMPA RICIRCOLO
p2
4'
3
7
EVAPORATORE
3'
4
H2O
As
8
Q2
ASSORBITORE
Qa
Figura 380: Ciclo ad assorbimento con recupero di calore
La trasformazione 56 avviene a v costante fino alla temperatura di uscita alla pressione p 1 . Il
liquido condensato è formato da NH 3 quasi pura ed attraversa la valvola di laminazione (trasformazione
isoentalpica) fino al punto 7 (trasformazione = costante e h = costante) coincidente con il punto 6
prima trovato. Il liquido laminato viene poi vaporizzato nell’evaporatore nelle condizioni relative al
punto 8. A seconda della temperatura di inizio e di fine evaporazione (si osservi che si ha sempre una
miscela di due componenti e che, per conseguenza, non si ha temperatura costante durante il passaggio
di stato di evaporazione) il punto 8 può ricadere nella zona dei vapori saturi.
Per determinarlo occorre conoscere le condizioni della miscela tutta liquida alla temperatura di
inizio vaporizzazione (L) e di quella tutta vapore nelle stesse condizioni, (V), come indicato in figura
con l’ausilio delle curve ausiliarie, vedi il particolare in Figura 382.
La miscela avrà le condizioni 8 date dalla intersezione del v = costante (in quanto la percentuale
di NH 3 rimane costante nella miscela) con la retta LV dianzi determinata.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 273
Il fluido nelle condizioni del punto 8 entra nell’assorbitore e il ciclo riprende nuovamente con la
miscela arricchita che esce nelle condizioni del punto 4 dall’assorbitore.
La portata di fluido frigorigeno all’evaporatore si determina con il rapporto:
m P0
v
h h
ove si ha:
P 0 potenzialità frigorifera, kW;
h 8 – h 7 differenza di entalpia all’evaporatore, kJ(kg.
La portata di liquido impoverito è in rapporto ben determinato con quella del vapore
nell’evaporatore e per determinarla occorre fare un bilancio delle masse di NH 3 entranti ed uscenti dal
generatore, Ge. A tale scopo indichiamo con f il numero di kg di soluzione ricca da far circolare per
ogni kg di vapore necessario all’evaporatore.
Con riferimento alla Figura 383 si ha il seguente bilancio delle masse:
f 1 f 1
da cui ricaviamo:
espressa come kg soluzione /kg vapore .
8 7
r v p
f
v
p
r
p
p
r
v
Figura 381: Ciclo ad assorbimento nel piano (h,)

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 274
Figura 382: Particolare del ciclo del vapore
f [kg]
1
5
Ge
1 [kg]
Qg
2
[f-1] [kg]
La portata totale della soluzione è:
Figura 383: Bilancio delle portate al generatore
m
r
f m
Il calore da fornire al generatore, Q g , può essere determinato dal bilancio energetico allo stesso
generatore. Dalla Figura 383 si ha:
1h5 f 1
h2 f h1
Qg
Energiauscente
v
Energiaentrante
ponendo, nel caso di recupero di calore, h 1 = h 4’ (trascurando l’incremento di entalpia dovuto alla
pompa di trasferimento del liquido) allora si ha:
Q f h h h h
g
2 4' 5 2
Assume una certa importanza, in questo tipo di impianti, il rapporto fra il calore asportato
all’evaporatore e quello fornito al generatore. Questo viene detto rapporto termico, R, e coincide con
il coefficiente di effetto utile se si trascura il lavoro della pompa. Risulta:
Qev
h8 h7
R Q Q
g
g

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 275
La potenza teorica della pompa di alimento del generatore vale:
P m v p p
p r r
1 2
ove si ha:
m
r
è la portata di miscela ricircolata, (kg/s)
v r volume specifico della miscela, (m³/kg)
p 1 –p 2 salto di pressione fra assorbitore e generatore, (Pa).
4.10 DETERMINAZIONE DEL CICLO AD ASSORBIMENTO
Per la determinazione del ciclo di Figura 381 occorre conoscere, quali dati di progetto, la
temperatura di evaporazione iniziale, t’ ev , e finale, t” ev , la temperatura del generatore, t g , la temperatura di
uscita della soluzione ricca dall’assorbitore , t a , e la temperatura finale di condensazione, t c ..
Si determina, in primo luogo, la pressione di esercizio del condensatore, p 1 , nonché la pressione di
esercizio dell’evaporatore, p 2 .
Per far ciò supponiamo, inizialmente, che l’NH 3 lasci il generatore pressoché pura ( v =1); in
questo modo sull’asse verticale a destra della Figura 378 è possibile trovare l’intersezione la =1 e le
isoterme t’ ev e t c determinando le due isobare di equilibrio p 2 e p 1 .
Noti questi valori, dall’intersezione della isobara p 1 con la isoterma tg si ottiene il punto 2 di
equilibrio all’uscita dal generatore e dall’intersezione dell’isobare p 2 con l’isoterma t a si ottiene il punto 4
di equilibrio all’uscita dall’assorbitore.
Qualora non ci sia lo scambiatore di calore di recupero si traccia il ciclo di liquido, come indicato
in Figura 381. Sono così determinati i valori delle concentrazioni r e p delle soluzioni ricca e povera.
Con l’uso delle curve ausiliarie a pressione p 1 si può determinare il punto 5 rappresentativo del
vapore all’uscita dal generatore. Il punto 6 di fine condensazione si determina dall’intersezione
dell’isoterma t c e della v Il punto 7, a valle della laminazione, coincide (almeno per questo tipo di
abachi) con il punto 6, per quanto già detto in precedenza. Il punto 8 si determina mediante
l’intersezione fra la LV con la v = costante. Se si ha lo scambiatore di calore allora si procede come
sopra detto per la determinazione delle pressioni e dei punti 4, 2, 5, 6, 7, 8.
Il punto 3’ di uscita dallo scambiatore di calore di determina intersecando la p 0 con la isoterma
t c . L’entalpia del liquido nelle condizioni del punto 1’ si determina con un semplice bilancio energetico
allo scambiatore di calore. Con il simbolismo di Figura 383 si ha:
f h h f 1
h h
ovvero:
1' 4 3 3'
f 1
h h h h
f
4' 4 3 3'
In genere si può considerare h 4’ = h 1 e segnare il punto 1 lungo la = r nel diagramma di Figura
381. Il flusso termico che lo scambiatore deve trasmettere vale:
Q m f h h
sc
v
4' 4
In questo modo resta completamente tracciato il ciclo ad assorbimento nel piano (h, ).
4.10.1 REFRIGERATORI COMMERCIALI
In Figura 384 si ha il layout di un refrigeratore ad assorbimento a singolo stadio di tipo
commerciale. Sono visibili gli organi principali di questo tipo di macchine (Generatore ed Assorbitore)
nonché l’Evaporatore e il Condensatore tipici delle macchine frigorifere.
In Figura 385 si ha la foto di un assorbitore monostadio commerciale nel quale sono visibili i
componenti indicati nel layout.
Queste macchine lavorano con BrLi ed hanno una temperatura massima di esercizio di 130 °C.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 276
Figura 384: Schematizzazione di un assorbitore commerciale
Figura 385: Un assorbitore commerciale assemblato

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 277
4.10.2 ASSORBITORI A DUE STADI AUTOALIMENTATI
I refrigeratori/generatori di calore ad assorbimento a due stadi consentono di ottenere elevati
COP (vicino all’unità) con una temperatura massima di alimentazione di 160÷170 °C.
Essi sono spesso autoalimentati e sono progettati per produrre acqua calda e acqua refrigerata
necessarie per le esigenze di edifici di piccole e medie dimensioni. In Figura 386 si ha il layout di questa
macchina.
Figura 386: Layout di un assorbitore autoalimentato a due stadi
Sia la funzione di raffreddamento che quella di riscaldamento avvengono attraverso l'evaporatore.
Durante il funzionamento in riscaldamento è operativa solo la pompa della soluzione di cui è
dotata l'unità. Il ciclo frigorifero ad assorbimento a due stadi usato nei refrigeratori/generatori di calore
utilizza come refrigerante l'acqua e come assorbente il bromuro di litio.
Il funzionamento dell'intero ciclo è reso possibile dalla forte affinità tra queste due sostanze. Il
processo avviene all'interno di recipienti ermetici nei quali viene ricavato il vuoto pressoché assoluto.
4.10.3 MACCHINE AD ASSORBIMENTO AD ALIMENTAZIONE SOLARE
Le macchine ad assorbimento ben si prestano per un utilizzo con l'energia solare. In questo caso
una batteria di collettori (ad esempio selettivi o del tipo heat pipe) alimenta il generatore con acqua a
80-90 °C ottenendo al condensatore energia a circa 40 °C.
Può anche sempbare un controsenso degradare calore da 80 °C a 40 °C me in realtà queste
macchine si dimostrano convenienti dal punto di vista del bilancio energetico.
Nelle figure seguenti si hanno gli schemi (layout) impiantistici per macchine ad assorbimento
alimentate ad energia solare, sia per la refrigerazione dell'acqua che come pompe di calore.
Resta da considerare il costo di impianto di queste soluzioni. I refrigeratori ad assorbimento,
infatti, hanno costi assai elevati rispetto a quelli tradizionali e a questi si aggiungono i costi dei collettori
solari e del sistema di accumulo.
Inoltre si deve tenere conto del fatto che il numero di ore di funzionamento ad energia solare è
tanto più limitato quanto più elevata è la temperatura di utilizzo dell'acqua calda (vedi concetti di cut off).
A titolo comparativo, un impianto da 5 kW con pompa Yazaki e collettori a tubi in vetro sotto
vuoto con temperatura di utilizzo dell'acqua calda di 110°C raggiungeva una copertura del 20-30% del
carico frigorifero. Ne consegue che è sempre necessario considerare un sistema di alimentazione
tradizionale (con caldaia o cogenerativo) che affianchi, integri e/o sostituisca quello solare.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 278
Figura 387: Layout di un impianto ad assorbimento integrato con energia solare
Figura 388: Layout di un impianto ad assorbimento per fan coil

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 279
Figura 389: Vista di un assorbitore alimentato ad acqua calda con potenza frigorifera da 35 kW
CONSIDERAZIONI AMBIENTALI
I refrigeratori tradizionali azionati da motori elettrici usano di norma come fluidi refrigeranti degli
idrocarburi alogenati, che possono provocare danni allo strato atmosferico di ozono e che sono
caratterizzati da un elevato Potenziale di Riscaldamento del Pianeta (GWP).
Gli assorbitori a due stadi autoalimentai usano il refrigerante più ecologico e meno dannoso che
esista: l'acqua. Possono essere alimentati sia a gas naturale (o GPL) sia a gasolio. O
4.10.4 FUNZIONAMENTO IN RAFFREDDAMENTO
Il ciclo di raffreddamento dell'assorbitore bistadio autoalimentato è continuo ma, per semplicità
esplicativa, abbiamo preferito suddividerne la descrizione in sei fasi:
1. POMPA /SCAMBIATORE DI CALORE DELLA SOLUZIONE
La soluzione diluita di bromuro di litio e acqua scende dall'assorbitore alla pompa della soluzione.
Tale soluzione diluita viene pompata attraverso lo scambiatore di calore, tale flusso viene
successivamente diviso in due parti delle quali una fluisce verso il generatore di primo stadio e l'altra
verso il generatore di secondo stadio.
La suddivisione del flusso di soluzione in due parti in pratica elimina la possibilità di
cristallizzazione (solidificazione) dei sali di bromuro di litio poiché consente all'unità di operare a valori
di concentrazione assai minori rispetto a quelli dei sistemi con flussi della soluzione in serie.
2. GENERATORE DEL PRIMO STADIO
Il calore sviluppato dal bruciatore riscalda la soluzione diluita di bromuro di litio proveniente
dalla pompa/scambiatore di calore della soluzione. Tale processo comporta la formazione di vapori

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 280
caldi di refrigerante che passano al generatore di secondo stadio e lasciano la soluzione, ora più
concentrata, che viene ricircolata verso lo scambiatore di calore.
3. GENERATORE DI SECONDO STADIO
Nel generatore di secondo stadio la sorgente calda che determina la produzione di vapori di
refrigerante è il vapore prodotto nel generatore di primo stadio. Questo accorgimento rappresenta il
motivo degli elevati rendimenti termodinamici che caratterizzano i refrigeratori ad assorbimento
bistadio a BrLi.
La quantità di vapore di refrigerante prodotta nel primo stadio viene infatti incrementata del 40%
senza alcun consumo aggiuntivo di combustibile e con il risultato di ottenere un'efficienza molto più
elevata rispetto a quella dei sistemi tradizionali monostadio. La quota aggiuntiva di vapori di refrigerante
è prodotta nel momento in cui la soluzione diluita proveniente dallo scambiatore di calore della
soluzione viene riscaldata dai vapori provenienti dal generatore di primo stadio. La restante quota di
soluzione concentrata che viene sviluppata da tale processo viene poi ricircolata verso lo scambiatore di
calore. I vapori di refrigerante provenienti dal generatore di primo stadio, cedendo il loro calore alla
soluzione, condensano in fase liquida che viene poi mandata nel condensatore.
4. CONDENSATORE
Il condensatore riceve refrigerante da due fonti:
1) come liquido derivante dalla condensazione dei vapori provenienti dal generatore di primo
stadio che si condensano nel generatore di secondo stadio;
2) come vapore generato nel generatore di secondo stadio. In esso i vapori provenienti dal
generatore di secondo stadio si condensano sulla superficie esterna dei tubi in cui circola l'acqua
di raffreddamento che, ricevendo da essi calore, si scalda fino a 36 °C. L'acqua di
raffreddamento viene poi inviata alla torre di raffreddamento e da qui, una volta raffreddata,
ritorna all'assorbitore. Nel condensatore avviene il congiungimento dei due flussi di refrigerante
liquido che vengono di seguito avviati nell'evaporatore.
5 EVAPORATORE
Il refrigerante liquido proveniente dal condensatore attraversa un ugello calibrato e, dopo essersi
raccolto sul fondo dell'evaporatore, viene aspirato dalla pompa del refrigerante che lo invia alla sommità
dell'evaporatore stesso dove viene nebulizzato e spruzzato sulla superficie dei tubi in cui circola l'acqua
da raffreddare. In virtù dell'estremo grado di vuoto presente nell'evaporatore (soli 6 mm di Hg di
pressione assoluta), parte del refrigerante liquido evapora creando il necessario effetto frigorigeno.
(Il grado di vuoto presente nell'evaporatore è mantenuto grazie all'energica azione igroscopica - elevata affinità del
bromuro di litio rispetto all'acqua - svolta dall'assorbitore che si trova a fianco dell'evaporatore).
L'effetto frigorigeno così creato raffredda l'acqua che, arrivando dalle utenze, entra nei tubi
dell'evaporatore portandola da 12 a 7°C.
Una volta raffreddata l'acqua viene riavviata alle utenze.
6. ASSORBITORE
La soluzione concentrata proveniente dallo scambiatore di calore viene spruzzata nell'assorbitore
dove incontra i vapori di refrigerante che arrivano dall'evaporatore. L'azione igroscopica tra acqua e
bromuro di litio ed i cambiamenti di stato che da essa derivano consentono di mantenere
nell'evaporatore il grado di vuoto necessario allo svolgimento del ciclo.
L'assorbimento di refrigerante da parte della soluzione concentrata provoca un rilascio di calore
che viene asportato dall'acqua proveniente a 29 °C dalla torre e che circola nei tubi dell'assorbitore fino
a raggiungere la temperatura di 33°C circa proseguendo poi verso il condensatore.
La risultante soluzione diluita che deriva dal processo di assorbimento si raccoglie sul fondo
dell'assorbitore dal quale viene aspirata dalla pompa della soluzione. A questo punto il ciclo è
completato e riprende come descritto al Punto 1.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 281
4.10.5 FUNZIONAMENTO IN RISCALDAMENTO
1. GENERATORE DI PRIMO STADIO
Nel generatore di primo stadio il calore sviluppato nel bruciatore riscalda la soluzione diluita di
bromuro di litio e acqua. Tale processo comporta lo sviluppo di vapori di refrigerante che passano
attraverso il generatore di secondo stadio ed il condensatore per arrivare infine nell'evaporatore,
attraverso l'opportuna valvola di by-pass di servizio, opportunamente aperta in ciclo termico.
2. EVAPORATORE
I vapori caldi di refrigerante che passano all'interno dell'evaporatore cedono calore all'acqua
proveniente dalle utenze, che circola all'interno dei tubi dell'evaporatore stesso, condensando mano a
mano che avviene il processo di scambio. Il refrigerante liquido derivante da tale processo si raccoglie
sul fondo dell'evaporatore.
3. GUARDIA IDRAULICA DEL REFRIGERANTE
La guardia idraulica del refrigerante permette al refrigerante liquido di tracimare dall'evaporatore
verso l'assorbitore, dove viene aspirato e miscelato dalla pompa della soluzione.
4. POMPA DELLA SOLUZIONE
La pompa fa circolare la soluzione dall'assorbitore attraverso lo scambiatore di calore fino al
generatore di primo stadio da dove il ciclo di riscaldamento ricomincia come descritto al Punto 1.
In Figura 390 si ha una foto di un assorbitore bistadio autoalimentato. Si osservino le dimensioni
ridotte e la compattezza. All’interno dello stesso box si ha il bruciatore che può funzionare a gasolio o a
gas metano.
4.11 CONDENSATORI
Figura 390: Foto di un assorbitore a due stadi autoalimentato
I condensatori sono scambiatori di calore utilizzati dai gruppi frigoriferi nel ciclo inverso a
condensazione di vapori saturi. Essi sono installati a valle dei compressori e possono essere di due tipi:
Raffreddati ad acqua

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 282
Raffreddati ad aria
Queste tipologie condizionano molto tutta l’impiantistica relativa al gruppo frigorifero sia per le
dimensioni totali occupate dai gruppi che per la collocazione nell’edificio che risulta possibile.
CONDENSATORI RAFFREDDATI AD ACQUA
Sono quelli di dimensioni minori per effetto dell’elevata efficienza dello scambio convettivo con
l’acqua. Per contro hanno bisogno di acqua di raffreddamento a ciclo continuo e pertanto possono
essere utilizzati solo se si dispone di acqua corrente (di fiume o di lago) o in congiunzione alle torri di
raffreddamento (vedi nel prosieguo).
Utenza frigorifera
Refrigeratore
Condensatore
Acqua di raffreddamento
Figura 391: Layout di installazione per un condensatore ad acqua corrente
Figura 392: Esempio di refrigeratore con condensatore raffreddato ad acqua
In Figura 391 si ha uno schema semplificato di installazione di un condensatore raffreddato ad
acqua corrente con un gruppo frigorifero.
Questo sistema consente di posizionare il gruppo frigorifero – condensatore all’interno degli
edifici, pur con il necessario collegamento al serbatoio di prelievo dell’acqua che, di norma, è esterno
all’edificio. Questa soluzione è la più silenziosa avendosi solo la rumorosità prodotta dalle pompe di
circolazione.
In esecuzione monoblocco possiamo vedere un esempio in Figura 392 ove il condensatore è in
basso al gruppo di refrigerazione.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 283
In Figura 393 si ha l’analogo schema ma con raffreddamento con acqua di torre. In questo caso
occorre prevedere l’installazione della torre di raffreddamento fuori dall’edificio con le difficoltà
architettoniche ed impiantistiche che questa può generare.
Utenza frigorifera
Refrigeratore
Condensatore
Torre Evaporativa
Acqua di Torre
Figura 393: Condensatore raffreddato con acqua di torre
Le torri di raffreddamento possono generare fastidiosi fruscii di funzionamento e pertanto questa
soluzione impiantistica può essere più rumorosa della precedente.
Figura 394: Sezione costruttiva di un condensatore ad acqua (shell and tube)
CONDENSATORI RAFFREDDATI AD ARIA
Lo scambio con aria è più difficoltoso, come si ricorderà dalla Trasmissione del Calore, rispetto a
quello con acqua ed pertanto i condensatori ad aria sono più ingombranti dei precedenti.
Inoltre la necessità di avere aria esterna di raffreddamento disponibile obbliga a posizionare
questi condensatori sui tetti o al di fuori dell’edificio in spazi aperti.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 284
Figura 395: Gruppo frigorifero con condensatore raffreddato ad aria in sommità
L’aria di raffreddamento viene mossa da ventole poste orizzontalmente o anche inclinate (per
ridurre l’ingombro totale) e pertanto si hanno i problemi di rumorosità connessi con i ventilatori. Se si
vuole ridurre il rumore occorre prevedere ventole con motori ad elevato numero di poli (>4). Risulta
utile, spesso, prevedere dei muretti di protezione (schermi) nel caso di vicinanza di ambienti abitati.
I condensatori ad aria vengono di solito, tranne in installazioni industriali e/o di grande potenza,
inseriti nello stesso gruppo di refrigerazione (così come i condensatori ad acqua) costituendo un
monoblocco compatto, come si può osservare in Figura 395 dove il condensatore è posto in sommità e
sono ben visibili quattro ventole di raffreddamento.
Quando si ha l’esecuzione monoblocco le potenzialità complessive del gruppo sono fornite dai
costruttori nei loro manuali tecnici che occorre sempre consultare per una corretta progettazione.
Per ridurre le dimensioni di ingombro dei refrigeratori (per potenzialità elevate si raggiungono
anche qualche decina di metri quadrati di occupazione totale) si pongono i condensatori non più
orizzontali (in copertura) bensì inclinati, come illustrato in Figura 396.
Figura 396: Refrigeratore raffreddato ad aria con condensatore inclinato

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 285
4.12 TORRI DI RAFFREDDAMENTO
Le torri di raffreddamento sono utilizzate negli impianti con gruppi di refrigerazione raffreddati
ad acqua non corrente.
Figura 397: Torre di evaporazione commerciale
Esse, infatti, come indicato nella Figura 393, consente di raffreddare l’acqua in uscita dal
condensatore mediante evaporazione parziale del vapore d’acqua in aria ambiente.
In Figura 397 si ha un esempio di torre di evaporazione compatta ad uso commerciale e nella
Figura 399 si ha lo schema costruttivo interno con la seguente descrizione delle voci. L’acqua del
circuito di raffreddamento ha un t = 5 6 °C e la potenzialità della torre risulta funzione delle
condizioni termoigrometriche dell’aria ambiente, come si può osservare dalla Figura 398 nella quale
sono riportate le potenzialità di una serie commerciale e le condizioni ambientali di riferimento.
Figura 398: Potenzialità di torri evaporative commerciali

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 286
Figura 399: Schema costruttivo di una torre evaporativa commerciale
1 Separatore di gocce
2 Orecchie per il sollevamento
3 Pacco di scambio
4 Mobile metallico
5 Motore elettrico
6 Rete di protezione
7 Ventilatore
8 Ugello
9 Distributore d’acqua
10 Collettore di ingresso
11 Portina d’ispezione
12 Rubinetto di by pass
13 Attacco reintegro acqua
14 Attacco di troppo pieno
15 Attacco di scarico acqua
15 Attacco uscita acqua
Tabella 56: Didascalie della Figura 399
Si osservi che normalmente le condizioni ambientali di riferimento sono pari a 23,5 °C a b.u.,
come illustrato in Figura 400.
Queste sono molto lontane da quelle corrispondenti ai nostri climi e pertanto occorre apportare
sempre una correzione significativa ai dati nominali indicati dai costruttori.
Nel caso di condizioni esterne diverse da quelle nominali si apportano correzioni mediante abachi
opportunamente predisposti dalle case costruttrici del tipo di quello riportata in Figura 401 nel quale a
destra degli assi si ha il fattore correttivo K in funzione delle differenze di temperature di ingresso e di
uscita rispetto alla temperatura a bulbo umido effettiva.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 287
L’efficienza di una torre evaporativa è definita dal rapporto:
Q cpmti tu
condensato
t 5 6C
Q c m t t t t t t
massimo p i u max i bu aria i bu
aria
[78]
Figura 400: Condizioni ambientali di riferimento
La portata di acqua da raffreddare (proveniente dal condensatore) è data da:
Q
c
m ( l / h)
[79]
c t
p
Con riferimento alla Figura 405 si può scrivere:
Qc
ho
hE
[80]
G 1.2
Letto x 0 dal diagramma psicrometrico si calcola la portata d’aria necessaria nella torre:
m
3 / h
G0.2
Q
kcal / h
c
[81]
e la portata di alimento, in l/h:
3
mr
GxE
x0 10 1.2
[82]

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 288
Figura 401: Fattore correttivo per condizioni esterne non nominali per le torri di evaporazione
Ti
m
mr
Dt
Tu
Figura 402: Torre evaporativa

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 289
Figura 403: Schema di installazione di una torre evaporativa
Figura 404: Schema di funzionamento di una torre evaporativa
h
0
t bu
o'
h=cost
Figura 405: Trasformazioni psicrometriche nella torre evaporativa

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 290
ESEMPIO DI DIMENSIONAMENTO DI UNA TORRE EVAPORATIVA
Si suppongano i seguenti dati:
Q c = 172.000 kcal/h
T c = 45 °C
R E = 35 °C
E = 40 %
T i = 40 °C
Con riferimento alle figure precedenti si hanno i seguenti calcoli :
Portata d’acqua:
Qc
172000
m 31270
tc
5.51
l / h
Portata d’aria:
p
3
200 m / h
3
G Qc
0.2172000 34400 m / h
1000 kcal / h
Entalpia iniziale (dal diagramma psicrometrico): h E = 21.4 kcal/kg
QC
172000
Bilancio entalpico torre evaporativa: : h0
hE
21.4 25.5
1.2G
1.234400
kcal / kg
Umidità specifiche (dal Mollier): x 0 =30 g/kg as , x E = 21.5 g/kg as , T 0’ = 28 °C
m 1.2m x x
1.234400 30 21.5 10 350 l / h
Portata acqua di reintegro:
3
Efficienza:
r
T
5.5
46%
T T
40 28
i
0
E
4.12.1 TIPOLOGIE DI TORRI DI RAFFREDDAMENTO COMMERCIALI
Si hanno varie tipologie costruttive di torri di raffreddamento a seconda della potenzialità (e
quindi delle dimensioni) e delle condizioni climatologiche esterne (temperatura a bulbo umido reale).
Va tenuto presente che le torri di raffreddamento hanno necessità di flussi notevoli di aria esterna
per potere asportare efficacemente calore dall’acqua per evaporazione.
Questa condizione obbliga ad installarle in luoghi aperti o nelle coperture degli edifici.
Nella zona etnea si può verificare la necessità di dovere adoperare torri a flusso orizzontali e non
verticali perché la ricaduta di polverino vulcanico può provocare l’intasatura dei filtri e dei condotti di
adduzione dell’acqua, oltre a continui interventi di manutenzione e pulitura. Per questa ragione nella
nostra area si preferisce utilizzare, quando possibile, il raffreddamento dei condensatori ad aria.
TORRE DI RAFFREDDAMENTO ASSIALE
Hanno potenzialità variabile da 40 a 500 kW e sono caratterizzate da una esecuzione compatta,
vedi Figura 406. La distribuzione dell’acqua sul pacco di scambio (vedi Figura 407) termico avviene
uniformemente dall’alto della torre tramite un distributore rotante, vedi Figura 408.
Il distributore non richiede alcuna pressione di polverizzazione dell’acqua, limitando la
prevalenza della pompa di circolazione dell’impianto.
0

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 291
Figura 406: Torre di raffreddamento di tipo assiale
Figura 407: Pacco di scambio per torre di raffreddamento assiale
Figura 408: Distribuzione dell’acqua in una torre di raffreddamento assiale

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 292
Figura 409: Potenzialità termiche nominali per una torre di raffreddamento assiale
In Figura 409 si hanno le potenzialità nominali di questo tipo di torri di raffreddamento.
Figura 410: Torre di raffreddamento centrifuga
TORRI DI RAFFREDDAMENTO CENTRIFUGHE
Queste torri possono smaltire potenzialità nominali da 80 a 900 kW e sono costruite come
indicato in Figura 410: nella parte inferiore si hanno i ventilatori e il bacino di raccolta dell’acqua
raffreddata, la parte mediana contiene il pacco di scambio termico mentre la parte superiore comprende
la distribuzione dell’acqua calda e l’attacco di entrata, vedi Figura 411.
Figura 411: Distribuzione dell’acqua nelle torri di raffreddamento centrifughe
Le potenzialità nominali sono riportate in

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 293
4.13 EVAPORATORI
Figura 412: Potenzialità nominali per le torri di raffreddamento centrifughe
L’evaporatore è il componente dell’impianto di refrigerazione nel quale il fluido, a passa
pressione, evapora sottraendo calore all’ambiente esterno.
Qui si verifica la fase utile dell’impianto frigorifero. Si tratta ancora una volta di uno scambiatore
di calore a fascio tubiero nel quale circola, all’interno, il fluido frigorigeno e all’esterno il fluido da
raffreddare (acqua o aria). Nel caso di evaporatori inseriti in un impianto monoblocco di refrigerazione
d’acqua esso si trova nello stesso corpo del gruppo (vedi Figura 395 e Figura 396) e l’acqua refrigerata
viene poi inviata all’utenza mediante un circuito apposito. In alcuni casi (vedi, ad esempio, i sistemi split)
si preferisce far avvenire l’espansione (fase utile di raffreddamento) in una speciale batteria detta ad
espansione diretta, vedi Figura 416, nella quale il fluido frigorigeno scambia calore con l’aria esterna
(canalizzata o direttamente circolata dall’ambiente) ottenendo, così, elevate efficienze di scambio, non
avendo scambi termici intermedi.
Figura 413: Sezione di un evaporatore ad acqua
In definitiva possiamo avere evaporatori:
Alimentati ad acqua:
Ad espansione diretta.
Si osservi che i circuiti di alimentazione delle batterie ad espansione diretta sono di solito limitati
ad una decina di metri e per distanza superiori occorre prevedere una opportuna pompa di circolazione.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 294
Figura 414: Sezione di un evaporatore shell and tube
Figura 415: Schema di un evaporatore shell and coil
b.f.
Aria
_
Gruppo Moto condensante
Figura 416: Evaporatore ad espansione diretta
L’espansione diretta è praticamente obbligata quando la temperatura di evaporazione è di 23 °C
per evitare il pericolo della ghiacciatura dell’acqua dei normali evaporatori. Questo pericolo è sempre
presente anche nei gruppi monoblocco poiché, per evidenti motivi di bilancio energetico, se manda la
circolazione esterna dell’acqua da refrigerare allora la temperatura di evaporazione si abbassa e l’acqua
stagnante contenuta nel mantello esterno dello scambiatore di calore gela con aumento di volume e
conseguente distruzione del fascio tubiero interno.
Per evitare il pericolo della gelatura della batteria di evaporazione è necessario inserire una
valvola rivelatrice di flusso che, se questo è assente, blocca il compressore frigorifero.
BATTERIE AD ESPANSIONE DIRETTA
Si hanno due tipologie di batterie ad espansione diretta:
Ad espansione secca. In questo caso il fluido frigorigeno evapora completamente nella batteria
fino ad avere x u =1. Questa tipologia si usa per impianti di piccolo o media potenzialità.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 295
Ad espansione umida (o allagata): in questo caso non si raggiunge x=1 all’uscita della batteria e
si ha ancora presenza di liquido frigorigeno. E’ necessario, quindi, prevedere un separatore di
liquido. Queste batterie sono utilizzate per impianti di grande potenzialità.
4.13.1 VALVOLA TERMOSTATICA
Le batterie evaporatrici sono dotate di valvola termostatica che provvede a diverse funzioni quali:
Bulbo
Evaporatore
Al Compressorfe
Dal Condensatore
Valvola Termostatica
Figura 417: batteria evaporatrice con valvola termostatica
Figura 418: Sezione di una valvola termostatica
Laminazione del fluido frigorigeno per portarlo dall’alta alla bassa pressione;
Regolazione automatica del ciclo frigorifero;
Separazione e blocco di liquido in modo da preservare il compressore.
In Figura 419 si ha l’effetto di abbassamento della pressione del bulbo associato alla valvola
termostatica sul diagramma entropico.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 296
T
A
pb
B
C
s
Figura 419: Azione della valvola Termostatica
In Figura 420 si ha il layout della valvola termostatica che è una comune valvola a funzionamento
automatico regolata dalla temperatura all’evaporatore.
In funzione della temperatura di questo si ha una pressione nel bulbo, indicato con 6, che
produce sulla parte superiore della membrana, indicata con 1, la forza f b . Se, ad esempio, la temperatura
sale, allora aumenta la pressione del fluido contenuto nel bulbo che esercita sulla membrana una forza
verso il basso.
Lo stelo, indicato con 2, trasla verticalmente e l’otturatore, indicato con 3, scende rispetto alla
sede, indicata con 7, che rimane fissa fino, all’equilibrio con la forza della molla, f m , e la forza dovuta alla
pressione all’evaporatore, f e .
La molla di taratura è regolabile con la vite indicata con 5.
Possiamo fare un bilancio del forze sul diaframma della valvola termostatica.
Con riferimento alla Figura 420 si ha:
p p p p
[83]
A m b D
Sommando e sottraendo p B si ottiene:
Figura 420: Layout della valvola termostatica

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 297
Possiamo allora scrivere:
p p p p p 0
[84]
A B D B m
p
psuff
p p p 0 [85]
ove si ha:
p perdite di carico sull’evaporatore
p suff =f(T s ) con T s = 47 °C.
Per dimensionare la molla di spinta occorre avere:
pm
psuff
p
[86]
VALVOLA DI ESPANSIONE ELETTRICA
suff
m
Il segnale proveniente dall’evaporatore può essere utilizzato per comandare una valvola
termostatica di tipo elettrico che ha il vantaggio di non avere parti esterne da controllare e pertanto
offrono un funzionamento più affidabile.
4.14 SEPARATORI DI LIQUIDO
Figura 421: Schema di installazione di una valvola termostatica elettrica
Questi componenti sono necessari quando all’uscita dall’evaporatore x

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 298
dall'evaporatore
Figura 422: Layout di un separatore d’olio
TRAPPOLA DI LIQUIDO
al condensatore
all'evaporatore
Figura 423: Separatore di liquido a rallentamento
Per altre notizie si consultino i manuali specializzati e i testi dei corsi di Impianti Industriali.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 299
5 DICHIARAZIONE ISPESL
Gli impianti di riscaldamento, con una potenzialità superiore a 34,9 kW (30.000 Kcal/h) al
focolare, sono regolamentati dal DM 1/12/1975, titolo II: Norme di sicurezza per gli apparecchi
contenenti liquidi caldi sotto pressione e relative specificazioni tecniche applicative (Raccolta R).
Gli impianti di riscaldamento possono essere suddivisi in:
impianti di riscaldamento a vaso di espansione aperto
impianti di riscaldamento a vaso di espansione chiuso.
Prima dell’installazione, deve essere presentata domanda in bollo al dipartimento ISPESL
competente per territorio.
A tale domanda debbono essere allegati:
- modello ISPESL RD, firmato dalla ditta installatrice, nel quale saranno indicati i dati di
identificazione dell’impianto e del luogo di installazione;
- relazione tecnica redatta sul modello ISPESL RR (per un solo generatore di calore) o RR1 (per
più generatori di calore), nei quali Il progettista indicherà tutte le caratteristiche richieste,
ponendo particolare attenzione alla suddivisione dei circuiti dell’impianto, alle capacità dei
relativi vasi di espansione e alla correlazione fra pressione e temperatura. Questi modelli
debbono essere firmati da un tecnico progettista iscritto all’Albo
- dichiarazioni del tecnico progettista secondo quanto richiesto nell’ appendice VI, della
Raccolta R:
- disegno schematico dell’impianto
- fotocopia della prima pagina del libretto matricolare del vaso chiuso, se la sua capacità è
superiore ai 25 l.
Qualora l’esame del progetto risulti positivo, l’utente provvederà a richiedere con un’altra
domanda in bollo la verifica di impianto.
A seguito di ogni domanda, l’utente riceverà un bollettino con indicato l’importo per la
prestazione richiesta. A versamento effettuato, l’utente provvederà ad inviare l’attestazione di
pagamento, senza la quale non sarà possibile effettuare la prestazione richiesta.
5.1 MODULISTICA DA PRESENTARE:
- Richiesta di esame dei progetto, ai sensi dei D.M. 1/12/1975;
- duplice copia dei modelli RD - RR - RR/1;
- schema di progetto;
- dati complementari.
Di seguito si ha la modulistica completa per la denuncia ISPESL di un impianto di riscaldamento.
Si illustrerà la procedura mediante un esempio completo nel quale sono completate del tutti le
schede RD, RR ed RR1.
Per la piena comprensione dei riquadri è opportuno fare riferimento ai disegni che rappresentano
il layout della centrale termica con il particolare del collettore di mandata.
Particolare attenzione va posta al dimensionamento dei vasi di espansione chiusi e alla selezione
delle valvole di sicurezza.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 300
D.M. 01.12.1975
Generatori di calore per impianti di riscaldamento ad acqua calda sotto pressione
con temperatura non superiore a quella di ebollizione a pressione atmosferica.
RACCOLTA "R"
ELENCO DELLE FASI DELLA PRASSI OPERATIVA
LISTA DI VERIFICA
UTENTE:
Edificio
Indirizzo
N° pratica
Caldaia
Potenza focolare
Combustibile
Vaso
Dipartimento ISPESL di
A.S.L. di
Si tratta di una lista di verifica che costituisce anche una guida per i vari adempimenti necessari per
l'omologazione delle Centrali Termiche.
E' importante che l'utente, o per esso l'operatore incaricato, provveda a tutti gli adempimenti previsti, fino al n.17 della
lista di verifica, in quanto, diversamente, la Centrale Termica non risulterebbe in regola con le disposizioni di legge.
Nella lista di verifica, per Esecutore si intende l'operatore che normalmente predispone gli elaborati, raccogliendo
eventualmente le firme dei soggetti obbligati. Per l'identificazione dei titolari dell'obbligo, vedere il paragrafo delle
istruzioni.
Data
Esecutore
1. Stesura del progetto della centrale termica Progettista
2. Domanda in carta bollata; Progettista
Richiedente
(Progettista, lnstallatore o Utente)
Modulo RD (denuncia) 2 copie Progettista
Moduli RR - RR/1 (relazione) 2 copie Progettista
Firma lnstallatore lnstallatore
3. Invio al Dipartimento I.S.P.E.S.L. (raccomandata A.R.) Progettista
4. Risposta I.S.P.E.S.L. al Richiedente (Progettista o lnstallatore o Utente)
I.S.P.E.S.L.
con allegato bollettino di versamento
5. Versamento bollettino £ Utente
6. Spedizione dell'originale dell'attestazione di versamento al Dipartimento
I.S.P.E.S.L. (raccomandata A.R.)
7. Risposta esito esame del progetto al Richiedente (Progettista o lnstallatore
o Utente)
Esito: positivo negativo
Motivi dell'esito negativo:
kW
Progettista o
Utente
I.S.P.E.S.L.
8. Esecuzione lavori Inizio lnstallatore
Termine
9. Raccolta delle dichiarazioni dell'installatore e delle certificazioni di caldaie
e dispositivi di sicurezza e di protezione, ai sensi del Cap. R.4.A. o R.4.B.,
secondo i modelli predisposti
lnstallatore
Dir. Lavori

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 301
0.
1.
2.
3.
4.
5.
Data
Esecut
ore
Verifica 1 a cura del direttore dei lavori della corretta esecuzione e della
Dir.
documentazione fornita, di cui al punto 9, ai sensi dei capitolo R.4.A o
Lavori
R.4.B.
Domanda 1 di omologazione dell‟impianto in carta bollata a nome del Dir.
capacità > 25 dm 3
Richiedente_________________________
Lavori o Utente
Allegare copie del Libretto degli eventuali vasi di espansione chiusi di
o lnstallatore
Risposta 1 I.S.P.E.S.L. al Richiedente (Dir. Lavori o lnstallatore o Utente)
I.S.P.E.
con allegato bollettino di versamento
S.L.
Versamento 1 bollettino £ Utente
Spedizione 1 dell'originale dell'attestazione di versamento al Dipartimento
I.S.P.E.S.L. (raccomandata A.R.)
Visita 1 di verifica a cura dei tecnico I.S.P.E.S.L. Alla visita è opportuno
siano presenti l'installatore, l'Utente e il Direttore Lavori. All'atto della visita
bisogna consegnare al tecnico I.S.P.E.S.L. la documentazione di cui al
punto 9
Esito: positivo negativo
Motivi dell'esito negativo:
Dir.
Lavori o Utente
I.S.P.E.
S.L.
Rilascio 1 del certificato di omologazione (libretto matricolare) I.S.P.E.
6.
S.L.
Domanda 1 in carta semplice per la verifica periodica. (Da presentare, per
Dir.
7. conto dell'utente, a cura del Direttore Lavori subito dopo il rilascio del
Lavori
certificato di omologazione).
Controlli 1 periodici - ogni 5 anni a cura dell'A.S.L.
8.
18.1 Controllo A.S.L. Data
Esito: positivo negativo A.S.L.
Motivi dell'esito negativo:
18.2 Controllo A.S.L. Data
Esito: positivo negativo A.S.L.
Motivi dell'esito negativo:
18.3 Controllo A.S.L. Data
Esito: positivo negativo A.S.L.
Motivi dell'esito negativo:

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 302
MA
RCA DA
BOLLO
Spett.le
I.S.P.E.S.L.
Dipartimento di
via
c.a.p.
città
OGGETTO: Richiesta di Verifica Omologativa di nuovo impianto ai sensi dell'Art. 22 D.M. 01.12.75 e
del Decreto lnterministeriale 22.07.86.
Utente
Via
Comune (Prov )
Il sottoscritto
cognome
nome
con sede in
città prov. Via
nella sua qualità di
chiede
LA VERIFICA OMOLOGATIVA SUL LUOGO DELL'IMPIANTO.
Impianto di riscaldamento ad acqua calda, n° di pratica:
Potenzialità del focolare espressa in kW:
Eventuali vasi di espansione chiusi di capacità superiore a 25 dm 3 :
Si allega fotocopia del frontespizio del libretto matricolare dei vasi di espansione sopra elencati (n
Persona da contattare per concordare il collaudo:
Nominativo
N° telefonico
fotocopie).
Data,
Timbro e firma

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 303
D.M. 01.12.1975
Generatori di calore per impianti di riscaldamento ad acqua calda sotto pressione con temperatura
non superiore a quella di ebollizione a pressione atmosferica.
RACCOLTA "R"
DOCUMENTAZIONE DA CONSEGNARE AL TECNICO I.S.P.E.S.L.
ALL'ATTO DELLA VISITA DI VERIFICA OMOLOGATIVA
DELL'IMPIANTO DI RISCALDAMENTO
"A"
Dichiarazioni del tecnico qualificato
"B"
Certificazioni
CAPITOLO R.4.B. - Punto 2.1
VASO CHIUSO
UTENTE:
Edificio
Indirizzo
N° pratica
Caldaia
Potenza focolare
Combustibile
Vaso chiuso
kW
"A" Dichiarazioni dei tecnico qualificato (installatore responsabile):
Nome
Il sottoscritto:
Cognome
Indirizzo
ai sensi del Capitolo R.4.B, punto 2.1.C.
dichiara che:
1) la capacità dell'impianto e quella dei vasi d'espansione sono quelle dichiarate nel progetto approvato;
2) gli scarichi dei dispositivi di sicurezza possono avvenire senza recare danno a persone;
3) i complessi d'interruzione dell'apporto di calore per regolazione e per blocco sono funzionalmente indipendenti fra
loro;
4) gli elementi sensibili dei termostati di regolazione e di blocco, qualora installati sulla tubazione di uscita del
generatore di calore, sono posizionati in modo che la temperatura nei generatori non superi i limiti stabiliti
dalla normativa;
5) (dichiarazione attestante, qualora non siano state installate valvole di scarico termico o valvole d'intercettazione del
combustibile, che esiste nell'impianto la correlazione fra aumento della pressione e corrispondente aumento della
temperatura);
NOTA: cancellare la voce che non interessa.
5.1) non esiste la correlazione fra aumento di pressione e corrispondente aumento della temperatura;
è pertanto installata la valvola di intercettazione del combustibile (oppure la valvola di scarico termico);

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 304
oppure:
5.2) esiste la correlazione fra aumento di pressione e corrispondente aumento della temperatura.
In tal caso i circuiti intercettabili hanno le seguenti capacità:
CIRCUITO DENOMINAZIONE CAPACITÀ (dm 3 )
1
2
3
4
5
6) I pressostati ed i termostati di regolazione e di blocco sono indipendenti negli organi di comando e di controllo.
Data,
Firma
"B" Certificazioni - Vaso chiuso
Si allegano le seguenti certificazioni, corrispondenti alle caselle barrate:
1) certificazione rilasciata dal costruttore attestante il buon esito della prova idraulica del generatore;
quantità n°
2) certificazione di taratura al banco da parte dell'A.N.C.C. (ora I.S.P.E.S.L.) delle valvole di sicurezza;
quantità n°
3) certificazione di taratura al banco da parte dell'A.N.C.C. (ora I.S.P.E.S.L.) delle valvole di intercettazione del
combustibile;
quantità n°
4) certificazione di taratura al banco da parte dell'A.N.C.C. (ora I.S.P.E.S.L.) delle valvole di scarico termico;
quantità n°
5) certificazione di qualifica dei dispositivi di protezione, a meno che gli stessi non
siano contraddistinti con il marchio del fabbricante e gli estremi della qualificazione ottenuta;
5.1) interruttore termico automatico di regolazione; quantità n°
5.2) interruttore termico automatico di blocco; quantità n°
5.3) pressostato di blocco; quantità n°
6) libretto matricolare dei vasi di espansione chiusi collaudati I.S.P.E.S.L., con
riportata certificazione rilasciata dal costruttore attestante il buon esito della prova idraulica;
quantità n°
7) fotocopia patentino di abilitazione alla conduzione degli impianti termici con potenzialità superiore
a 232 kW (solo se a combustibile liquido).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 305
5.2 ESEMPIO DI DENUNCIA ISPESL
Si riporta un esempio di denuncia completa ISPESL di un progetto fittizio.
MARCA
DA
BOLLO
Spett.le
I.S.P.E.S.L.
DIPARTIMENTO DI
MILANO
Via Mangiagalli, 3
via
20133 Milano
cap.
città
Oggetto: DENUNCIA DI IMPIANTO TERMICO AD ACQUA CALDA AI SENSI DELL‟ART. 18
D.M. 01/12/1975
UTENTE Condominio Primula Rossa
INDIRIZZO Via Balzac 12
COMUNE BRUGHERIO (PROV. MI )
Il sottoscritto XYXYXYX Andrea
cognome
nome
con sede in Milano MI Via Franco Franchi 18
città prov. Indirizzo
nella sua qualità di legale rappresentante della ditta installatrice
C H I E D E
l‟esame del progetto relativo all‟impianto di riscaldamento installato in
Via Balzac 12 Milano
di cui si allega la documentazione in duplice copia.
Data, 28/09/1999
Termica XYXYXY
Allegati (in duplice copia):
· Mod. RD.
· Mod. RR - RR/1.
· Schema di progetto.
· Dati complementari (Appendice VI - Art. 8)
(Timbro e Firma)
All. URP
3.2-1

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 306
D.M. 01.12.1975
I.S.P.E.S.L. - RACCOLTA ‘R’
GENERATORE DI CALORE PER IMPIANTI DI RISCALDAMENTO AD
ACQUA CALDA SOTTO PRESSIONE CON TEMPERATURA NON
SUPERIORE A QUELLA DI EBOLLIZIONE A PRESSIONE ATMOSFERICA
- Mod RD - Denuncia di impianto centrale di riscaldamento ad acqua calda.
- Mod RR - RR/1 - Relazione tecnica per impianto centrale di riscaldamento ad acqua calda.
- Schema di progetto e dati complementari - Raccolta „R‟ (Appendice VI - Art. 8)
UTENTE
Condominio Primula Rossa
Indirizzo Via Balzac 12
Comune BRUGHERIO ( MI )
INSTALLATORE
Termica XYXYXYX
Indirizzo Via Franco Franchi 18
Comune Milano ( MI )
Data, 28/09/1999
Nome e Cognome del Progettista
Indirizzo del Progettista

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 307
ISPESL
SEZIONE I.S.P.E.S.L. - DIPARTIMENTO DI
Via Balzac 12
indirizzo di installazione dell‟impianto
Mod. RD
Istituto Superiore per la Prevenzione e la Sicurezza del Lavoro
(Legge 23/12/1978, n. 833; Legge 12/8/1982, n. 597)
Dipartimento Periferico di MILANO
Legge 16 giugno 1927, n. 1132
(Regolamento RD 12/5/1927, n. 824 - DM 1/12/1975)
Denuncia di impianto centrale di riscaldamento ad acqua calda
MILANO
COMUNE Milano PROVINCIA MI CAP 2 0 0 1 0
Condominio Primula Rossa
nome o ragione sociale
Via Balzac 12
indirizzo
COMUNE Milano PROVINCIA MI CAP 2 0 0 1 0
Termica i
nome o ragione sociale
Via Franco Franchi 18
indirizzo per invio corrispondenza
COMUNE Milano PROVINCIA MI CAP 2 0 0 1 6
POTENZIALITA‟ GLOBALE(*) kW 2 7 6 , 4
Estremi impianto da modificare
X
NUOVA ESISTE DA MODIFICARE (R)
DESTINAZIONE: X RISCALDAMENTO AMBIENTI PRODUZIONE ACQUA CALDA PER SERVIZI
Cognome XYXYXYXi Nome Andrea
Recapito: COMUNE Milano PROVINCIA MI
Indirizzo: Via Franco Franchi 18
Nella mia qualità di legale rappresentante della ditta installatrice Termica XYXYXY
dichiaro che gli elementi forniti corrispondono alla realtà.
Data: 2 8 0 9 1 9 9 9 Firma
g m a
(*) Per potenzialità si intende quella del focolare (cioè quella del bruciatore). Nel caso di impianti con più di un generatore la
potenzialità è la somma delle potenzialità dei vari generatori.
N. della pratica (R)
Sigla
Matricola
All. URP 3.2-2
. Mod. RR

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 308
I.S.P.E.S.L.
ISTITUTO SUPERIORE PER LA PREVENZIONE E LA SICUREZZA DEL LAVORO
Relazione tecnica per impianto centrale di riscaldamento ad acqua calda
DATI TECNICI DELL'IMPIANTO
(R)
Mod. RR/1
con riferimento al generatore n. ordine 1
(Barrare solo le caselle interessate)
Contenuto di acqua 2986
dell‟impianto : litri
VASO DI ESPANSIONE APERTO
VASO DI ESPANSIONE CHIUSO
Capacità totale : litri utile: litri Capacità totale: 250 litri
Dislivello vaso/generatore m Dislivello generatore/sommità impianto 14 m
Tubo di sfogo
Dislivello vaso/valvola di sicurezza +1,0 m
diametro interno mm Tipo: autopressurizzato X a diaframma pre-pressurizzato
protezione dal gelo SI N Potenzialità nominale globale dei generatori serviti:
O
248,8 kW ripartita su n. 1 circuiti
diametro interno mm Pressione iniziale pi 1,82 bar
Tubi di troppo pieno scarico visibile SI N
O
protezione dal gelo SI N
O
Pressione di targa 6 bar
Diametro interno tubo di collegamento 21,7 mm
VALVOLE DI SICUREZZA (n. 1 )
TUBAZIONE DI SICUREZZA: protezione dal gelo SI N Tipo : ordinaria ad alzata controllata X qualificata
O
Potenzialità nominale resa all'acqua dei
generatori serviti kW Diametro interno orifizio 20 mm
Diametro interno minimo mm Pressione di taratura 4 bar
Lunghezza effettiva m Sovrapressione 10 %
Lunghezza virtuale m Portata di scarico di vapore 533,6 kg/h
VALVOLA A TRE VIE DI INTERCETTAZIONE DEL GENERATORE
VALVOLA DI SCARICO TERMICO
Diametro della valvola mm Portata di scarico di acqua kg/h
diametro interno mm Esiste blocco del flusso di combustibile? SI NO
Tubo di sfogo lunghezza effettiva m Il reintegro è con il seguente sistema :
lunghezza virtuale
DISPOSITIVI DI CONTROLLO
Manometro, graduato in bar fino a 6 con attacco per il controllo.
Termometro, graduato fino a 120 °C con pozzetto per il controllo.
DISPOSITIVI DI PROTEZIONE
Esiste l‟interruttore termico automatico di regolazione ? x SI NO
m
Esiste l‟interrutore termico automatico di blocco ? x SI NO Ne esiste un secondo ? SI NO x
Esiste il pressostato di blocco ? x SI NO
Esiste il flussostato ? SI NO x
DISPOSITIVI E SISTEMI SPECIALI PER IMPIANTI ALIMENTATI A COMBUSTIBILE SOLIDO
Esiste il dispositivo di allarme acustico ? SI N
O
Esiste il dispositivo di arresto automatico dell‟aria comburente ? SI N
O
L‟impianto è a circolazione naturale, senza organi di intercettazione sul circuito dell‟acqua ? SI N
O
Il generatore è corredato di:
riscaldatore d‟acqua di consumo
scambiatore di calore di emergenza
Il riscaldatore (o lo scambiatore) è munito di scarico di sicurezza termico ? SI N
O
Il generatore è corredato di focolare meccanico, con adduzione meccanica dell‟aria comburente ? SI N
O
IL TECNICO

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 309
D.M. 01.12.1975
I.S.P.E.S.L. - RACCOLTA ‘R’
GENERATORE DI CALORE PER IMPIANTI DI RISCALDAMENTO AD ACQUA CALDA
UTENTE
Condominio Primula Rossa
Indirizzo Via Balzac 12
Comune Milano ( MI )
INSTALLATORE
Termica XYXYXY
Indirizzo Via Franco Franchi 18
Comune Milano ( MI )
SCHEMA DI PROGETTO E DATI COMPLEMENTARI
COMMENTO
1- ELENCO DEI COMPONENTI INDICATI SULLA TAVOLA GRAFICA CON LA DESCRIZIONE
DELLE LORO CARATTERISTICHE
2- COMMENTO AI DATI INDICATI SULLA TAVOLA GRAFICA ED INDICAZIONI DI PROGETTO
3- DATI COMPLEMENTARI - RACCOLTA „R‟ (Appendice VI - Art. 8)
4- TAVOLA GRAFICA N° 1234/99
Data 28/09/1999
Nome e Cognome del Progettista
Indirizzo del Progettista)

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 310
1- ELENCO DEI COMPONENTI INDICATI SULLA TAVOLA GRAFICA CON LA DESCRIZIONE DELLE LORO
CARATTERISTICHE
1 Bruciatore
Bruciatore
Costruttore
Talisman
Tipo
MP3
Combustibile
Metano
Potenza nominale (Qb) 248,8 kW
Caldaia
2 Caldaia
Costruttore
Similar
Tipo 2R 14
Potenza termica utile (Qu) 248,8 kW
Potenza termica al focolare (Qf) 276,4 kW
Pressione massima di esercizio (Peg) 5 bar
Valvola di sicurezza
3 Valvola di sicurezza
Costruttore
Caleffi
Tipo 527540
Qualifica
QUALIFICATA
Diametro nominale (Dv) 3/4"
Diametro orifizio (Do) 20 mm
Coefficiente di efflusso (K) ,67
Portata di scarico vapore (W) 533,6 kg/h
Potenza termica scaricabile (Qt) 309,5 kW
Numeri di valvole (Ns) 1
Potenza termica scaricabile totale (Qtv) 309,5 kW
Pressione di taratura (Pt) 4 bar
Sovrapressione (Sp) 10 %
Pressione di scarico (Psc) 4,4 bar
4 Vaso di espansione a diaframma
Vaso di espansione a diaframma
Circuito
Unico
Contenuto d'acqua dell'impianto (C) 2986 litri
Pressione assoluta iniziale precarica (Pi ass) 2,83 bar
Pressione finale assoluta (Pf ass) 5,13 bar
Pressione massima esercizio (relativa) (Pev) 6 bar
Capacità del vaso (proposta) (Cv prop) 240 litri
Volume d'espansione (Ve) 107 litri
Capacità del vaso (adottata) (Cv ad) 250 litri
Correlazione tra aumento t e p
ASSENTE

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 311
5 Interruttore termico automatico di regolazione
Interruttore termico automatico di regolazione di tipo omologato tarato ad una temperatura non
superiore a 95 °C.
Costruttore
Tipo
in caldaia
6 Interruttore termico automatico di blocco
Interruttore termico automatico di blocco a riarmo manuale di tipo omologato tarato ad una
temperatura non superiore a 100 °C.
Costruttore
Tipo
in caldaia
7 Pressostato di blocco
Pressostato di blocco a riarmo manuale di tipo omologato.
Costruttore
Caleffi
Tipo
SQ-D
Pressione di taratura pressostato Ppr 3,80 bar
8 Indicatore di temperatura
Indicatore di temperatura con scala graduata in °C e fondo scala di 120 °C.
Costruttore
Caleffi
Tipo F 15
9 Pozzetto
Pozzetto per inserzione termometro di controllo con diametro interno non inferiore a 10 mm.
Costruttore -
Tipo -
10 Valvola di intercettazione del combustibile
Valvola di intercettazione del combustibile ad azione positiva non azionata da energia esterna,
omologata.
Costruttore
Caleffi
Tipo 54108
Diametro nominale 1" 1/2

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 312
IMPIANTO A VASO CHIUSO
DATI INDICATI SULLA TAVOLA GRAFICA.
Sono indicati sulla tavola grafica allegata:
a) Diametro nominale delle tubazioni in pollici.
b) Diametro interno (in mm) delle tubazioni di espansione, di ingresso alla valvola di sicurezza e di scarico
della valvola di sicurezza.
c) Altezza idrostatica Hi.
d) Altezza dello sbocco della valvola di sicurezza.
e) Altezza dell'attacco del vaso di espansione.
f ) Posizione dei dispositivi di protezione ed i limiti di distanza dall'uscita della caldaia (ove richiesto).
g) Raggi di curvatura “R” del tubo di collegamento del vaso di espansione.
TUBAZIONE DI COLLEGAMENTO TRA IL GENERATORE ED IL VASO DI ESPANSIONE.
La tubazione di collegamento tra generatore e vaso di espansione deve essere protetta dal gelo, deve
essere realizzata in modo da non presentare punti di accumulo di incrostazioni o depositi e deve avere curve
con raggio di curvatura “R” non inferiore a 1,5 volte il diametro interno.
PRESCRIZIONI PER IL POSIZIONAMENTO DEI DISPOSITIVI DI SICUREZZA,
PROTEZIONE E CONTROLLO.
La tabella seguente descrive le prescrizioni per il posizionamento dei dispositivi di sicurezza,
protezione e controllo (riguarda le distanze dal generatore e le tubazioni di installazione).
COMPONENTI TIPO COMPONENTE INSTAL-
LATO SUL GENERATO-
RE DI CALORE O SULLA
TUBAZIONE AD UNA
DISTANZA MASSIMA
DALLA CALDAIA DI:
INSTALLAZIONE PRIMA
DI QUALSIASI VALVOLA
DI INTERCETTAZIONE E
TUBAZIONE DI INSTAL-
LAZIONE
RIFERIMENTO
RACCOLTA R
ISPESL
ED. 1982
VALVOLA DI SICUREZZA SICUREZZA 1,0 m SI - MANDATA R.3.B. 2.4.
VALVOLA INTERCETTAZIONE SICUREZZA 0,5 m SI - MANDATA R.2.A. 4.2.
COMBUSTIBILE
TERMOSTATO DI REGOLAZIONE PROTEZIONE 0,5 m SI - MANDATA R.2.B. 1.8.
TERMOSTATO DI BLOCCO PROTEZIONE 0,5 m SI - MANDATA R.2.B. 1.8.
PRESSOSTATO DI BLOCCO PROTEZIONE (-) SI - MANDATA R.2.B. 1.8.
TERMOMETRO CONTROLLO (-) SI - MANDATA R.2.C. 3.4.
POZZETTO PER TERMOMETRO CONTROLLO (-) SI - MANDATA R.2.C. 3.4.
CAMPIONE
MANOMETRO CON FLANGIA CONTROLLO (-) SI - MANDATA O R.2.C. 2.5.
RITORNO
VASO DI ESPANSIONE (-) SI - MANDATA O R.3.B. 3.5.
RITORNO
(VALVOLA DI SCARICO TERMICO) SICUREZZA 0,5 m SI - MANDATA R.2.A. 3.3.
(FLUSSOSTATO) (-) NO R.3.B. 5.4.
(-) non è prevista una distanza massima.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 313
COLLEGAMENTI ELETTRICI.
L‟installatore idraulico dovrà richiedere all‟installatore elettricista che siano rispettate le prescrizioni di
seguito elencate.
· I termostati devono essere indipendenti negli organi di comando e di controllo.
· Nel caso di bruciatori monofase è ammesso il collegamento in serie dei termostati di regolazione, di
blocco e del pressostato di blocco purché detti dispositivi interrompano direttamente il circuito elettrico di
alimentazione (senza fare uso di contattori intermedi).
· Nel caso di bruciatori atmosferici i termostati di regolazione e di blocco devono agire su due distinte
elettrovalvole di intercettazione del gas (che possono essere riunite in un unico corpo multifunzionale).
· Nel caso di bruciatori trifase il termostato di regolazione deve agire su un contattore, mentre il termostato
di blocco e il pressostato di blocco devono agire su un secondo contattore.
Entrambi i contattori devono interrompere direttamente il circuito elettrico di alimentazione.
DOCUMENTI DA CONSERVARE E DA CONSEGNARE PER LA VISITA DI VERIFICA
OMOLOGATIVA.
E‟ onere dell‟installatore raccogliere, conservare e consegnare all‟utente (con documento di ricevuta) i
seguenti documenti:
COMPONENTE
DOCUMENTO DA CONSERVARE
CALDAIA
CERTIFICATO DEL COSTRUTTORE: PROVA IDRAULICA
VALVOLA INTERCETTAZIONE COMBUSTIBILE
VALVOLA DI SICUREZZA
CERTIFICATO DI TARATURA A BANCO
CERTIFICATO DI TARATURA A BANCO
VASI DI ESPANSIONE OLTRE 24 LITRI
LIBRETTO MATRICOLARE
TERMOSTATO DI REGOLAZIONE
CERTIFICATO DI RISPONDENZA PROTOTIPO
TERMOSTATO DI BLOCCO
CERTIFICATO DI RISPONDENZA PROTOTIPO
PRESSOSTATO DI BLOCCO
CERTIFICATO DI RISPONDENZA PROTOTIPO
Inoltre l‟installatore dovrà rilasciare, dopo la fine lavori, la dichiarazione di tecnico qualificato secondo
le disposizioni ISPESL.
NOTA: Per tutti i componenti di nuova installazione conservare il certificato di omologazione e
riporlo nell'apposita cassetta porta documenti, in quanto da presentare al funzionario
ISPESL in sede di collaudo.
In caso di smarrimento del certificato il componente dovrà essere sostituito.
ISOLAMENTO TERMICO DELLE TUBAZIONI.
L‟isolamento termico delle tubazioni corrisponderà alle indicazioni della legge n. 10/91 e del DPR
412/93. Per tubazioni correnti in centrale termica gli spessori saranno il 100% dell‟Allegato B - DPR 412, pari
a:
CONDUTTIVITÀ
(W/m°C)
DIAMETRO ESTERNO DELLA TUBAZIONE
(mm)
< 20 da 20 a 39 da 40 a 59 da 60 a 79 da 80 a 99 >100
0.030 13 19 26 33 37 40
0.032 14 21 29 36 40 44
0.034 15 23 31 39 44 48
0.036 17 25 34 43 47 52
0.038 18 28 37 46 51 56
0.040 20 30 40 50 55 60
0.042 22 32 43 54 59 64
0.044 24 35 46 58 63 69
0.046 26 38 50 62 68 74
0.048 28 41 54 66 72 79
0.050 30 44 58 71 77 84
Nella tavola grafica la scritta IS ___ indica lo spessore (in mm) dell‟isolante, avente una conduttività di
prova a 50°C (lambda) non superiore a 0,041 W/m°C.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 314
RIFERIMENTI NORMATIVI PER LE PRESCRIZIONI DI SICUREZZA,
ANTINCENDIO, RISPARMIO ENERGETICO ED IMPIANTI ELETTRICI.
Il locale focolari, l'impianto di alimentazione del combustibile, l‟aerazione, gli apparecchi ed i bruciatori,
i canali di fumo, i camini, l'impianto elettrico e le strutture edili devono essere conformi alle vigenti
disposizioni di legge:
a) per impianti elettrici:
• Legge n. 186/68
• Norma CEI 64-8
• Norma CEI 64-2
b) per combustibili liquidi (norme antincendio):
• Legge n. 615/66
• DPR 22.12.1970 n. 1391
• Circolare del Ministero dell‟Interno n. 73 del 29.07.1971
c) per combustibili gassosi (norme antincendio):
• D.M. 12.04.1996
• Legge n. 1083/71
• Norme UNI - CIG
• D.M. 24.11.1984
d) per la sicurezza:
• Legge n. 46/90
• DPR n. 547/55
• DLgs n. 626/94
e) per il risparmio energetico:
• Legge n. 10/91
• DPR n. 412/93
• D.M. 13.12.1993
Alla fine dei lavori l‟installatore dovrà rilasciare la dichiarazione di conformità ai sensi della legge n.
46/90, completa degli allegati obbligatori in 3 copie (n.1 per l‟utente, n.1 per il Comune e n.1 per la Camera
di Commercio).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 315
3 - DATI COMPLEMENTARI - RACCOLTA “R” (APPENDICE VI - ART. 8)
IMPIANTO A VASO CHIUSO
a) Nell‟impianto è prevista sia la valvola di sicurezza sia la valvola di intercettazione combustibile in quanto
non esiste correlazione tra l‟aumento di temperatura e l‟aumento di pressione.
b) In luogo della valvola di scarico termico si è impiegata la valvola di intercettazione del combustibile.
c) La pressione di precarica del vaso è di: 1,82 bar
d) Non è prevista l‟interruzione di apporto del calore all‟atto dell‟arresto della circolazione.
e) Lo scarico delle valvole di sicurezza, delle eventuali valvole di scarico termico e delle eventuali valvole
di intercettazione a tre vie risulta ubicato in modo da non recare danni alle persone o alle cose in caso
di intervento.
f )
La distanza degli organi di sicurezza, di protezione e di controllo dall‟uscita dal generatore non è
maggiore dei valori previsti, come indicato nella tabella precedentemente riportata.
g) E‟ attuata l‟indipendenza dei dispositivi di protezione mediante almeno due circuiti separati, salvo il caso
in cui operino su un bruciatore azionato da un motore monofase.
h) La pressione di esercizio dichiarata dal costruttore del generatore è tale da assicurare la sua stabilità
anche alla temperatura massima di intervento degli organi di sicurezza.
i )
La valvola di intercettazione a tre vie, se esistente sull‟impianto, non presenta posizioni di manovra in
cui risultino contemporaneamente intercettate entrambe le vie di uscita, oppure in cui una delle due vie
sia completamente chiusa e l‟altra aperta solo parzialmente.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 316
5.3 ESEMPIO DI DIMENSIONAMENTO DI COMPONENTI ISPESL
Dimensionamento vaso di espansione chiuso
Edificio
Condominio Primula Rossa
Via Balzac 12 - BRUGHERIO (MI)
Committente AMMINISTRATORE Rag. PIGA Augusto
Via Rembrant 14 - VIMERCATE (MI)
Impianto
Centrale termica condominale ad uso riscaldamento
Progettista EDILCLIMA S.r.l. - Progettazione Impianti - Tel. 0322/835816
Via Torrione, 30 - 28021 BORGOMANERO (NO)
Generatore n° 1
Marca e modello Similar 2R 14
Potenza termica al focolare Qf 276,4 kW
Potenza termica utile Qu 248,8 kW
Pressione di esercizio Peg 5,00 bar
Circuito
Pressione atmosferica Pa 1,01 bar
Contenuto d‟acqua totale del circuito C 2986 litri
Coefficiente di dilatazione globale e 0,036 dm³/dm³
Altezza idrostatica dell‟impianto Hi 14,0 m
Aumento pressione di precarica del vaso Pr 0,50 bar
Altezza della valvola di sicurezza Hvs 1,5 m
Altezza del vaso di espansione Hve 0,5 m
Valvola di sicurezza
Marca e modello Caleffi 527540
Pressione di taratura Pt 4,00 bar
Sovrapressione Sp 10 %
Diametro Dv 20 mm
Risultati
Numero di vasi Nv 1
Capacità totale Cv 250 litri
Pressione massima di esercizio del vaso Pev 6,00 bar
Diametro del tubo di collegamento Dt 21,7 mm
Raggio di curvatura Rt 33 mm
Vasi scelti
Marca Modello Capacità (litri) Pressione (bar)
Caleffi 556250 250 6,00
Controlli
Pressione massima di esercizio del generatore Peg Pt * (1 + Sp/100) bar 5,00 4,40 Sì
Pressione massima di esercizio del vaso adottato Pev ad Pev prop bar 6,00 4,50 Sì
Pressione massima di esercizio del vaso adottato Pev ad Pf rel effettivo bar 6,00 3,95 Sì
Aumento pressione di precarica del vaso Pr 0.15 bar 0,50 0,15 Sì
Capacità del vaso adottato Cv ad Cv prop dm³ 250 240 Sì
Diametro adottato Dt ad Dt prop mm 21,7 18,0 Sì
Raggio di curvatura adottato Rt ad 1.5 * Dt at mm 33 33 Sì
Calcolo pressioni
Pressione iniziale Pi ass 2,83 Pi rel 1,82 bar
Pressione finale (valori proposti) Pf ass‟ 5,11 Pf rel‟ 4,10 bar
Pressione finale (valori adottati) Pf ass 4,96 Pf rel 3,95 bar
Pressione di precarica del vaso Pirel 1,82 bar
Volume di espansione C * e 107 dm³
Rif.
Valvola di sicurezza

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 317
Edificio
Committente
Impianto
Dimensionamento valvola di sicurezza
Condominio Primula Rossa
Via Balzac 12 - BRUGHERIO (MI)
AMMINISTRATORE Rag. PIGA Augusto
Via Rembrant 14 - VIMERCATE (MI)
Centrale termica condominale ad uso riscaldamento
Progettista EDILCLIMA S.r.l. - Progettazione Impianti - Tel. 0322/835816
Via Torrione, 30 - 28021 BORGOMANERO (NO)
Generatore n° 1
Marca e modello Similar 2R 14
Potenza termica al focolare Qf 276,4 kW
Potenza termica utile Qu 248,8 kW
Pressione di esercizio Peg 5,00 bar
Pressioni
Pressione massima di esercizio del vaso Pev 6,00 bar
Pressione di taratura pressostato Ppr 3,80 bar
Differenza di pressione vaso-valvola per quota dq 0,10 bar
Fondo scala manometro 6,00 bar
Valvola di sicurezza
Marca
Caleffi
Modello 527540
Pressione di taratura Pt 4,00 bar
Sovrapressione di apertura Sp 10 %
Diametro valvola Dv 3/4"
Risultati
Numero di valvole Ns 1
Potenza utile della valvola scelta Qv 309,5 kW
Potenza totale delle valvole Qtv 309,5 kW
Potenza minima da adottare Qu 248,8 kW
Dati
Sezione netta A 3,1416 cm²
Coefficiente di efflusso K 0,67
Pressione di scarico Psc 4,40 bar
Valore M (Racc. R - Cap. R.2.A. Punto 2) M 0,710
Diametro orifizio Do 20 mm
Diametro della tubazione di uscita dalla valvola Ø sc 1"
Portata di scarico vapore W 533,6 kg/h
Controlli
Portata di scarico vapore W Qu / 0.58 kg/h 533,6 429,0 Sì
Potenza termica scaricabile Qtv Qu kW 309,5 248,8 Sì
Sovrapressione di apertura Sp Ap 20 % 10 20 % Sì
Scarto di chiusura Sp Ch 20 % 20 20 % Sì
Pressione di esercizio del generatore Peg Psc bar 5,00 4,40 Sì
Pressione di esercizio del vaso tenuto conto del
dislivello tra vaso e valvola
Pev Psc + dq bar 6,00 4,50 Sì
Se Qu 580 kW X Ns 1
Se Qu > 580 kW Ns 2
Sì

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 318
Rif.
Edificio
Committente
Impianto
Valvola di intercettazione del combustibile
Dimensionamento valvola di intercettazione del combustibile
Condominio Primula Rossa
Via Balzac 12 -Milano)
AMMINISTRATORE Rag. UUUUU Augusto
Via Rembrant 14 - Milano (MI)
Centrale termica condominale ad uso riscaldamento
Progettista Nome e Cognome del Progettista
Indirizzo del Progettista)
Generatore n° 1
Marca e modello Similar 2R 14
Potenza termica al focolare Qf 276,4 kW
Potenza termica utile Qu 248,8 kW
Pressione di esercizio Peg 5,00 bar
Circuito
Combustibile
Metano
Moltiplicatore della portata MP 1,0
Potere calorifico inferiore 34,00 MJ/Stm³
Portata Gc 29,27 Stm³/h
Dp ammissibile Dpa 20 daPa
Valvola intergettazione del combustibile
Numero di valvole Ni 1
Marca
Caleffi
Modello 54108
Misura 1" 1/2
Dp effettivo Dpe 11 daPa
Controlli
Dp effettivo Dp ammissibile Dpe Dpa daPa 11 20 Sì

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 319
Rif.
Edificio
Committente
Impianto
Dimensionamento dispositivi a vaso chiuso
Condominio Primula Rossa
Via Balzac 12 Milano (MI)
AMMINISTRATORE Rag. XXXX Augusto
Via Rembrant 14 - Milano (MI)
Centrale termica condominale ad uso riscaldamento
Schema impianto a vaso chiuso
Progettista Nome e Cognome
Indirizzo del Progettista
Generatore n° 1
Marca e modello Similar 2R 14
Potenza termica al focolare Qf 276,4 kW
Potenza termica utile Qu 248,8 kW
Pressione di esercizio Peg 5,00 bar
LEGENDA
C Contenuto d‟acqua totale del circuito Po Pozzetto per termometro campione
Cv Capacità del vaso PR Pressostato
Dpe Dp effettivo Pt Pressione di taratura
Dt Diametro del tubo di collegamento Qf Potenza al focolare
Hi Altezza idrostatica dell‟impianto Qtv Potenza totale delle valvole di sicurezza
Hve Altezza del vaso di espansione Qu Potenza utile del generatore
Hvs Altezza della valvola di sicurezza Qv Potenza della valvola di sicurezza
M Manometro Rt Raggio di curvatura
Ni Numero di valvole di intercettazione del combustibile Sp Sovrapressione di chiusura
Ns Numero di valvole di sicurezza T Termometro
Nv Numero di vasi di espansione TB Termostato di blocco
Peg Pressione di esercizio del generatore TR Termostato di regolazione
Pev Pressione di esercizio del vaso

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 320
5.4 USO DI CAD PER LA DICHIARAZIONE ISPESL
Per la preparazione della dichiarazione ISPESL è oggi possibile utilizzare CAD appositamente
predisposti. Nel prosieguo si presenterà uno dei CAD commerciali disponibile per mostrare come
questi funzionino.
In genere la prima fase è relativa alla preparazione dei dati generali che saranno poi inseriti nel
Modello RD, vedi Figura 424.
Figura 424: Dati generali per la dichiarazione ISPESL
Successivamente si passa e predisporre i moduli previsti per la dichiarazione ISPESL, come
indicato in Figura 425.
Figura 425: Dati per il Modulo RD

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 321
Successivamente si attiva la maschera per i dati del modulo RR, come illustrato in Figura 426.
Figura 426: Dati per il Modulo RR
Si osserva che per i dati tecnici del generatore è possibile attivare una finestra di selezione da una
banca dati solitamente fornita dalla Software House, come illustrato in Figura 428.
Figura 427: Esempio di maschera di selezione dei dati del generatore
Figura 428: Esempio di dati per generatore

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 322
Si osservi nella zona inferiore della Figura 426 la possibilità di selezionare la destinazione d’uso
dei locali riscaldati, come prescritto dalla normativa ISPESL. Inoltre si osservi nella stessa figura
(seconda riga) l’indicazione di utilizzo di un vaso chiuso per il quale si può effettuare il
dimensionamento mediante una maschera di input del tipo riportata in Figura 429.
Figura 429: Dimensionamento del vaso chiuso, Modulo RR1
In questa figura si può osservare la possibilità di selezionare il tipo di vaso di espansione chiuso
(auto pressurizzato, a diaframma, pre pressurizzato), di indicare il contenuto d’acqua di ciascun circuito
considerato 16 , come indicato nell’angolo in basso a sinistra (Generatore ). I dati inseriti in questa
maschera debbono essere quelli reali di impianto e dei componenti utilizzati.
In alcuni casi si hanno software specifici per il dimensionamento dei componenti ISPESL che
consentono di selezionare i componenti di sicurezza da cataloghi commerciali, vedi Figura 430.
Figura 430: Esempio di software di selezione e progetto di componenti di sicurezza ISPESL
16 Il quadro RR1 deve essere ripetuto per ciascun circuito dell’impianto. In particolare si deve considerare il circuito
di ciascun generatore e poi ogni circuito che si diparte dai collettori di mandata e ritorno.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 323
Per il progetto e selezione del vaso di espansione chiuso (ma in base alla scelta fatta in Figura 426
si può anche selezionare un vaso aperto) si ha una maschera di input del tipo di Figura 431.
Figura 431: Maschera di selezione e progetto di un vaso chiuso
Il programma consente, di solito, di selezionare il vaso chiuso commercialmente disponibile con
le caratteristiche di progetto, come indicato in Figura 432.
Figura 432: Selezione di un vaso chiuso da un data base commerciale
Anche per la valvola di sicurezza si ha la possibilità di avere una maschera di selezione, del tipo
indicato in Figura 433, e di progetto, come indicato nella maschera di Figura 434. Naturalmente i dati
qui inseriti debbono essere quelli reali relativi all’impianto realizzato 17 .
17 Si ricordi che la dichiarazione ISPESL viene effettuata dall’Installatore ad impianto realizzato.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 324
Figura 433: Selezione di una valvola di sicurezza da un data base commerciale
Figura 434: Maschera di selezione e progetto di una valvola di sicurezza
Lo stesso discorso può essere fatto per la valvola di intercettazione del combustibile, come
indicato nella Figura 435 per la maschera di input e in Figura 436 per la scelta dal data base
commerciale.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 325
Figura 435: Maschera di selezione della valvola di intercettazione del combustibile
Figura 436: Maschera si selezione di una valvola di intercettazione combustibile da data base
Figura 437: Visualizzazione dei componenti di sicurezza ISPESL

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 326
Come si è già detto in precedenza, la dichiarazione ISPESL deve essere corredata da un disegno
schematico della centrale termica con l’indicazione di tutti i componenti di sicurezza inseriti
nell’impianto.
Figura 438: Esempio di schema centrale per dichiarazione ISPESL
5.5 UN SECONDO USO DI CAD PER DICHIARAZIONE ISPESL
Oltre a programmi propriamente detti sono presenti anche applicativi che utilizzano come
piattaforma di base Excel di Microsoft con l’aggiunta di macro appositamente sviluppate. Nel prosieguo
si ha una rassegna di maschere desunte da un progetto in libreria.
Figura 439: Maschera di input dei dati generali per la dichiarazione ISPESL

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 327
Figura 440: Uso di Excel per la dichiarazione ISPESL

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 328
Figura 441: Modello RD della dichiarazione ISPESL

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 329
Figura 442: Maschera per l’input dei generatori
Figura 443: Maschera di input per la Relazione ISPESL

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 330
Figura 444: Maschera di input per vaso di espansione chiuso
Figura 445: Maschera per l’elenco dei circuiti di impianto

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 331
Figura 446: Maschera di calcolo del vaso chiuso di un circuito
Figura 447: Maschera di calcolo del vaso chiuso di un circuito – Valori calcolati

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 332
Figura 448: Maschera per la richiesta di verifica impianto all’ISPESL
Figura 449: Maschera di input per i dati integrativi di calcolo

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 333
Figura 450: Tabella dei diametri interni delle tubazioni di sicurezza
Figura 451: Tabella di archivio di vasi di espansione

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 334
Figura 452: Tabella delle valvole di sicurezza
Figura 453: Tabella delle valvole di intercettazione combustibile
Figura 454: Tabella delle valvole di scarico termico
La stampa della dichiarazione ISPESL è conforme ai moduli ministeriali e se ne omette la
raffigurazione per motivi di spazio.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 335
6 ENERGIE ALTERNATIVE
Vengono definite energie alternative quelle derivati da fonti energetiche non convenzionali quale
petrolio, gas naturale e carbone. Quest’idea deriva dall’utilizzo di fonti energetiche definite rinnovabili
poiché di origine solare.
L’energia solare e l’energia eolica (sua derivazione terrestre) sono, infatti, derivate dalla radiazione
solare che comunque raggiunge la Terra e che pertanto, se sfruttata, non costerebbe nulla, non
produrrebbe inquinamento e sarebbe praticamente inesauribile, almeno fin quando esisterà il Sole.
In questa sede si desidera puntualizzare alcuni aspetti importanti delle energie alternative che
spesso vengono ignorate o sottaciute.
6.1 CALCOLO DELLA RADIAZIONE SOLARE MEDIA (SOLAR ENERGY
AVAILABILITY)
Se si considera la Terra come una grande sfera nello spazio in movimento attorno al sole e si
applicano le regole della geografia astronomica allora si può calcolare con grande precisione
l’irraggiamento solare 18 che risulta dato da:
Io
Icsr
cos [87]
ove si ha:
I cs costante solare pari a 1353 W/m²;
R correzione per variazione della distanza terra-sole;
cos angolo di inclinazione rispetto alla normale alla superficie terrestre.
La correzione per distanza terra-sole è data da:
F 360n
r H G I
1 0. 033cos K J [88]
365
essendo n il giorno giulianeo 19 . Si definisce angolo solare l’angolo corrispondente allo
spostamento relativo del sole nelle 24 ore per cui si ha =15 °/ora. L’irraggiamento extraterrestre varia
da un minimo di 1325 W/m² a 1415 W/m² durante l’anno.
L’intensità giornaliera extra-atmosferica della irradiazione solare è data dall’integrale della [87]
estesa dall’alba 20 al tramonto e quindi da:
z
s F 24
Ho
Iod
s H G I K J
2 [89]
In geografia astronomica, nota la latitudine di un sito, si definisce declinazione solare l’angolo
rispetto al piano orizzontale corrispondente all’altezza massima del sole e si indica con ed è dato,
indicando con n il giorno giuliano, dalla relazione:
F I
2345 360
HG
284 n
. sin K J
[90]
365
Pertanto si dimostra che la radiazione media giornaliera extra-atmosferica è data dalla relazione:
24 s
24 F
Ho rIcs b
I
cos cos cos sin singd
rIcs cos cos sin
s
s
sin sin
s
K J
2
z
2
180
Per una superficie generica è necessario calcolare l’angolo di inclinazione solare che, mediante
considerazioni di trigonometria sferica, dati la latitudine la declinazione e l’angolo solare , è dato
dalla relazione:
HG
[91]
18 L’irraggiamento solare è dato dall’energia che incide nell’unità di tempo sull’unità di superficie. Le unità di misura
sono [W/m²].
19 Si ricorda che il giorno giulianeo è dato dal numero progressivo del giorno a partire dal 1° gennaio, pari a n=1, fino
al 31 dicembre pari a n=365. In questo modo i giorni dell’anno seguono una numerazione progressiva da 1 a 365.
20 L’alba e il tramonto sono detti sun rise e sun set e indicati con s nella letteratura internazionale.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 336
cos cos cos cos sin sin cos cos cos sin sin cos sin
sin cos sin cos sin cos sin
ove si ha il seguente simbolismo, vedi Figura 455:
[92]
Figura 455: Angoli fondamentali per l’irradiazione solare.
angolo di inclinazione della superficie rispetto al piano orizzontale, 0 180
;
>90° significa superficie rivolta verso il basso;
angolo azimutale dato dalla deviazione rispetto al meridiano locale della proiezione sul
piano orizzontale della normale alla superficie: azimut 0 significa superficie rivolta a sud, per
superficie rivolta ad est si hanno valori negativi e positivi se rivolte ad ovest, pertanto è
180 180
;
angolo solare, 15° per ogni ora di spostamento apparente del sole verso est o verso
ovest;
angolo di declinazione dato dalla posizione del sole a mezzogiorno rispetto al piano
dell’equatore, considerato positivo verso nord e variabile fra 2345 . 2345 . ;
angolo di incidenza fra la radiazione solare sulla superficie e la normale alla stessa
superficie;
latitudine cioè la posizione angolare a nord (positiva) o a sud (negativa) dell’equatore e
variabile fra 90 90
;
Per alcuni casi particolari si hanno le seguenti relazioni:
Superficie orizzontale (=0):
cos h
cos cos cos sin sin
Superficie verticale rivolta verso l’equatore (=90°, =0):
cos vs
sin cos cos cos sin
Superficie rivolta a sud con inclinazione qualunque (=0, qualunque):
cos
cos( )cos cos sinb g
sin
Durata del giorno per superficie orizzontale:
cos
s
tgtg
[93]
da cui si deriva la durata in ore pari a:
T g
2
s
15 [94]
Durata del giorno per superficie inclinata :

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 337
d b g i [95]
'
s
min
s,
ar cos tg tg
L’irradiazione extra-atmosferica su una superficie orizzontale è data dalla [93] mentre quella su
superficie inclinata è data dalla relazione:
24 L
' O
Ho
rIcs cos
s
NM b gcos sin sinb g sin [96]
180 QP
Viene definito il rapporto fra i valori medi giornalieri delle due irradiazioni:
cos cos sin '
b g s
sinb gsin
R b
180
[97]
cos cos sin
s
s
sin sin
180
Con R b
si indica il valore medio mensile.
Su una superficie inclinata arriva, oltre alla radiazione diretta, anche la radiazione diffusa dal cielo
e quella riflessa. Ciascuna di queste due ultime componenti risulta in genere di difficile valutazione.
Possiamo, però, supporre che il cielo abbia un comportamento isotropico e pertanto queste
valutazioni risultano semplificate. In particolare la radiazione riflessa non ha una formulazione unica
potendo questa variare, ad esempio, per effetto di edifici o corpi riflettenti viciniori alla superficie
considerata. Possiamo in genere scrivere la relazione:
Ac IT IbRb Ac Id, isotropica
As Fs c Ii i
Ai F
i ic
[98]
ove il primo termine a secondo membro rappresenta la radiazione diretta sulla superficie A c , il
secondo termine la radiazione diffusa isotropica e l’ultimo termine la radiazione diffusa dalle superfici
circostanti a quella considerata. Con F s-c e F i-c si sono indicati i fattori di forma superficie-cielo e
superficie-corpi vicini. Il modello di radiazione diffusa isotropica è stato proposto da Liu e Jordan
(1963): la radiazione totale su una superficie inclinata è composta ancora da tre termini: diretta, diffusa
isotropica e diffusa dal terreno. Il termine relativo alla riflessione va calcolato caso per caso in funzione
delle geometrie di scambio radiativo con le superfici vicine utilizzando i fattori di forma visti in
precedenza. Per una superficie inclinata il fattore di forma F s-c è facilmente calcolabile e risulta pari a:
F cs
1
cos
[99]
2
e, nell’ipotesi di cielo isotropo, si può anche dire che esso è anche il rapporto R d fra la radiazione
diffusa sul piano inclinato e quella sul piano orizzontale.
Il fattore di vista superficie-terreno è pari a:
F st
1
cos
[100]
2
Pertanto la radiazione totale sulla superficie inclinata risulta data dalla relazione:
1
cos 1
cos
IT IbRb Id Rd It Rt IbRb Id It
[101]
2
2
ove si è definito, analogamente a quanto fatto per R d il rapporto R t fra la radiazione diffusa dal
terreno sulla superficie inclinata rispetto a quella sul piano orizzontale e pari a F s-t ..
Ancora in analogia alle precedenti definizioni, possiamo indicare con R il rapporto fra la
radiazione totale sulla superficie inclinata rispetto a quella sul piano orizzontale che risulta data da:
R I b
I R Id
1
cos 1
cos
b
t
[102]
I 2 2
Ai fini del calcolo della radiazione totale nelle applicazioni pratiche (collettori solari, edifici
solarizzati, edifici bioclimatici) occorre calcolare la radiazione solare media giornaliera mensile H T .
Pertanto possiamo parafrasare quanto detto sopra per il calcolo di I T sommando i contributi della
radiazione diretta e di quella diffusa dal cielo e dal terreno.
Le equazioni divengono le seguenti:

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 338
F
HG
I
Hd
H H
H R H 1
cos
H 1
cos
T
1
b
d
t
KJ
2
2
e per il rapporto R medio la relazione:
F
HG
I
HT
Hd
R
H H R Hd
1
cos 1
cos
1
b
t
KJ [104]
H 2 2
Il rapporto fra la radiazione media diretta sulla superficie inclinata e quella su superficie
HbT
orizzontale è indicato con R b
H ed è funzione della trasparenza atmosferica. Liu e Jordan
b
propongono di calcolare questo rapporto supponendo che l’atmosfera sia assente e pertanto, per una
superficie nell’emisfero boreale e rivolta verso l’equatore, cioè con =0° si ha:
cos cos sin '
b g s
sinb gsin
R b
180
[105]
cos cos sin
s
s
sin sin
180
ove ’ è l’angolo solare per l’alba e il tramonto calcolato nel giorno medio del mese e dato dalla
relazione:
s min
L
NM
b
b
g
g
1
cos tan
tan
1
cos tan( tan
O
QP
[103]
[106]
Ove con min si intende il minore dei due valori in parentesi quadra.
Il rapporto H / H può essere calcolato nota che sia la trasparenza atmosferica data da:
d
K
T
H
[107]
H
o
La trasparenza dipende dal sito, dalla torbidità atmosferica (presenza di industrie, smog, …), presenza
di vapore (per nebbia, per presenza di laghi o del mare) e pertanto non si può fornire una correlazione
universale per il suo calcolo. Hottel (1976) ha presentato un metodo semplificato per il calcolo della
radiazione solare diretta trasmessa attraverso un’atmosfera chiara e che prende in esame l’angolo
zenitale, l’altitudine e tipologie climatiche.
La trasmittanza solare diretta atmosferica è definita dalla relazione:
H
k
d
cos
z
b
ao
a1e [108]
Ho
ove le costanti a o , a 1 , k per atmosfera standard (con 23 km di visibilità) sono determinate dalla
costanti (valide per altitudini inferiori a 2500 m s.l.m.):
a
a
0. 4237 0. 00821( 1
A)
0. 5055 0. 00595( 6. 5 A)
*
k 0. 2711 0. 01858( 2. 5 A)
con A altitudine (in km) dell’osservatore.
*
o
*
1
Partendo dai valori delle costanti asteriscate si applicano opportuni fattori correttivi per tenere
conto delle tipologie climatiche dati in tabella:
Tipo di Clima
a
r
o
a
o
* r1
1
*
a o a 1
r k
k
Tropicale 0.95 0.98 1.02
Estivo di mezza latitudine 0.97 0.99 1.02
Estivo subartico 0.99 0.99 1.01
Invernale di mezza latitudine 1.03 1.01 1.00
Tabella 57: Calcolo dei coefficienti di Hottel
2
2
2
k *

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 339
Pertanto, la radiazione diretta per cielo pulito è data dalla relazione:
Icd Io d
cos
z
[109]
con I o dato dalla [87].
6.1.1 METODI DI LIU E JORDAN
Analoghe relazioni valgono per gli irraggiamenti orari o giornalieri o medi mensili. Liu e
Jordan hanno presentato una teoria secondo la quale la trasparenza oraria k I
T
I
o giornaliera
K
T
H H
o
dell’atmosfera presenta andamenti statistici simili per luoghi aventi la stessa trasparenza
media mensile K H
T
. H
o
In particolare definite la trasparenze dirette e diffuse come:
Do
KD
H
K
T
H
H
ove D e H 0 sono le radiazioni diffuse e totali sul piano orizzontali nell’atmosfera e H eo la
radiazione totale giornaliera sul piano orizzontale extra atmosferica. Liu e Jordan propongono la
relazione:
2 3 4 5
K 0.124 0.677K 3.256K 6.881K 4.917K 0.427K
D T T T T T
6.1.2 ALTRE CORRELAZIONI
Pur tuttavia la teoria di Liu e Jordan trova tutt’oggi ampia diffusione e Bendt (1981) ha proposto
una correlazione che risponde bene per valori delle frequenze distributive 21 inferiori a f=0.9. Per valori
superiori si ha una sovrastima dell’indice di trasparenza. Le equazioni di Bendt sono le seguenti:
eo
o
eo
K T , mim
KT
e e
f( KT
)
K T , mim
e e
ove il parametro è determinato dalla seguente equazione:
1 K
1
T,min
KT,max
KT,min
e KT,max
e
KT
KT,min
KT,max
e e
Risolvendo l’equazione trascendentale per la variabile si può calcolate la funzione cumulativa
f(K T ) . Herzog (1985) fornisce una via semplificata per calcolare mediane la semplice relazione:
ove si è posto:
T,max
KT
,max
1.184
27.182e
1.498
K K
K
K
T,max
T,max
K
T,min
K
T
T,min
Infine Hollands e Huget (1983) propongono la seguente correlazione per il calcolo di K T,max :
1.5
o
21 Per i vari siti si possono disegnare le frequenze dei giorni aventi vari valori di K
T
in funzione di K
T
. Queste
curve sono dette curve distributive e, normalmente, presentano un picco (curve modali) o due (curve bimodali). Da queste curve
distributive si possono disegnare (integrandole) le curve cumulative che rappresentano la frazione f dei giorni che sono meno
chiari di K
T
in funzione della stessa K
T
. Queste curve cumulative sono dette curve ( K
T
,f), secondo il simbolismo
proposto da Whilllier.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 340
8
KT ,max
0.6313 0.267KT 11.9 KT
0.75
Gli andamenti delle trasparenze orarie e giornaliere sono simili, secondo Whillier, a quelle delle
trasparenze medie mensili.
Il valore istantaneo del rapporto Hd / H può essere calcolato mediante molteplici relazioni
fornite da numerosi ricercatori in questi ultimi decenni. Ad esempio una buona relazione è data da
Collares-Pereira e Rabl:
0.99 per KT
0.17
2 3 4
H 1.188 2.272 9.473 21.865 14.648 per 0.17 KT
0.75
d KT K
T
K
T
K
T
H 0.54KT
0.632 per 0.75 KT
0.80
0.2 per KT
0.80
Qualora si desideri introdurre una dipendenza stagionale (tramite l’angolo orario s per l’alba o
per il tramonto) occorre usare le seguenti correlazioni:
Per s < 81.4°
2 3 4
H 1.0 0.2727KT 2.4495K T
11.9514K T
9.3879 K
T
per KT
0.715
d
H 0.143 per KT
0.715
Per s > 81.4°
2 3
H 1.0 0.2832KT 2.5557K T
0.8448 K
T
per KT
0.715
d
H 0.175 per KT
0.715
Per stimare la radiazione oraria su una superficie orizzontale usando i valori medi mensili occorre
utilizzare opportune correlazioni statistiche mediate su numerose osservazioni. Queste presentano il
rapporto r I
t
fra la radiazione oraria totale e quella giornaliera totale in funzione della lunghezza
H
del giorno e dell’ora in esame. Una correlazione molto buona, data da Collares-Pereira Rabl, è la
seguente:
I
cos
coss
rt
a bcos
H 24
s
sins
coss
180
ove i coefficienti a e b sono dati dalle relazioni:
a 0.409 0.5016sin 60
b 0.6609 0.4767sin 60
Naturalmente in queste equazioni è l’angolo orario in gradi per il tempo in esame (ad esempio
il punto centrale dell’ora per la quale si effettua il calcolo) ed s è l’angolo orario dell’alba.
Per gli andamenti orari si può utilizzare la correlazione proposta da Orgill e Hollands:
1.0 0.249 kT
per kT
0
Id
1.557 1.884 kT
per 0.350.8 si hanno pochissimi dati e questi mostrano un incremento della
frazione diffusa rispetto a quella diretta.
s

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 341
6.1.3 FENOMENI CHE MODIFICANO LA TRASPARENZA ATMOSFERICA
La radiazione solare extraterrestre come sopra calcolata non è tutta disponibile sulla superficie
terrestre poiché l’atmosfera modifica, spesso anche fortemente, la radiazione solare attenuandola per
effetto degli assorbimenti dei gas che la compongono, vedi figura 58. Viene indicata massa d’aria il
rapporto fra la massa dell’atmosfera attraversata dalle radiazioni solari e la massa corrispondente alla
posizione dello zenith del sole (cioè perpendicolare, ove possibile). A livello del mare m=1 quando il
sole è allo zenith ed m=2 per un angolo di 60°. Per un angolo zenitale variabile fra 0 e 70° si ha, con
buona approssimazione, la relazione:
1
m
cos
z
L’atmosfera modifica la radiazione solare mediante due meccanismi.
SCATTERING (DIFFUSIONE) ATMOSFERICO
Quando la radiazione solare attraversa l’atmosfera interagisce con le molecole dell’aria
(principalmente del vapore d’acqua e gocce varie) e con la polvere determinando il fenomeno dello
scattering cioè della diffusione dei raggi solari. Questo fenomeno dipende dal numero di particelle con le
quali la radiazione viene a contatto e le dimensioni di queste particelle rispetto alla lunghezza d’onda
delle stesse radiazioni. La lunghezza del cammino della radiazione attraverso le molecole dell’aria è
descritto dalla massa d’aria mentre le particelle di aria e di polvere dipendono anche dalle condizioni
locali e temporali dell’atmosfera. Il risultato dello scattering è la perdita di coerenza direzionale dei raggi
solari che, invece, provengono da tutte le direzioni dello spazio.
ASSORBIMENTO ATMOSFERICO
La radiazione solare subisce diversi fenomeni di assorbimento nell’attraversare l’atmosfera (vedi
figura seguente) a causa delle interazioni con i gas presenti. L’assorbimento è dovuto in modo
preponderante all’ozono nel campo dell’ultravioletto (0,78 m). In particolare l’ozono assorbe quasi del tutto la radiazione per

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 342
Secondo questo modello si può dire che lo scambio radiativo netto, in assenza di radiazione
solare tra la superficie terrestre e l’atmosfera, è rappresentato dalle curve di figura 60 ove si sono
rappresentate due curva: la curva b) è relativa ad un corpo nero alla stessa temperatura dell’atmosfera
mentre la curva a) e la curva di emissione atmosferica nella quale risulta evidente la finestra radiativa.
Figura 58: Radiazione solare fuori dell’atmosfera e al suolo.
Figura 59: Effetti della massa d’aria sulla radiazione al suolo
L’area tratteggiata (differenza fra le due emissioni radiative) rappresenta la potenza radiativa
scambiata fra la superficie terrestre e la volta celeste.
Un’applicazione interessante della finestra radiativa si ha con il raffreddamento naturale (anche al di
sotto di 0°C) che si può ottenere ricoprendo le superfici con pellicole selettive (della famiglia dei Mylar)
che emettano in corrispondenza della finestra.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 343
Figura 60: Emissione terrestre-atmosferica (curva a) e del corpo nero (curva b)
6.2 IL CLIMA E INFLUENZE SULLA PROGETTAZIONE
IMPIANTISTICA
Si è più volte detto che il clima condiziona l’evoluzione termica di un edificio e pertanto è
necessario conoscerne le caratteristiche che lo determinano. Una classificazione già indicata nel
paragrafo Regioni Climatiche è la seguente:
Caldo umido: caratterizzate da surriscaldamenti dell’atmosfera con temperatura media
superiore a 20°C e con umidità relativa22 intorno all’80%.
Caldo secco: caratterizzate da surriscaldamenti dell’atmosfera con temperatura media
superiore a 25°C e con umidità relativa bassa.
Clima temperato: caratterizzato da dispersioni termiche notevoli in inverno e
insufficienti in estate e con temperatura media variabile con la stagione fra –15÷25 °C e con
umidità che raramente raggiungono il valore medio dell’80%.
Clima freddo: caratterizzato da temperature che variano in inverno fra –15 ÷ (-40) °C e
con umidità relativa invernale solitamente elevata.
In figura 74 si ha una classificazione del clima a scala terrestre con le indicazioni delle quattro
zone climatiche sopra indicate.
Nel caso del clima per l’Europa si ha una classificazione più fine: clima alpino, clima oceanico, clima
mediterraneo, clima continentale, clima umido, clima freddo,… come rappresentato in figura 75. Si osserviamo le
linee a temperatura media di 0°C separa in inverno le regioni carpatico-danubiane-balcaniche
dall’Europa occidentale che risulta influenzata dalla presenza dell’Oceano Atlantico.
22 L’Umidità relativa, indicata con , è il rapporto fra la pressione del vapore d’acqua nelle condizioni attuali
rispetto alla pressione massima di saturazione cioè alla pressione di passaggio di stato (condensazione) alla temperatura
dell’aria. Se allora il vapore d’acqua contenuto nell’aria è anche nella quantità massima possibile per la temperatura e
pressione data.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 344
Figura 74: Classificazione delle zone climatiche sulla Terra.
In estate la linea di temperatura a 20°C in estate separa le zone sub-alpine (prevalentemente
mediterranee) dalle zone nordeuropee con clima ad inverno rigido .
Figura 75: Regioni climatiche europee.
Per l’Italia in particolare si ha la situazione riportata nella figura 76.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 345
Figura 76: Località per le quali si hanno stazioni climatiche in Italia.
6.3 IL CLIMA RISPETTO ALLE SCALE GEOGRAFICHE
Una ulteriore classificazione viene effettuata sul clima in funzione dell’estensione del territorio al
quale è riferito. In particolare si ha la situazione espressa nella seguente tabella.
Clima
Distribuzione
orizzontale (m)
Distribuzione
verticale
Esempio Scala temporale
meteorologica (s)
Microclima 10 -2 ÷10² 10 -2 ÷10 1 Serra 10 -1 ÷10 1
Clima locale 10 2 ÷10 4 10 -1 ÷10³ Fascia di inversione 10 4 ÷10 5
termica
Mesoclima 10 3 ÷2x10 5 10 0 ÷6x10 3 Clima di bacino 10 4 ÷10 5
Macroclima 2x10 5 ÷5x10 7 10 0 ÷10 5 Regione dei monsoni 10 5 ÷10 6
La climatologia dell’ambiente costruito si occupa, in base a questa classificazione, del microclima
all’interno degli ambienti.
Nel caso di studi approfonditi del microclima esterno (a scala di 100 m) questo risulta
condizionato dalla morfologia del terreno, dalla sua composizione geologica, dall’esposizione ai raggi
solari e al vento, dall’andamento delle ombre portate, dalla presenza di specchi d’acqua e/o di macchie
di vegetazione.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 346
Ancora più in particolare il microclima esterno coinvolge gli strati d’aria vicini al suolo e quindi la
distribuzione verticale di temperatura, umidità e pressione assume primaria importanza rispetto a quella
orizzontale che è, invece, oggetto del clima locale.
La progettazione architettonica, per quanto riguarda la climatologia e quindi le condizioni di
benessere e di consumi energetici, è interessata dalle scale climatiche del microclima e del clima locale.
E’ compito del progettista definire il microclima esterno prima di effettuare la progettazione di un
edificio in modo da conoscere con esattezza tutti i fattori climatici che lo definiscono.
E’ opportuno osservare, inoltre, che il microclima esterno può in qualche modo essere cambiato
o condizionato dall’uomo mentre nessuna alterazione può essere fatta a scala geografica maggiore.
Si ricordi, ad esempio, la modificazione del microclima effettuata in Patagonia (Argentina del sud)
per consentire la vita degli abitanti plagiati da condizioni locali particolarmente ventose: mediante
impiantazioni di alberi d’alto fusto delimitanti zone esterne di qualche decina di metri di lato si è fatto in
modo che le abitazioni costruite all’interno delle aree interne fossero protette dalla strato limite e quindi
meno soggette al vento.
6.4 FATTORI CLIMATICI
Sono definiti fattori climatici quei fenomeni naturali quale il soleggiamento, la nuvolosità, il vento,
le precipitazioni o la radiazione solare che determinano le caratteristiche climatiche di una data località.
6.4.1 RADIAZIONE SOLARE
Si è già parlato della radiazione solare in generale nei capitoli precedenti e ad essi si rimanda per
una trattazione più approfondita.
Qui si vuole considerare la radiazione solare per l’Italia così come rilevata di recente dall’ENEA
nel 1995 mediante tecniche avanzate che fanno uso di riprese da satellite.
In particolare sono state utilizzate le riprese del satellite Meteosat ricevute dal centro europeo di
Darmstadt.
Le immagini sono poi convertite in mappe digitalizzate nelle quali l’irraggiamento solare è dato in
forma grafica a colori, come indicato nelle figure seguenti. Nella tabella seguente si hanno gli
irraggiamenti solari mensili nei comuni della provincia di Siracusa ed analoghe tabelle si hanno per tutti
i comuni d’Italia.
Nelle figure da 77a 77n si hanno le mappe di irraggiamento medio mensile per i mesi da gennaio
e febbraio in Italia su superfici orizzontali, espresse in MJ/m²/giorno.
Questi dati possono essere utilizzati per i calcoli dell’irraggiamento solare per superfici comunque
inclinate ed orientate, come indicato in precedenza.
Dati ancora maggiori si possono desumere dai due manuali della Comunità Scientifica Europea:
Atlante Europeo della Radiazione Solare.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 347
Tabella per l’irraggiamento solare nei comuni della provincia di Siracusa.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 348
Figura 77a: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a gennaio
Figura 77b: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a febbraio

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 349
Figura 77c: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a marzo
Figura 77d: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) ad aprile

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 350
Figura 77e: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a maggio
Figura 77f: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a giugno

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 351
Figura 77g: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a luglio
Figura 77h: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) ad agosto

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 352
Figura 77i: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a settembre
Figura 77l: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) ad ottobre

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 353
Figura 77m: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a novembre
Figura 77n: Irradiazione giornaliera media mensile (MJ/m²/giorno) a dicembre

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 354
6.5 ANALISI STATISTICA DELLA RADIAZIONE SOLARE
Si vuole qui fornire un esempio di studio sulla radiazione solare effettuato presso la Facoltà di
Ingegneria di Catania con dati storici forniti dall’Osservatorio Astrofisico dell’Università. I dati
sperimentali di irraggiamento solare globale su superficie orizzontale sono stati raccolti nell'anno 1967.
Essi costituiscono un complesso di oltre 18.200 elementi, sui quali è stato condotto uno studio
sistematico delle principali proprietà statistiche ed applicato in seguito un modello di simulazione
fondato sul metodo della matrice di Markoff atto a generare, mediante elaboratore elettronico,
sequenze temporali casuali, caratterizzate da una statistica congruente con quella dell'anno storico.
L'indagine qui presentata consiste in una classificazione condotta non direttamente sui dati
energetici di insolazione quanto sulle trasparenze del cielo, definite dal rapporto tra l'irraggiamento
storico e l'irraggiamento extra-atmosferico, e classificate in 25 classi di passo 0,04.
Il motivo di questa scelta è da ricercarsi nella possibilità di un successivo confronto tra la
statistica dei dati storici e quella dei dati simulati a mezzo della matrice di Markoff, in coerenza con le
metodologie seguite da altri ricercatori. Oggetto dello studio è, dunque, l'analisi della curva di
distribuzione della frequenza percentuale delle trasparenze dei dati storici, ovvero della funzione di
densità di probabilità. L'indagine è stata poi estesa alla distribuzione puntuale e cumulativa delle
frequenze di soglia, cioè alla classificazione della probabilità del verificarsi di una data classe di
irraggiamento e della corrispondente probabilità di irraggiamenti superiori o uguali a quella stessa classe.
Si è, infine, ricostruito l'anno storico nelle sue varie determinazioni temporali con passo rispettivamente
giornaliero. settimanale, quindicinale e mensile
PROCEDURE OPERATIVE
I calcoli sono stati condotti tramite elaboratore elettronico che ha tracciato anche i diagrammi
relativi. Nel calcolo dello scarto quadratico medio si è utilizzata la formula riferita alla popolazione
estesa, ritenendo il complesso dei dati sufficiente per giustificarne l'uso.
I dati o le sequenze di dati mancanti sono stati sostituiti inizialmente da valori nulli e ripristinati
in un secondo momento con valori generati col metodo Montecarlo 23 onde assicurare una realistica
ricostruzione della situazione sperimentale. I dati registrati, disponibili sotto forma di tracciati continui
sulle strisce eliofanografiche, sono stati letti senza l'ausilio di mezzi digitali e memorizzati nel calcolatore
con un passo temporale di 15'.
ANALISI DEI RISULTATI: CURVA PDF DELLA FREQUENZA DI INSOLAZIONE
Dai risultati ottenuti e dai diagrammi riportati, la funzione densità di probabilità (ovvero la
frequenza percentuale) dei dati di insolazione mensili risulta del tipo bimodale centrata attorno ai valori
0,25 ÷ 0,35 e 0,70 ÷ 0.80 (fig. 78). Dal diagramma consuntivo delle frequenze annuali discende un utile
confronto con le distribuzioni ottenute in altre località rispettivamente del centro e del nord Italia (fig.
79). Il valore medio delle frequenze oscilla attorno ai valori 0,56 ÷ 0,60 leggermente più alti di quelli
della media nazionale, come risulta particolarmente dai mesi della stagione estiva, ma non eccezionali se
confrontati con quelli di altre località dell'isola.
ANALISI DELLE FREQUENZE
Con questa indagine si è inteso studiare la distribuzione dei valori dell'irraggiamento appartenenti
all'intervallo 0 ÷ 1000 W/m 2 , e suddiviso in passi da 50 W/m 2 , nonché la distribuzione cumulativa di
particolare interesse applicativo nel campo dei dispositivi di misura e conversione dell'energia solare.
Di ogni stagione è riportato il grafico delle frequenze puntuali e cumulative (fig. 80). È immediato
notare come l'area coperta dal diagramma si sposta verso le soglie più alte al progredire dei mesi verso
23 Il metodo Montecarlo è nato durante lo sviluppo del progetto Manhattan a Chicago durante l’ultimo conflitto
mondiale. Esso è un metodo statistico che associa alla densità di probabilità uniforme di numeri casuali le storie di vita che si
intendono simulare, determinando a posteriori le frequenze dei casi favorevoli. Questo metodo richiede notevoli risorse di
calcolo poiché per fornire risultati accettabili deve elaborare migliaia di casi in modo che, per la Legge del Caso, la frequenza di
calcolo a posteriori tenda alla probabilità matematica definita, invece, a priori.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 355
le stagioni calde, mentre la curva delle distribuzioni annuali (fig. 81) approssima ottimamente una
gaussiana.
La generazione delle sequenze simulate: Metodi di previsione stocastica delle sequenze di
insolazione. I metodi per la previsione teorica della radiazione solare globale vengono classificati come
deterministici e probabilistici. I primi sono costruiti da sequenze di valori medi desunti da analisi statistica
dell’insolazione in lunghi periodi (generalmente un ventennio). L'anno solare così costruito viene detto
"anno di riferimento" (Reference Year) per quella località o territorio e determinato con diversi passi
temporali (mensili, settimanali, giornalieri, orari). Per quanto, però, di grande affidabilità e significatività
dal punto di vista statistico, le sequenze di insolazione restano definite una volta per tutte e fissate in
forma rigidamente deterministica senza alcuna informazione sulla casualità del fenomeno attinometrico
che ne costituisce, invece, un aspetto caratteristico.
Figura 78: Trasparenze storiche nella varie stagioni a Catania
Il recupero della aleatorietà del dato di insolazione viene realizzato con l'adozione di metodi
probabilistici, tipicamente il metodo Monte Carlo, previa conoscenza dei due parametri statistici
fondamentali del periodo da simulare: la media m e lo scarto quadratico medio s utilizzati nella relazione
I = m + x s, dove x è una variabile casuale normale compresa, di solito, nell'intervallo - 0,2 ÷ + 0,2. Le
sequenze così generate riproducono le fluttuazioni statistiche che si potrebbero osservare
sperimentalmente, potendosi con uguale probabilità verificare periodi di alto come di basso
soleggiamento. Il limite tuttavia insito in questo metodo risiede nella mancanza di correlazione tra un
dato ed i precedenti, quando l'osservazione sperimentale dichiara invece la forte dipendenza delle
condizioni del cielo, in un certo istante, dalle vicende meteorologiche precedenti. Per superare questo
limite e per esprimere il grado di correlazione tra dati successivi di insolazione è stato studiato il
modello ARMA (m, n) (Auto Regressive Moving Average) che consente di predire la trasparenza del cielo in
un istante t tramite una combinazione lineare di m precedenti valori di T e degli n precedenti valori della
variabile random V, secondo una relazione del tipo:
n
T a T b V V
i i ti j tj t
i1 j1
m

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 356
dove a i e b j sono costanti definite in funzione del coefficiente di correlazione, mentre il numero
dei termini m ed n viene scelto in base ad altre grandezze statistiche.
Figura 79: Trasparenze in varie località
Il metodo, ottimo per la previsione di distribuzioni normali, non ha, tuttavia, dato risultati
soddisfacenti in quanto quella delle trasparenze sperimentali non è una distribuzione normale 24 ma, come
già visto, bimodale. È stato quindi elaborato il metodo della matrice autoregressiva o matrice di Markoff
col quale ci si limita a correlare un dato con quello immediatamente precedente, mediante un
procedimento che fa dipendere la variabile random V t dalla trasparenza T t-1 .
Il risultato è la costruzione di una matrice quadrata sulla base dei dati sperimentali di insolazione
e tale che i suoi elementi p ij esprimono la probabilità di transizione della trasparenza del cielo dallo stato
i allo stato j. Si è infine tentato di generalizzare questo modello in modo da includere, nella
determinazione della trasparenza del cielo in un certo istante, n stati precedenti: il risultato è stato il
metodo TTT (Transmìttance, Transition, Tensor) che definisce una matrice tridimensionale il cui tensore p ijk
esprime la probabilità che ha il cielo di passare allo stato k, essendo al presente allo stato j e, nell'istante
precedente, allo stato i.
È stato dimostrato che una tale generalizzazione non apporta essenziali miglioramenti al
modello di Markoff, che resta pertanto il più semplice e rappresentativo modello di previsione
stocastica applicato alle condizioni attinometriche.
24 Una distribuzione dicesi normale quando segue la distribuzione gaussiana e quindi con un solo massimo (modo).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 357
La statistica insita nella matrice di Markoff consente, pertanto, di generare un numero
qualsivoglia di anni casuali e di riprodurre ancora il grado di correlazione tra diverse sequenze di
insolazione.
Di particolare rilievo risulta poi questa proprietà, essendo fondamentale la conoscenza del
succedersi delle sequenze di basso ed alto soleggiamento, per esempio nelle applicazioni connesse con
l'accumulo dell'energia solare a breve e medio termine ed in generale con tutti i processi caratterizzati da
un funzionamento “a soglia”.
Descriviamo qui il metodo seguito per la compilazione della matrice di Markoff, sulla base dei
dati raccolti di soleggiamento nel territorio di Catania, per la generazione di un anno medio (risultato
dalla media statistica di 10 anni di simulazioni) nonché lo studio delle principali proprietà statistiche
quali la funzione densità di probabilità, frequenza cumulativa, valori medi e deviazioni standard della
trasparenza del cielo dell'anno così ricostruito.
Figura 80: Analisi delle frequenze di soglia nelle varie stagioni a Catania
Figura 81: Frequenze di soglia storiche a Catania

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 358
Figura 82: Frequenze di soglia simulate a Catania
DESCRIZIONE DELL'ALGORITMO PER LA GENERAZIONE DELLA MATRICE DI MARKOFF
L'algoritmo utilizzato, di tipo iterativo, consente di generare una matrice quadrata che
precedenti studi hanno dimostrato opportuno definire di dimensioni 25 x 25 e che consiste nel
sommare una unità a quell'elemento di matrice a i j i cui pedici sono dati dalla classe di appartenenza di
due trasparenze successive; ad ogni ciclo l'indice riga è posto uguale all'indice colonna precedente e tale
procedura è ripetuta fino all'esaurimento dei valori disponibili. La matrice così ottenuta viene
normalizzata e sottoposta alla verifica di ergodicità (o convergenza), che consiste nel verificare se,
moltiplicando n volte la matrice per sé stessa, risulta:
a a
m
ij
m1
ij
per qualunque coppia (i,j) e per comunque piccolo.
Figura 83: Analisi dei dati simulati - Frequenze di soglia nelle varie stagioni a Catania.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 359
Dopo tale verifica la matrice (normalizzata) è definita "Matrice di Transizione Autoregressiva" e può
essere utilizzata per la generazione delle sequenze casuali. L'algoritmo utilizzato a questo scopo prevede
l'estrazione di un numero random, che, moltiplicato per il passo di classificazione delle trasparenze, viene
assunto come indice riga.
La trasparenza simulata viene assunta come l'indice colonna di quell'elemento della riga, prima
individuata, tale che la somma degli elementi precedenti risulti non minore di un secondo numero
random estratto. Ad ogni ciclo successivo verrà poi posto l'indice riga eguale all'indice colonna. La serie
delle trasparenze simulate viene così a costituire una banca dati, i cui elementi, moltiplicati per
l'irraggiamento extra-atmosferico, riproducono l'anno casuale, la cui statistica simula con ottima
approssimazione l'anno storico originario.
L'ANALISI STATISTICA DELL'ANNO CASUALE
Sull'anno casuale generato automaticamente sono state condotte le stesse indagini statistiche
eseguite sui dati storici. Sono state in particolare studiate le curve di distribuzione delle trasparenze,
classificate in 25 categorie di passo 0,04, e mostrate per tutte le stagioni dell'anno nelle figure 79, 80 e
81, nonché la curva di distribuzione complessiva dell'intero anno (fig. 82). Quest'ultima mostra un
andamento quasi costante attorno ai valori medi e con larghi massimi attorno ai valori 0,25÷ 0,35 e
0,7÷0,80 che ne rappresentano i picchi modali. La differenza tra l'andamento medio annuale dei dati
storici e quello delle sequenze simulate è dovuta essenzialmente al fatto che trattasi di due situazioni
non del tutto congruenti, risultando la prima dalla media di 10 anni e la seconda da un solo anno e
particolarmente soleggiato. D’altra parte analoghe differenze sono visibili anche dal confronto di anni
storici e simulati presso altre località da altri ricercatori, come risulta dalla figure 79 e 84.
CONSIDERAZIONI SUI METODI STATISTICI PER L’ANALISI DELLA RADIAZIONE.
Le considerazioni sopra esposte consentono di rimarcare una caratteristica importante della
generazione markoffiana: anche se la statistica fondamentale si riferisce all'anno storico di base, gli anni
simulati hanno variabilità statistica tale da avere, ad esempio, anni con insolazione particolarmente
elevata o particolarmente bassa. Si ritiene, pertanto, che il metodo di simulazione fondato stilla tecnica
delle catene di Markoff sembra essere oggi tra i più semplici ed affidabili strumenti di previsione
applicati ai fenomeni atmosferici ed in particolare alla simulazione dell'irraggiamento solare. come
d'altra parte dimostra la vasta letteratura oggi disponibile.
Figura 84: Funzioni di densità di probabilità della trasmittanza

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 360
L'analisi qui condotta dimostra una larga congruenza tra la statistica dei dati simulati con quelli
storici, tanto più se si osserva che i picchi e le singolarità dell'anno storico vengono attenuati verso i
valori medi, consentendo così una rappresentazione più aderente alla situazione reale mediata su lungo
periodo. Un vantaggio sostanziale del metodo della matrice di Markoff consiste infine nella possibilità
di simulare un numero qualsivoglia di anni casuali, con variabilità statistica tale da avere per esempio
periodi (o anni stessi) con insolazione particolarmente bassa o particolarmente elevata. Quest'ultima
considerazione risulta infine di notevole utilità per la progettazione di impianti solari, con particolare
riferimento al problema del dimensionamento degli accumulatori di calore o della sorgente integrativa
ausiliaria e comunque in tutte le applicazioni di processo caratterizzate da una soglia inferiore di
funzionamento.
6.5.1 NUVOLOSITÀ
La nuvolosità influisce notevolmente sul clima poiché modifica il rapporto tra la radiazione
diretta e la radiazione diffusa per effetto dell’assorbimento e della diffusione delle molecole d’acqua
costituenti le nubi. Durante le giornate nuvolose la radiazione globale ricevuta su una superficie
comunque inclinata è quasi esclusivamente diffusa e pari al 5 ÷ 20 % di quella diretta. Pertanto
l’irraggiamento totale si riduce notevolmente. Anche la limpidità atmosferica influisce sulle condizioni di
soleggiamento. Questa è data dall’assenza di polveri o altri fattori inquinanti che assorbono la
radiazione solare o che la modificano (ad esempio per scattering e per diffusione). Questo fattore è
comunque legato molto alle condizioni locali, cioè alla presenza di ciminiere industriali, cave, vulcani,
…. Nella Sicilia, ad esempio, la presenza di polveri vulcaniche o di sabbia sahariana riduce spesso la
limpidità atmosferica e quindi l’irraggiamento solare.
6.5.2 TEMPERATURA DELL’ARIA
La temperatura di un sito geografico dipende sia dall’irraggiamento atmosferico che dalle
possibilità di scambi termici tra la terra e l’atmosfera. Infatti il bilancio globale di questo scambio
dipende dalla dispersività dell’atmosfera, dalle correnti d’aria e dalla presenza di masse termiche. E’
infatti osservabile da tutti come certe zone risultino più calde di altre, pur essendo vicini e
apparentemente simili; in effetti esse differiscono per il versante, per la presenza di valli o di monti, per
la geologia dei terreni, per la presenza di acqua in bacini o fiumi, ….
Le stagioni metereologiche non dipendono solamente dalla lunghezza dei giorni ma risultano
sfasate di uno-due mesi rispetto ai periodi di massima durata. Ad esempio le condizioni di maggior
caldo si hanno in Italia in agosto e non in giugno-luglio che pure hanno maggiore insolazione. Allo
stesso modo le temperature minori non si verificano in corrispondenza del solstizio di inverno (21
dicembre) a gennaio-febbraio. A scala temporale più ridotta questo sfasamento avviene anche fra
l’irraggiamento orario giornaliero e la temperatura oraria giornaliera: il massimo si ha dopo le 14 e il
minimo si ha durante la notte o poco prima dell’alba.
6.5.3 MOVIMENTI D’ARIA
Se si osserva la distribuzione della radiazione solare netta (vedi figura 38) appare evidente che si
ha un deficit della radiazione solare nelle zone di elevata latitudine (>70°) e un eccesso alle basse
latitudini (

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 361
6.5.4 UMIDITÀ DELL’ARIA
Questo fattore dipende dai meccanismi di evaporazione e traspirazione dovuti alla radiazione
solare e ai gradienti termici dell’atmosfera. L’umidità influenza fortemente le condizioni di benessere
termico: l’aria fredda e umida appare molto più fredda dell’aria a bassa umidità alla stessa temperatura.
Una percentuale di umidità ritenuta accettabile (vedi nel prosieguo le condizioni di comfort
termico) deve essere compresa fra 35÷70 %. A causa dell’assorbimento della radiazione solare da parte
del vapore acqueo (come già detto in precedenza) le zone più umide sono anche meno soleggiate e
quindi più fredde. L’umidità è spesso legata alle condizioni locali e quindi al microclima del sito
geografico. A parità di latitudine e radiazione solare alcune zone sono più umide di altre e addirittura in
alcuni si ha la formazione di nebbia e in altre non. La presenza di precipitazioni e di nebbie
condizionano notevolmente la progettazione degli edifici e deve essere presa in giusta considerazione
dal progettista.
6.6 CARATTERISTICHE ALEATORIE DELLE ENERGIE ALTERNATIVE
Da quanto sopra indicato appare chiaro che la caratteristica più appariscente dell’energia solare (e
tutte le sue derivate) è che questa è aleatoria. Essa, quindi, non è sempre disponibile ma variabile di
giorno in giorno e di ora in ora in modo che non possiamo prevedere con certezza.
Proprio questa caratteristica influenza sia il progetto che l’utilizzo dei sistemi solari. Infatti
possiamo immaginare di avere disponibilità dell’energia solare solo fra l’alba e il tramonto e in
quest’intervallo con forte variabilità data sia dalla presenza di nuvole che per la variabilità della
trasparenza atmosferica.
Ne consegue che anche l’energia utile raccolta dagli impianti solare ha la caratteristica di grande
variabilità ed aleatorietà.
L’energia solare e in genere tutti gli impianti alternativi (solari ed eolici) possono essere definiti
impianti integrativi e non sostitutivi degli impianti tradizionali.
Ciò significa che accanto agli impianti alternativi dobbiamo sempre avere gli impianti tradizionali
che debbono far fronte al carico totale integrando l’energia mancante.
Ma non basta! Le energie alternative sono costose perché richiedono superfici di captazione
attrezzate (mediante collettori solari termici e fotovoltaici o pale eoliche) e certamente non economica.
Così, ad esempio, un classico scalda acqua solare da 200 L/giorno di acqua calda a 40 °C costa, a
seconda del modello e della tipologia di impianto, da 2000 a 3000 €. Questo costo di acquisto va pagato
tutto e subito ed in più dobbiamo sempre avere uno scalda acqua tradizionale nei giorni di scarsa
insolazione. Il risparmio varia da circa 0,2 a 0,6 €/giorno.
Il costo dell’impianto solare si ammortizza in 15- 18 anni, alle condizioni attuali di costo del
denaro e dell’energia. Tuttavia il denaro lo si deve investire immediatamente.
Se immaginiamo di installare un tetto solare da 3 kWp con pannelli fotovoltaici dovremo
spendere circa 20.000 € e, almeno con l’attuale legislazione sul conto energia, sperare di ammortizzare
l’impianto in 12 – 15 anni. Se vogliamo solarizzare il 20% delle abitazioni italiane ed installare anche
uno scalda acqua solare non è difficile calcolare un costo di investimento di alcune centinaia di miliardi
di euro! Anche se si pensa di effettuare l’investimento in dieci anni si avrebbe un drenaggio inaccettabile
di risorse economiche.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 362
7 IMPIANTI SOLARI TERMICI CON COLLETTORI
PIANI
Il collettore solare è un dispositivo capace di convertire la radiazione solare in energia termica.
In esso si sfrutta il cosiddetto effetto serra: la radiazione solare (di bassa lunghezza d’onda < 3
m) passa attraverso il vetro (vedi curve del fattore di trasmissione in Figura 456) mentre la radiazione termica
emessa dalla piastra captatrice (di alta lunghezza d’onda cioè con >3 m) resta bloccata dalla lastra
vetrata.
1
0.5
Vetro
comune
Quarzo
Vetro
antisolare
0
Visibile
0.2 1.0 2.0 3.0 m
Figura 456: Fattore di trasmissione di alcuni tipi di vetro
Possono essere di diverse tipologie: piani, parabolici, a vetri, a tubi di calore, …, ma qui
prenderemo in esame solamente i collettori solari piani.
7.1 ANALISI DEL FUNZIONAMENTO
Consideriamo il collettore indicato in sezione in Figura 457: esso è formato essenzialmente da un
contenitore (detto carter) nel quale sono inseriti una piastra captatrice solitamente in materiale metallico
annerito (lamiera di acciaio o di rame o di alluminio), da una o più lastre di vetro poste al di sopra della
piastra captatrice ad una distanza variabile fra 1 e 2 cm e infine dal coibente posto fra carter e piastra
captatrice.
Figura 457: Schema di un collettore solare piano
Chiameremo energia utile quella che può essere trasportata all’esterno del collettore sotto forma
di energia termica. In funzionamento statico (cioè senza acqua di circolazione nei tubi) l’energia
solare intrappolata per effetto serra serve a riscaldare i componenti del collettore (piastra, vetro,
carter) fino ad una temperatura di equilibrio (escludiamo qui le condizioni transitorie per la
complessità delle problematiche che ne derivano) tale che renda le perdite di calore (per convezione
ed irraggiamento) verso l’esterno pari all’energia solare guadagnata.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 363
In pratica vale l’equazione di equilibrio:
Figura 458: Spaccato di un collettore solare piano
H A Q Q
[110]
T c e convezione irraggiamento
Energia solareassorbita
Energia termica perduta
In questa equazione si è indicata con H T l’irraggiamento solare, con () e il prodotto fra fattore di
assorbimento della piastra e della trasmissività del vetro . In realtà la relazione tiene conto anche
delle infinite riflessioni ed assorbimenti residuali della radiazione solare fra piastra di captazione e vetro
di copertura. A c è l’area della superficie del collettore. Le perdite a secondo membro possono essere
espresse nei modi consueti della Trasmissione del Calore e cioè, per la convezione fra vetro ed aria
esterna:
Q h A t t
[111]
convettivo v v v e
con h v coefficiente di convezione fra vetro ed aria esterna. Per l’irraggiamento fra vetro ed aria
esterna:
4 4
irraggiamento 0 12 v v e
Q
F A T T
[112]
ove F 12 è il fattore di vista fra la superficie della piastra vetrata e l’ambiente esterno 25 , l’emissività
del vetro, 0 la costante di Stefan Boltzmann, A v l’area della superficie vetrata, T v e T e le temperature
assolute del vetro e dell’aria esterna. Si fa osservare che il bilancio energetico sopra detto è riferito solo
alla piastra vetrata perché, in equilibrio termico, il flusso uscente dalla piastra captatrice verso quella
vetrata deve eguagliare quello che dalla piastra vetrata va verso l’aria esterna.
Ben più complesse sono le equazioni di bilancio termico per la piastra captatrice perché la
distribuzione di temperatura in essa non è uniforme ma variabile fra un massimo al centro delle strisce
ove non sono presenti i tubi ed un minimo al centro delle strisce ove sono presenti i tubi. Questa
disuniformità è più elevata quando si ha circolazione di acqua. Data la brevità del presente corso si
rimanda ai testi specializzati l’approfondimento di queste tematiche. Se si fa circolare l’acqua all’interno,
vedi ad esempio il circuito di Figura 467, allora il bilancio indicato nella [110] cambia perché occorre
tenere conto anche del calore trasportato dal flusso di acqua di refrigerazione. In pratica l’acqua che
circola all’interno dei tubi porta via una quantità di energia termica pari a:
Q mc t t
[113]
u a fu fi
ove, con il solito simbolismo, si indicano con:
m la portata di acqua, kg/s;
c a calore specifico dell’acqua, 4186 J/kg/K;
25 Per il calcolo della radiazione solare media giornaliera su una superficie inclinata di un angolo rispetto
all’orizzontale si può assumere F 12 pari al fattore di vista per radiazione solare diretta, cioè
F
12
1
cos
2
.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 364
t fu temperatura dell’acqua in uscita dal collettore, °C;
t fi temperatura dell’acqua in ingresso dal collettore, °C;
Pertanto l’equazione di bilancio energetico viene ora modificata nella forma:
H A Q Q mc t t [114]
T c e convezione irraggiamento a fu fi
Energia solareassorbita
Energia termica perduta
EnergiaUtileQ u
Di solito si suole esprimere questo bilancio in funzione di grandezze di facile accesso nella
pratica impiantistica. Ad esempio le perdite radiative e convettive sono espresse in funzione della
differenza di temperatura fra il fluido in ingresso, di solito nota da considerazioni impiantistiche (ad
esempio è la temperatura del serbatoio di accumulo o la temperatura di ritorno di uno scambiatore di calore di un
dispositivo di utilizzazione dell’energia), e la temperatura dell’aria esterna (di solito nota per ogni sito di
applicazione).
7.1.1 RELAZIONE DI HOTTEL WHILLIER BLISS
Tutto ciò, unitamente alla disuniforme distribuzione della temperatura sia trasversalmente al
flusso di acqua che longitudinalmente lungo il flusso di acqua, porta a definire il bilancio indicato
nella [114] in una forma convenzionale oggi universalmente accettata nell’impiantistica solare.
In particolare si esplicita il flusso di energia netta convertita da un collettore solare piano che è
data dalla relazione di Hottel-Bliss-Whillier:
,
Q F A
H U T T
u R c T e L f i e
ove si ha il seguente simbolismo:
Area netta di raccolta del collettore solare, [m²];
A c
F R detto Fattore di rimozione termica del collettore che tiene conto della disuniformità
longitudinale della temperatura per effetto del flusso del refrigerante ed è definito dalla relazione
Raccolta realedi energia utile
FR
ossia, in termini analitici:
Raccolta di energia utileconT T
F
R
mC
P
A U
C
L
L
NM
AcU LF
'
O
QP
fi
fu
[115]
mC P
1 e . Valori correnti di F R variano nell’intervallo 0.8÷0.85 con le ipotesi di
portata di massa nel collettore di 50÷60 kg/h.m² e con tipologia di saldatura dei tubi alla piastra
sufficientemente efficiente (in particolare la conduttanza C B deve essere sufficientemente elevata
in modo da non incrementare il coefficiente globale di perdita del collettore. Semplificando la
precedente relazione mediante sviluppo in serie al secondo termine, si può scrivere una
espressione semplificata del fattore di rimozione termica F R molto utile nelle applicazioni
perché prescinde dal calcolo di F’ (fattore di efficienza): F 1
con
R
ULA
c
1
0.5
Mc
p
M portata totale del circuito e con il solito simbolismo degli altri termini. Se ci si riferisce alla
portata specifica per unità di superficie di piastra assorbitrice si può ancora scrivere la relazione
in forma semplificata: F 1
;
R
U
L
1
0.5
mc
p
F’ detto fattore di efficienza del collettore tiene conto delle disunformità di distribuzione
orizzontale della temperatura ed è definito dalla relazione:
F'
1
UL
L
NM
1 1 1
W
U D W D F C D h
b g
L b i fi
O
QP
ove D è il diametro dei tubi, W è la larghezza

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 365
della striscia elementare di raccolta dell’energia solare (distanza fra due diametri consecutivi), C b
la conduttanza della saldatura fra tubo e piastra, D i il diametro interno del tubo, h fi il
coefficiente di convezione termica del fluido di raffreddamento all’interno dei tubi, U L il
coefficiente globale di perdita fra piastra e aria dato dalla relazione di Klein:
U
L
R
S|
T|
C
T
pm
L
d
NM
T
N
pm
T
N f
a
iO
QP
e
1
h
w
U
V|
W|
1
ove si ha:
N numero di lastre di vetro;
d ib g
w w p
f 1 0. 089h 01166 . h 1
0.
07866N
2 2
dTpm Taid Tpm Ta
i
1
2N
f 1
0133 .
p
d
p
0.
00591 Nhwi
c h per 0 < < 70 , per > 70 usare = 70
F I
HG
T pmK
J
C 520 1 0. 000051 2
E 0.
430 1
100
inclinazione del collettore solare (in gradi)
g emissività del vetro (=0.88 per vetro normale)
p emissività della piastra di assorbimento
T a temperatura assoluta dell’aria ambiente, K
T pm temperatura media assoluta della piastra assorbente, K
h w coefficiente di convezione vetro-aria, W/m²K
T è la radiazione solare incidente sulla piastra captatrice, W/m²
() e prodotto del fattore di assorbimento medio effettivo e del fattore di trasmissione
medio della piastra captatrice;
T fi temperatura del fluido in ingresso nel collettore solare, °C
T e temperatura dell’aria ambiente, °C
I tre parametri F R , () e U L sono fondamentali per la scelta e il funzionamento dei collettori
solari piani. Nelle seguenti tabelle si hanno alcuni valori per le tipologie più ricorrenti. Per () la tabella
seguente vale per angoli di incidenza compresi fra 0° e 60° e per fattore di estinzione dei raggi solari nel
vetro pari a K L = 0.0524.
NUMERO DI LASTRE VETRATE
N 1 2 3 4
() 0.86 0.73 0.65 0.55
Tabella 58: Fattore di assorbimento al variare dl numero di lastre
Per il coefficiente globale di scambio termico U L vale la seguente tabella riassuntiva valida per
T P =60 °C e velocità del vento di 5 m/s.
Tipo di collettore
Dipinto di nero ( p =0.95) 6.5 3.6 2.4
Dipinto con vernice selettiva ( p
3.5 2.4 1.7
=0.1)
g
[116]
TIPO DI VETRO
SINGOLO DOPPIO TRIPLO
Tabella 59: Coefficienti globali di perdita al variare del numero di vetri
In Figura 459 si ha una rappresentazione schematica degli scambi energetici per un collettore
piano. Si può osservare che l’energia utile raccolta (quella che viene quindi trasformata in calore) varia
dal 15 al 40% a seconda delle condizioni operative.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 366
In particolare si hanno percentuali di raccolta (meglio definite come rendimenti di raccolta)
maggiori, apri condizioni esterne di temperatura dell’aria T a e di velocità del vento, quanto più è
maggiore la radiazione solare, H T , e quanto più è bassa la temperatura di ingresso del fluido nel
collettore, T fi .
Nella Figura 466 sono riportate alcune tipologie di saldature e di attacco delle tubazioni alla
piastra captatrice. Se la tipologia di attacco dei tubi alla piastra captatrice non è buona allora le
conseguenze sul fattore di rimozione termica sono pesanti e il suo valore scende vistosamente.
Figura 459: Illustrazione schematica della distribuzione dell’energia nei collettori solari piani
7.1.2 EFFICIENZA DI RACCOLTA DELL’ENERGIA SOLARE
L’efficienza media giornaliera di un collettore solare attivo è definita dal rapporto fra l’energia utile
totale raccolta, vedi la [115] e l’energia totale incidente sul collettore:
ore _ utili
[ Qu Ac F
R
HT UL Tfi Ta
]
e
md
[117]
AH
ore _ utili
c
La precedente relazione si può scrivere, con riferimento ai valori istantanei, nella forma lineare:
F
R
e
U
L
T
Tfi
Ta
H
T
Pertanto l’efficienza di un collettore piano si può diagrammare come una retta, vedi Figura 460, e
l’ordinata all’origine vale ()F R mentre l’ascissa di intersezione con l’asse T/I vale F R U L .
Queste considerazioni suggeriscono le modalità operative per calcolare sperimentalmente i
parametri caratteristici dei collettori solari () e U L noto il valore di F R .
Nel valutare l’efficienza suddetta occorre tenere presente che il numeratore deve essere positivo
(cioè su deve avere raccolta utile di energia solare) in caso contrario si avrebbe un raffreddamento
dell’acqua all’interno del serbatoio di accumulo. Di solito questa inversione di flusso si evita ponendo
una centralina elettronica che confronta le temperature di uscita del collettore con quella di ingresso e
blocca la circolazione se questo confronto risulta negativo. In termini analitici la [117] ci dice che Q u >0
quando:
ovvero quando l’irraggiamento risulta:
0
T L fi a
e H U T T
[118]

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 367
H
T
U T T
L fi a
e
Figura 460: Retta di efficienza per un collettore solare piano
Il periodo non utile di irraggiamento solare (cut-off) dipende, quindi, non solamente dalle
caratteristiche del collettore solare, cioè da () e e da U L , ma anche dalla differenza di temperatura del
fluido in ingresso con quella dell’ambiente esterno.
Pertanto il periodo di raccolta utile è tanto maggiore quanto più bassa è la temperatura di utilizzo
dell’energia solare poiché la temperatura del fluido in ingresso nella piastra è quasi coincidente con
quella uscente dall’accumulo termico. I valori usuali per i nostri climi e condizioni meteorologiche sono
compresi fra il 10÷25% nel periodo invernale e 25÷45% nel periodo estivo.
I valori inferiori dei rendimenti si hanno con temperature di uscita più elevate del fluido di
refrigerazione mentre i rendimenti maggiori si hanno con temperature del fluido inferiori.
In Figura 461 si ha un esempio di cut-off per un collettore piano avente U L =6 W/m²K, () e =
0.87, temperatura di ingresso del fluido di 80 °C (ad esempio per un impianto di condizionamento con
macchina ad assorbimento con temperatura del generatore di 75°C) per latitudine di 37.2° con
inclinazione della superficie di captazione di 25 ° e condizioni esterne climatiche corrispondenti a 10
luglio.
Il circuito si suppone aperto, nel senso che l’acqua di ingresso è sempre alla stessa temperatura,
indipendentemente dalle funzioni dell’accumulo termico.
Si osservi come si abbia racconta di energia utile da circa le ore 7 alle ore 17 mentre la radiazione
solare è presente dall’alba, circa le 5, alle ore 19. In pratica il cut-off è di circa il 50%. L’efficienza
teorica di raccolta in questo caso vale 27,7%. Nelle stesse ipotesi di funzionamento ma con temperatura
del fluido in ingresso di 40 °C si ha la situazione di Figura 462 ove il cut-off si è ridotto notevolmente e
l’efficienza teorica di raccolta è salita al 67,7%.
I valori dell’efficienza reale sono di solito inferiori a quelli calcolatati per effetto delle variazioni
climatiche esterne (velocità del vento, sopra supposta < 6 m/s, torbidità dell’atmosfera, sopra supposta
pari alla media estiva per Catania), all’influenza della variazione della temperatura del fluido in ingresso
ai collettori per effetto della variazione della temperatura del serbatoi di accumulo in funzione del carico
termico ad esso collegato.

Wh
Wh
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 368
Irradiazione - Energia Utile
800,00
700,00
600,00
500,00
400,00
300,00
200,00
100,00
0,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00
-100,00
Ore
Figura 461: Esempio di cut-off con utilizzatore ad alta temperatura
Irradiazione - Energia Utile
800,00
700,00
600,00
500,00
400,00
300,00
200,00
100,00
0,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00
-100,00
Ore
Figura 462: Esempio di cut-off con utilizzatore a bassa temperatura
Inoltre si è considerata l’energia solare come tutta diretta trascurando la radiazione diffusa che
nella realtà è circa il 20% della totale e fornisce un suo contributo quando la radiazione solare diretta
manca (ad esempio per la presenza delle nuvole). Non è considerato, inoltre, l’effetto di riflessione
totale della radiazione solare diretta quando l’angolo di incidenza sulla piastra vetrata supera l’angolo
limite (legge di Snell). Le variazioni possono anche essere significative (oltre il 50%) soprattutto nel
periodo invernale.
Abbassando ulteriormente la temperatura del fluido a 30 °C, ad esempio per un utilizzo
dell’energia solare a bassa temperatura per la produzione di acqua calda per le docce di un campeggio, si
ha la situazione di Figura 463 con una efficienza teorica di raccolta del 78.4 % e quindi molto elevata.
Se il circuito si suppone chiuso e quindi si ha l’effetto della presenza dell’accumulatore sulla
temperatura di ritorno del fluido, allora le cose cambiano un po’, come si può osservare dalla seguente
figura nella quale si suppone che la temperatura di alimentazione dell’acqua del serbatoio sia di 30 °C,
che l’acqua accumulata sia inizialmente alla temperatura di 25 °C. Si osserva dalla Figura 464 che il cut-off
per circuiti chiusi non è simmetrico, come si intuisce anche dall’esame delle curve di temperatura della
figura successiva. L’andamento delle temperature nei fluidi e di quella ambiente sono riportate nella
seguente figura.

W/m²
Wh
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 369
Irradiazione - Energia Utile
800,00
700,00
600,00
500,00
400,00
300,00
200,00
100,00
0,00
0,00
-100,00
5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00
Ore
Figura 463: Esempio di cut-off con utilizzatore a bassa temperatura per docce
Irraggiamento - Energia Utile
800,00
700,00
600,00
500,00
400,00
300,00
I
Qu
200,00
100,00
0,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00
-100,00
Ore
Figura 464: Andamento del cut-off per circuito chiuso a bassa temperatura

°C
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 370
Temperature
70,00
60,00
50,00
40,00
30,00
Te
Ti
Ta
20,00
10,00
0,00
0,00 5,00 10,00 15,00 20,00 25,00 30,00
Ore
Figura 465: Andamento delle temperature per circuito aperto
La curva superiore è quella di ingresso ai collettori, la curva intermedia rappresenta la temperatura
dell’acqua nel serbatoio di accumulo e la curva inferiore è la temperatura dell’aria esterna. La pompa di
circolazione dall’accumulo termico al carico si suppone spenta nel momento in cui manca l’apporto di
energia solare. In pratica per raccogliere più energia solare è bene farlo alla temperatura più bassa che
l’applicazione consente.
Per quanto detto sono molto convenienti le applicazioni di energia solare per produzione di
acqua calda sanitaria a bassa temperatura (35 ÷ 50 °C) rispetto alle applicazioni di processo a
temperatura elevata (ad esempio per il riscaldamento e/o il condizionamento estivo degli ambienti).
Va ancora tenuto conto che l’energia solare è soggetta ad andamento statistico per effetto della
nuvolosità non prevedibile e pertanto assieme all’impianto solare è sempre opportuno avere anche un
generatore tradizionale (caldaia a gas o a gasolio) che integra il contributo dovuto all’energia solare
quando questa non è sufficiente. Ciò comporta, si intuisce, una maggiore spesa di impianto che innalza
il periodo di ammortamento e di pay-back 26 rendendo l’uso dell’energia solare ancora poco conveniente
rispetto all’energia tradizionale a basso prezzo.
7.2 RISCALDAMENTO SOLARE DELL’ACQUA SANITARIA
Mediante l’energia solare si può pensare di riscaldare anche l’acqua calda sanitaria utilizzata per
usi domestici.
Va tenuto in considerazione che i collettori solari non funzionano con continuità ma solamente
durante la giornata e pertanto occorre sempre prevedere anche un sistema di riscaldamento ausiliario in
aggiunta a quello ad energia solare.
I sistemi per produzione di acqua calda sanitaria sono suddivisi in due tipologie principali:
1. Sistemi per produzione di acqua calda locale
2. Sistemi per produzione di acqua calda centralizzata.
Di solito i sistemi con superficie dei collettori fino a 8 m² sono classificati come sistemi locali
mentre quelli con superficie maggiore sono classificati come sistemi centralizzati.
26 Si definisce pay-back il tempo necessario a recuperare il capitale investito tenendo conto della svalutazione del
denaro nel tempo (costo attualizzato del denaro).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 371
Figura 466: Tipologie di attacco dei tubi alla piastra captatrice
Nella Figura 467 è data una rappresentazione schematica di un sistema per la produzione
localizzata dell’acqua calda.
Figura 467: Schema di un sistema locale per produzione di acqua calda sanitaria
In esso si riconoscono i seguenti elementi fondamentali:
Coppia di collettori solari piani;
Boiler per l’accumulo dell’acqua calda sanitaria

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 372
Pompa di circolazione dell’acqua calda dal collettore al boiler
Resistenza elettrica ausiliaria
Anche se non è indicata, è opportuno prevedere una centralina di regolazione e controllo che
impedisca, dopo il tramonto del sole, la circolazione parassitaria dell’acqua dal collettore solare al boiler.
Infatti quando il collettore non raccoglie energia solare si trasforma in un radiatore verso
l’atmosfera e pertanto l’acqua che è in circolazione all’interno dei tubi si raffredda.
Anche se non è indicata, è opportuno prevedere una centralina di regolazione e controllo che
impedisca, dopo il tramonto del sole, la circolazione parassitaria dell’acqua dal collettore solare al boiler.
Infatti quando il collettore non raccoglie energia solare si trasforma in un radiatore verso
l’atmosfera e pertanto l’acqua che è in circolazione all’interno dei tubi si raffredda.
La centralina impedisce alla pompa di alimentare il boiler di notte e quindi consente di mantenere
la temperatura dell’acqua calda all’interno del serbatoio di accumulo.
Il serbatoio di accumulo ha di solito due tipi di scambiatore, come rappresentato in Figura 472:
Scambiatore del tipo tube and tube (tubo e tubo);
Scambiatore del tipo shell and tube (mantello e tubo).
Quest’ultimo tipo risulta più efficiente raggiungendo efficienze superiori di 1÷3% rispetto agli
scambiatori tube and tube.
Figura 468: Collettore solare piano a tubi d’acqua

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 373
Figura 469: Layout di un impianto solare domestico
Figura 470: Vista di un boiler di accumulo per impianti solari

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 374
Figura 471: Schema di installazione di un impianto solare domestico
Tabella 60: Schema circuitale di un impianto solare con integrazione termica per riscaldamento

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 375
7.3 CRITERI DI PROGETTO PER I SISTEMI LOCALIZZATI
Si elencano alcune regole pratiche utili per il dimensionamento rapido di sistemi localizzati per la
produzione dell’acqua calda sanitaria.
La superficie dei collettori solari può essere calcolata considerando almeno 1 m² per persona
avendo cura di formare una superficie di raccolta di almeno due collettori.
L’orientamento dei collettori è a SUD con deviazioni massime tollerate di 10° verso EST o
OVEST.
L’angolo di inclinazione dei collettori è pari alla latitudine L del luogo per un funzionamento
continuo annuale mentre è consigliato L-15° per un funzionamento principalmente invernale ed
L+10° per un funzionamento prevalentemente estivo.
La scelta del tipo di collettore solare dipende anche dal valore di insolazione disponibile sul
posto. In generale si può dire, per le nostre latitudini, che un collettore a piastra dipinta di nero
e con una sola copertura di vetro semplice va bene per un funzionamento annuale. Qualora si
desideri avere un miglior funzionamento prevalentemente invernale allora è consigliabile un
collettore con vetro doppio. L’uso di piastre con vernice selettiva è necessario solo per
applicazioni che richiedono elevate temperature (>50 °C).
La capacità termica del serbatoio può essere dimensionata prevedendo 50÷70 kg per collettore
ovvero anche 30÷50 kg/m² di collettore. E’ opportuno ricordare che i valori più elevati di
volume di accumulo portano ad avere efficienze di raccolta maggiori ma anche temperature di
accumulo inferiori.
Per i sistemi di produzione di acqua calda localizzati è opportuno prevedere una resistenza
elettrica ausiliaria di almeno 2 kW.
Figura 472: Boiler per sistemi localizzati con scambiatore del tipo tube and tube e a shell and tube
E’ necessario isolare il serbatoio di accumulo con almeno 10 cm di isolante termico (ad esempio
lana di vetro) e il rivestimento esterno deve essere in alluminio o in lamiera di acciaio
galvanizzato.
Tutti i tubi di collegamento fra collettori e boiler debbono essere coibentati con isolante termico
di spessore di almeno 5 cm.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 376
Al fine di ridurre la potenza di circolazione è opportuno limitare al massimo sia la lunghezza dei
tubi che le resistenze concentrate mediante raccordi curvi non angolati e valvole a minore
resistenza. La pompa di circolazione ha di solito una prevalenza di 1000÷2000 Pa.
La portata del fluido refrigerante può essere calcolata prevedendo un valore di 100÷120 kg/h
per collettore (di superficie di 1.5 m²).
Il vaso di espansione ha una capacità di 15÷20 litri.
E’ necessario prevedere, come già segnalato, una centralina di regolazione e controllo collegata
ai collettori e al boiler per impedire la circolazione inversa parassita.
Per evitare il pericolo del congelamento invernale si può svuotare l’impianto, se questo non è
attivo, oppure aggiungere 10÷20% di glicole etilenico per uso organico in modo da abbassare il
punto di congelamento del fluido refrigerante.
Figura 473: Sezione di un accumulatore solare ad acqua calda

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 377
Tabella 61: Dati tecnici di accumulatori ad acqua
7.4 SISTEMI CENTRALIZZATI PER L’ACQUA CALDA SANITARIA
I sistemi con più di quattro collettori solari sono tipicamente utilizzati per la produzione
dell’acqua sanitaria centralizzata. Si tratta, quindi, di impianti di grandi dimensioni adatti per la
produzione di acqua sanitaria per condomini, alberghi, scuole , campeggi,….. Essi sono strutturati in
modo più complesso, come indicato in figura seguente.
La superficie dei collettori solari è realizzata con un numero elevato di collettori solari e tale da
potere effettuare un collegamento serie-parallelo degli stessi.
Quando due collettori solari sono collegati in serie allora la temperatura di uscita dell’acqua calda
è maggiore rispetto al caso di un collettore singolo, per contro si ha una diminuzione del rendimento di

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 378
trasformazione dell’energia solare poiché crescendo la temperatura di uscita aumenta la temperatura
media dei collettori e quindi aumentano le perdite per convezione e radiazione (cresce, quindi, U L ).
Il collegamento in parallelo dei collettori solari mantiene la temperatura di uscita del singolo
collettore, cresce la portata del fluido refrigerante e quindi l’energia raccolta e il rendimento di
trasformazione dell’energia solare è più elevato rispetto al collegamento in serie.
In figura 6 si può osservare come i collettori sono collegati in batterie da tre collettori serie e poi
le batterie sono collegati in parallelo.
Il fluido refrigerante viene inviato in un primo boiler dove si riscalda l’acqua mediante uno
scambiatore a shell and tube molto efficiente.
Da questo primo accumulatore l’acqua calda viene mandata in un secondo scambiatore di
miscelazione con l’acqua calda fornita da una caldaia ausiliaria in modo da raggiungere la temperatura
desiderata per l’utenza.
La centralina di regolazione provvede a bloccare la pompa primaria del circuito solare per evitare
la circolazione inversa.
7.4.1 CRITERI DI PROGETTO DI UN IMPIANTO CENTRALIZZATO
Molti dei criteri già evidenziati per i sistemi localizzati possono ancora ritenersi validi per i sistemi
centralizzati. Si forniscono qui altri criteri più indicati per i sistemi centralizzati.
Per bilanciare i circuiti di collegamento delle batterie solari è opportuno utilizzare l’anello di
Tickelman. Esso consiste in un collegamento a ritorno inverso in modo da realizzare per tutti i
circuiti un percorso di eguale lunghezza.
I collegamenti dei collettori in serie nelle singole batterie debbono essere realizzati in modo da
evitare eccessive perdite localizzate.
Non eccedere nel collegamento in serie dei collettori solari per non penalizzare eccessivamente
il rendimento di trasformazione solare. Di solito si limita il collegamento a 2÷3 collettori.
L’orientamento e l’inclinazione dei collettori solari segue le stesse indicazioni viste per i sistemi
localizzati: l’angolo di inclinazione dei collettori è pari alla latitudine L del luogo per un
funzionamento continuo annuale mentre è consigliato L-15° per un funzionamento
principalmente invernale ed L+10° per un funzionamento prevalentemente estivo.
Limitare al massimo le perdite di pressione nei circuiti in modo da ridurre la potenza di
pompaggio. La velocità del fluido refrigerante non dovrebbe mai superare 1 m/s.
L’alimentazione dell’acqua fredda dovrebbe anche avere una valvola di drenaggio e filtraggio.
La centralina elettronica deve avere un termostato differenziale per il controllo della pompa
principale di circolazione.
I tubi, il boiler primario e quello di miscelazione debbono essere generosamente coibentati per
limitare perdite di energia nel circuito.
La capacità del boiler primario può essere calcolata prevedendo un consumo specifico
C=40÷50 l/giorno/persona e quindi:
V
n
C
con:
C consumo specifico per persona, come sopra indicato;
n numero di persone da servire
Il numero dei collettori solari, T, è determinato dalla relazione:
V
T
P
ove:
P produzione unitaria di acqua calda (litri/giorno per collettore) di solito pari a:
P=50 L/g/collettore per il periodo invernale;
P=60 L/g/collettore per un periodo annuale;
P=70 L/g/collettore per il periodo estivo invernale;

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 379
Figura 474: Schema di un impianto centralizzato per la produzione dell’acqua calda
La capacità termica dello scambiatore di calore, H, preferibilmente del tipo shell and tube, è
data dalla relazione:
H V u
s
con:
V capacità (litri) del serbatoio di accumulo;
u fattore di utilizzazione dello scambiatore di calore (solitamente pari a 0.3);
s fattore di acculo (di solito pari a 1.25).
La portata del fluido refrigerante è pari a:
M m
T
con:
m = 100÷120 kg/h/collettore (portata di massa specifica per collettore);
T = numero di collettori solari del sistema.
La capacità del vaso di espansione, E, è data dalla relazione:
E e
T
ove:
e
T
= 5 L/collettore (espansione specifica per collettore);
= numero di collettori solari del sistema.
7.4.2 METODO F - CHART
I criteri sopra enunciati sono di larga massima e non debbono essere considerati di validità
generalizzata.
Per il dimensionamento corretto degli impianti solari occorre fare riferimento a codici di calcolo
specializzati (ad esempio TRNSYS) o a criteri di maggiore affidamento, quale l’f-Chart.
Questo metodo si basa su alcune correlazioni ottenute da simulazioni numeriche dettagliate per
impianti solari in diverse configurazioni e con condizioni di insolazione variabile.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 380
Le simulazioni hanno consentito di calcolare la frazione mensile dell’energia utilizzata, f, definita dal
rapporto fra l’energia solare fornita dall’impianto, E S , e quella totale necessaria per il riscaldamento
dell’acqua sanitaria, E R , nell’arco di un mese:
ES
f [119]
E
R
Nota la quantità di acqua calda da produrre, M, si può calcolare l’energia E R necessaria:
E Mgc t t
[120]
R p e A
ove si ha:
g numero di giorni del mese considerato,
t A temperatura dell’acqua di rete, °C,
t e temperatura di erogazione dell’acqua sanitaria, °C.
Se si conosce f allora si può conoscere l’energia complementare necessaria da fornire mediante
caldaia, oltre quella fornita dall’impianto solare:
E 1 f E
[121]
C
R
Le simulazioni numeriche hanno consentito di calcolare la frazione f fornita dall’impianto solare:
2 2
f 1.029Y 0.065 X 0.245Y 0.0018 X 0.0215
[122]
ove X ed Y hanno le seguenti espressioni:
e ancora:
'
F 100
'
RKS tm gD 11.6 1.18te 3.86t A
2.32t
m
X
'
E
R
100 t
m
F
Y
'
R
ove si ha il simbolismo:
F’ R () e prodotto del fattore di rimozione termica per il l’assorbimento-trasmissione
effettivo del collettore solare utilizzato;
fattore correttivo per tenere conto dell’angolo di incidenza della radiazione solare sul
collettore rispetto alla direzione normale. Si può assumere =0.90 per collettori ad un vetro e
=0.88 per collettori a due vetri;
D durata del giorno, in ore;
g numero di giorni nel mese considerato;
t’ m temperatura media diurna nel mese considerato, °C;
H T radiazione solare media nel mese considerati, kJ/m²/day;
La temperatura media mensile, t’ m , può essere stimata nota la temperatura media giornaliera, tm , e
l’escursione media giornaliera mensile, di solito fornita da opportune tabelle dell’UNI-CTI 10349,
mediante la relazione:
'
t t 0.18t Estate
E
m m m
'
m m m
R
e
gH
t t 0.31t Inverno
Il calcolo della radiazione media giornaliera risulta più complesso ma si possono applicare gli
algoritmi già visti nel Corso di Climatologia.
T

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 381
OSSERVAZIONI SUL METODO F-CHART
Il metodo della f-Chart si può utilizzare anche per impianti solari destinati al riscaldamento
ambientale e alla produzione di acqua sanitaria. Quest’ultima variante, per altro più complessa, non
viene qui sviluppata per la limitatezza del Corso e può essere analizzata in manuali tecnici specializzati.
Si osserva però che il metodo nasce non tanto da verifiche sperimentali dirette bensì da
applicazioni di modelli di calcolo affidabili, quale il TRNSYS.
Gli accordi di Kyoto hanno dato nuovo impulso alle applicazioni solari e in particolare alle
applicazioni per produzione di acqua calda per usi sanitari. Gli accordi prevedono, infatti, una riduzione
delle emissioni di CO 2 nell’atmosfera da parte dei paesi industrializzati e per l’Italia è stata assegnata una
percentuale pari al 6% dell’emissione del 1996.
Per raggiungere tale riduzione (invero pesante) occorre limitare l’uso di combustibili tradizionali e
pertanto è auspicabile la sostituzione di alcuni impianti termici (quelle per usi sanitari, ad esempio) con
impianti solari visti in questo capitolo
Resta da superare la difficoltà del costo totale di questi impianti oggi notevolmente elevato
rispetto agli impianti tradizionali. Senza un sensibile abbassamento dei prezzi unitari dei collettori solari
il decollo dell’energia solare resterà solamente un desiderio.
7.5 SIMULAZIONE DEI CIRCUITI SOLARI CON L’ANNO TIPO
La simulazione dei circuiti solari può essere effettuata sia con programmi complessi (vedi ad
esempio quanto detto per l’f-Chart, che con programmi semplici che possono essere predisposti
velocemente su piccoli computer.
Oggi si può utilizzare anche un foglio elettronico per simulare circuiti complessi con sufficiente
precisione. Va tenuto presente che in tutti i bilanci energetici sopra indicati si ha sempre una notevole
indeterminazione nel calcolo o nella previsione dell’irraggiamento solare disponibile per un dato sito.
Purtroppo l’utilizzo dell’energia solare in modo massiccio è relativamente recente e i dati
attinometrico e climatologici disponibili sono pochi e limitati alle località monitorate dall’Aeronautica
Militare Italiana (che si occupa della Meteorologia ufficiale) o che in questi ultimi due decenni hanno
trovato interesse del CNR o di alti enti pubblici.
Malgrado le numerose campagne di misure effettuate in questi ultimi anni i dati disponibili sono
ancora pochi e la statistica che da questi si può derivare non sempre presenta indici di affidabilità
elevati.
In questo ultimo decennio si è fatta strada, anche a livello dell’Unione Europea, l’idea di costruire
un anno tipo (Reference Year) tale da presentare una statistica affidabile con i dati degli ultimi 20 anni. In
effetti quest’anno di riferimento dovrebbe potere fornire dati di simulazione tali da ricreare non solo
l’anno medio ma anche l’anno con la minore o la maggiore insolazione. In alcuni casi, infatti, il progetto
dell’impianto solare richiede un impianto ausiliare che deve essere dimensionato per far fronte non solo
al valore medio dell’energia richiesta ma anche al valore massimo.
L’anno tipo dipende dalla storia delle sequenze di registrazione dei dati di insolazione e in genere
climatologici di ogni sito. E’ necessario conoscere la trasparenza dell’atmosfera in ogni sito per potere
calcolare la radiazione solare diretta e diffusa con affidabilità.
La trasparenza atmosferica varia in funzione dell’orografia (presenza di monti, di pianure, ..) della
presenza o non di industrie con scarichi industriali in atmosfera, di vulcani, del mare, ….
Pertanto non si può calcolare con affidabilità l’irraggiamento solare partendo solamente dai dati
geografici (latitudine, longitudine, …) perché si ottengono quasi sempre dati non rispondenti alla realtà
dei luoghi reali.
Così, ad esempio, la presenza del vulcano Etna a Catania o della zona industriale a Priolo
rendono il calcolo teorico dell’energia solare molto aleatorio potendosi avere scostamenti sensibili dai
valori reali.
7.6 DEUMIDIFICATORE AD ASSORBIMENTO IGROSCOPICO
Un altro modo di utilizzare l'energia solare negli impianti di climatizzazione è quello di utilizzare
l'energia termica solare per effettuare una deumidificazione dell'aria nelle unità di trattamento aria,

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 382
UTA. Queste unità sono dei veri sistemi complessi nei quali l'aria subisce, a seconda delle tipologie di
impianto, vari trattamenti fra i quali tipicamente:
scambio di calore (recupero termico);
raffreddamento con deumidificazione;
riscaldamento;
umidificazione con acqua o vapore;
post riscaldamento.
In Figura 475 si ha una tipica schematizzazione di unità di trattamento aria tradizionale, con
batteria di deumificazione alimentata ad acqua refrigerata.
Anche in questo caso l'acqua refrigerata può essere prodotta mediante un refrigeratore ad
assorbimento con integrazione solare. Tuttavia da qualche anno si sta diffondendo anche una nuova
tecnologia che vede l'energia solare utilizzata per produrre la deumidificazione dell'aria all'interno
dell'UTA. Infatti, un modo semplice e diretto può essere quello di mettere l’aria da deumidificare a
contatto con sostanze igroscopiche e cioè capaci di assorbire l’umidità. Sono igroscopiche il gel di silice o
anche l’allumina (solidi) o il cloruro di litio (liquido). I processi di adsorbimento dell’umidità specifica
portano a saturazione gli assorbitori che quindi debbono essere rigenerati mediante riscaldamento.
Ne deriva che l’assorbimento igroscopico spesso richiede processi non continui o sistemi a masse
rotanti con fase di riscaldamento intermedia.
Figura 475: Centrale di Trattamento Aria con ricircolo e recuperatore di calore
Se si assume che una massa m a di aria venga deumidificata mediante contatto da una massa m g di
sostanze igroscopiche, supponendo per semplicità che il processo sia adiabatico, si può scrivere il
bilancio energetico:
mah1 mghg1 mah2 m g
ma x2 x1 hg
2
[123]
ove si ha il simbolismo:
h 1 , h 2 entalpia dell’aria umida in ingresso e in uscita dal deumidificatore;
h g1 , h g2 entalpia iniziale e finale della massa igroscopica;
x 1 , x 2 umidità specifica dell’aria umida prima e dopo il trattamento.
Poiché la massa di vapore assorbito e la variazione di entalpia della sostanza igroscopica sono
piccole anche in questo caso si può ritenere che la trasformazione sia quasi isoentalpica.
Un deumidificatore igroscopico è rappresentato in Figura 476 per funzionamento continuo. Si
tratta di un tamburo rotante nel quale la massa igroscopica è posta alternativamente a contatto con l’aria
da deumidificare e con aria calda secca per la fase di rigenerazione durante la quale viene ceduta
l’umidità assorbita ripristinando la funzione igroscopica originaria.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 383
La fase di rigenerazione termica (riscaldamento) può essere effettuata con energia solare, vedi
schema di Figura 478 e Figura 478.
Figura 476: Schema di funzionamento di un deumidificatore igroscopico continuo
Figura 477: Schematizzazione di un deumificatore solare

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 384
SOLE
COLLETTORE SOLARE
ACCUMULO
CALDAIA
ROTORE DI DISSECCAZIONE
RECUPERATORE DI CALORE
USCITA
RITORNO
ESTRAZIONE
UMIDIFICATORE
VENTOLA
ARIA AMBIENTE
ALIMENTAZIONE
Figura 478: Layout di un dessiccatore alimentato ad energia solare
In Figura 479 si ha un esempio di UTA con deumificazione ad energia solare. Il prodotto è in
grado di condizionare l’aria utilizzando come fonte di energia una sorgente di calore a temperatura di 80
°C, quindi il calore generato da impianti solari termici, realizzando un sistema di solar air-conditioning.
Il carico latente è gestito indipendentemente da quello sensibile, e in maniera più efficiente rispetto ai
sistemi convenzionali grazie alla deumidificazione chimica/adsorbimento solido tramite silica gel.
Le temperature tipiche di questi processi sono:
sistema di dessiccamento: 50÷80 °C, si possono utilizzare collettori piani selettivi;
assorbimento: 65÷85 °C, si possono usare collettori piano selettivi o tubi sotto vuoto.
Le procedure di calcolo sono rinviate ai manuali tecnici di progettazione.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 385
Figura 479: Esempio di UTA con deumidificatore solare

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 386
8 IMPIANTI SOLARI DI POTENZA – SOLARE
TERMODINAMICO
In questo capitolo si descrive la possibilità di integrare una sezione dedicata all’energia solare
termica ad alta temperatura alle già esistenti centrali a ciclo combinato. In particolare si esamina la
possibilità di integrare una sezione di potenza con la tecnologia del Solare Termico alla esistente
centrale Archimede di Priolo Gargallo (SR). Il progetto del Solare Termico “Archimede” 27 con tecnologia
basata su specchi parabolici con fluido termovettore costituito da sali fusi prende forma in seguito ad
un accordo tra Enea ed Enel avvenuto il 25 settembre 2003. Il sistema composto della parte solare
termodinamica e la parte relativa al ciclo combinato si definisce ibrido. La potenza della parte solare
sarà di 20 MW. In Figura 480 si può osservare lo schema semplificato di integrazione tra un impianto a
ciclo combinato e un impianto solare.
Figura 480: Schema di integrazione del vapore solare in un impianto termoelettrico a ciclo combinato (fonte Enel)
Le principali innovazioni nel campo dell’energia solare riguardano essenzialmente tre aspetti:
l'utilizzo di un accumulo termico di grandi dimensioni, mediante il quale l'impianto può erogare
una potenza elettrica costante nell'arco delle 24 ore, indipendentemente dalla variabilità della
fonte solare;
l’incremento della temperatura di funzionamento dell'impianto (fluido termovettore ed
accumulo). Questa innovazione richiede, da un lato, l'uso di un fluido termovettore (miscela di
nitrati di sodio e di potassio) diverso dall’olio sintetico impiegato negli impianti attualmente in
esercizio e, dall’altro lato, un sostanziale miglioramento delle proprietà ottiche del rivestimento
del tubo ricevitore dei collettori che permetta un migliore assorbimento del calore;
la progettazione di un nuovo tipo di concentratore, basato sull'impiego di specchi più sottili
sostenuti da una struttura, in grado di assicurare una significativa riduzione dei costi di
costruzione e posa in opera.
Il sistema dovrebbe avere costi inferiori a quelli previsti dagli impianti a torre ed essere, rispetto
ad essi, più flessibile per quanto riguarda le condizioni del sito e la disponibilità energetica.
Il collettore parabolico lineare rappresenta il modulo base del sistema. Il raggiungimento della
potenza richiesta è ottenuto mediante l’utilizzo di più moduli.
Tale configurazione è facilmente adattabile alle caratteristiche di siti reperibili nell’Italia
Meridionale.
27 Attualmente il progetto è fermo. Quantoqui esposto vale come studio preliminare e di fattibilità.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 387
Figura 481: Gli specchi parabolici (fonte Enel)
8.1 DESCRIZIONE GENERALE DELL’ IMPIANTO SOLARE
Il campo solare è costituito da collettori parabolici lineari (Figura 481) disposti in file parallele,
ciascuna delle quali è formata da più elementi, collegati in serie a costituire il singolo modulo o stringa.
Il collettore è un riflettore che raccoglie e concentra continuamente tramite un sistema di controllo la
radiazione solare su un ricevitore lineare disposto sul fuoco della parabola. Tale ricevitore consta di un
tubo al cui interno circola un fluido termoconvettore che asporta l’energia solare assorbita.
Il sistema di accumulo ha poi il compito di immagazzinare l’energia termica prodotta dal campo e
renderla disponibile con continuità indipendentemente dalla variabilità della sorgente solare. Esso è
costituito da due serbatoi che operano a due diverse temperature, 550°C il caldo e 290°C il freddo. Il
GVS (Generatore di Vapore Solare) è il sistema di utilizzo dell’energia termica accumulata. Esso è
costituito da scambiatori a superficie, mediante i quali il calore sensibile del fluido di processo viene
trasferito all’acqua che passa allo stato di vapore e raggiunge le turbine a vapore della centrale
termoelettrica. In Figura 482 è possibile osservare un layout semplificativo del processo appena
descritto.
Serbatoio
caldo
Sistema di accumulo
Generatore
di vapore
Impianto
Archimede
sali fusi
Serbatoio
freddo
Campo solare
Figura 482: Layout di massima (fonte Enel)
I principali sistemi ausiliari dell’impianto sono quelli relativi alla preparazione del fluido di
processo, alla sua circolazione nell’impianto, al riscaldamento delle tubazioni e dei componenti, al
movimento dei collettori solari. Per finire parte essenziale è il sistema di regolazione e controllo della
centrale solare che dovrà assolvere le seguenti funzioni: supervisione e monitoraggio dell’intero
processo, regolazione della temperatura del fluido, calcolo dell’angolo di puntamento dei paraboloidi e
comunicazione con i sistemi di movimentazioni dei collettori, monitoraggio dei sistemi di riscaldamento
elettrico delle tubazioni e dei componenti principali, gestione delle sequenze automatiche durante le
transizioni di stato, gestione allarmi, procedure di sicurezza, emergenze.
Riepilogando, i principali componenti dell’ impianto solare sono dunque:
Campo solare o campo specchi

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 388
Circuito idraulico dei sali fusi
Sistema di accumulo termico
Generatore di vapore solare GVS
Sistemi ausiliari per avviamento e mantenimento impianto
Sistema di regolazione e controllo
E’ bene a questo punto riassumere brevemente quello che rappresenta il ciclo del processo. In
presenza di radiazione solare diretta il fluido termovettore, prelevato dal serbatoio a 290°C viene fatto
circolare attraverso il campo specchi. In uscita da questo, raggiunti i 550°C, viene inviato al serbatoio
caldo. I Sali fusi in uscita dal serbatoio vengono pompati nel GVS in cui, trasferendo all’acqua il loro
calore sensibile, si raffreddano a 290° e ritornano al serbatoio freddo chiudendo così il ciclo.
8.2 DESCRIZIONE GENERALE CICLO COMBINATO
La centrale termoelettrica ENEL di Priolo Gargallo, inizialmente alimentata ad olio combustibile
e di recente ambientalizzata a CH4 in assetto combinato, è composta da due sezioni da 380 MWe
ciascuna (250 MWe il gruppo turbogas, 130 MWe il gruppo vapore) per una potenza complessiva di
760 MWe.
In ognuno dei due gruppi a ciclo combinato della centrale è possibile distinguere quattro
sottosistemi, il gruppo turbogas Siemens V94 3/A (TG), il generatore di vapore a recupero (GVR), la
turbina a vapore (TV), e il condensatore (C). Come si può apprezzare dalla Figura 483, nel gruppo
turbogas il metano e l’aria compressa dal compressore CO vengono bruciati nella camera di
combustione CC; da qui i fumi prodotti dalla combustione vengono inviati nella turbina a gas TG dove
cedono la loro entalpia che viene trasformata in energia meccanica.
La turbina a gas fornisce energia in parte al compressore CO che continua a comprimere nuova
aria proveniente dall’ atmosfera, in parte al generatore elettrico GE1 che immette l’energia elettrica in
rete. I fumi in uscita dalla turbina a gas, essendo ancora ad alto contenuto entalpico, vengono spediti al
generatore di vapore a recupero dove cedono gran parte della loro energia al vapore attraverso i vari
scambiatori di calore posti nel GVR: il vapore aumenta così il suo livello entalpico e viene inviato
quindi ai vari livelli della turbina a vapore.
Qui il fluido cede la propria energia e viene spedito al condensatore, da cui parte nuovamente per
raggiungere il GVR.
Figura 483: Schema a blocchi - centrale a ciclo combinato (fonte Enel)
Il vapore solare prodotto dalla centrale solare integrata deve essere distribuito alle due turbine a
vapore. Si pone così il problema dello spillamento del vapore che dal GVR deve raggiungere il
generatore di vapore solare GVS. Tale problema verrà esaminato più avanti.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 389
8.2.1 1.3.1 I CICLI TERMODINAMICI
Per ciò che concerne il gruppo turbogas, si ricorda che esso segue il ciclo Bryton; con riferimento
alla Figura 484 osserviamo le seguenti trasformazioni: la 1-2 è una compressione adiabatica a entropia
crescente, il compressore CO comprime l’ aria proveniente dall’ atmosfera.
La 2-3 rappresenta la trasformazione di riscaldamento del fluido grazie alla combustione che
avviene in camera di combustione: si può osservare che la 2-3 non è isobara, ma la pressione tende via
via a diminuire, sebbene di poco, a causa delle perdite di carico.
La 3-4 rappresenta l’espansione in turbina e la trasformazione risulta essere adiabatica a entropia
crescente. A chiudere il ciclo interviene la 4-1 che avviene nell’ atmosfera.
Figura 484 : Ciclo Bryton, Ciclo Hirn
Il ciclo Hirn descrive invece il processo compiuto dal vapore; la 0-1 indica la fase di
riscaldamento dell’ acqua che avviene nella parte meno calda del Generatore di Vapore a Recupero, in
particolare negli scambiatori detti “Economizzatori” (Eco); la 1-2 è una trasformazione isotermobarica di
vaporizzazione, avviene sempre nel GVR, ma nelle sezioni dei cosiddetti “Evaporatori” (Eva); la 2-3
rappresenta la fase di surriscaldamento del vapore, tale fase avviene ancora all’ interno del GVR ma
nelle sezioni dei surriscaldatori (SH); la 3-4’ rappresenta una prima espansione del vapore (ciò avviene
nella Turbina a vapore) che rimane comunque, allo scarico, ancora surriscaldato; da qui il vapore viene
ancora risurriscaldato dai risurriscaldatori (RH) del GVR ed inviato in turbina dove si espande secondo
la 3’-4; siamo ora all’uscita del vapore dalla turbina e a questo punto il vapore viene inviato al
condensatore C dove avviene appunto la condensazione del vapore lungo la isotermobarica 4-0.
8.3 LA CENTRALE A CICLO COMBINATO
In questo capitolo si tiene conto, in prima battuta, degli aspetti generali del ciclo combinato; non
entrando nei particolari del gruppo turbogas, già sufficientemente descritto nel capitolo introduttivo,
passando poi alla descrizione del GVR, propedeutica ai fini dello studio dell’integrazione della centrale
solare col ciclo combinato.
8.3.1 GENERALITÀ SUGLI IMPIANTI COMBINATI GAS – VAPORE
Dal punto di vista strettamente termodinamico le turbine a gas sono convertitori di energia di
buona resa; tuttavia per meglio sfruttare la loro potenza è bene far ricorso agli impianti in assetto
combinati gas-vapore. In tali impianti, come detto, il calore dei gas di scarico della turbina a gas viene
utilizzato in una caldaia a recupero per generare vapore d’ acqua che evolve in un ciclo a vapore a
condensazione. A tale ciclo viene quindi demandato il ruolo di recuperare, nel modo più efficiente
possibile, il calore presente allo scarico della turbina a gas e di trasformarlo in energia
meccanica/elettrica.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 390
Figura 485:Centrale Archimede
L’accoppiamento dei due circuiti gas-vapore consente di realizzare un’ esigenza sempre perseguita
nella termodinamica dei cicli di potenza: la coesistenza dell’ introduzione di calore ad alta temperatura
(possibile solo in impianti a combustione interna) e del rilascio del calore a bassa temperatura (possibile
solo con cicli a condensazione).
Figura 486: Centrale Archimede
Nonostante l’idea base dei cicli combinati sia nota da lungo tempo, la realizzazione industriale di
tali impianti, essendo ovviamente subordinata allo sviluppo tecnologico della turbina a gas, è molto
recente. Le prime applicazioni dei cicli combinati risalgono agli anni ’60, ma non ebbero grande
diffusione perché i rendimenti delle turbine a gas di quell’ epoca erano inferiori allo 0,25 e di
conseguenza il rendimento dei cicli combinati non raggiungeva lo 0,40: essi erano quindi poco
competitivi rispetto alle tradizionali centrali a vapore. Inoltre la tecnologia della turbina a gas era poco
sviluppata e la macchina era ritenuta scarsamente affidabile.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 391
La situazione è radicalmente cambiata solo con il recente avvento (anni ’80) delle turbine a gas
industriali di seconda generazione con rendimenti superiori a 0,3: tutte le centrali a ciclo combinato
installate negli anni ’80 presentano così rendimenti netti compresi fra 0,44 e 0,50, ben superiori a quelli
delle centrali convenzionali a vapore.
Le moderne centrali a ciclo combinato, come la centrale Archimede di Priolo Gargallo, Figura
485 e Figura 486, ha un rendimento di 57,75%, impensabile sino a qualche tempo fà.
Ma oltre ai pregi dell’ elevato rendimento gli impianti combinati hanno altri vantaggi di carattere
economico e funzionale, in particolare:
a) Rendimenti elettrici elevati anche ai carichi parziali;
b) Alta flessibilità di esercizio, consentendo:
1. Il funzionamento di “base”
2. Il funzionamento con “modulazione di carico”
3. Il funzionamento di “punta”
4. Avviamenti giornalieri
5. Ridotto impatto ambientale
6. Bassi costi di installazione, esercizio e manutenzione
7. Possibilità di utilizzare diversi combustibili
8. Elevata affidabilità e disponibilità
9. Tempi brevi di costruzione e di installazione
La turbina il cui combustore è alimentato a gas naturale è il tipo di macchina meno inquinante tra
quelle esistenti perché, all’assenza di emissioni a base di zolfo, unisce una concentrazione di pochi ppm
di CO e di idrocarburi incombusti e al massimo di 70 ppm di NOx essendo provvista di sistema di
abbattimento con iniezione di acqua o vapore in camera di combustione. Una ulteriore riduzione a 10-
15 ppm di NOx , può essere ottenuta con l’installazione di un sistema catalitico inserito nella caldaia a
recupero, oppure di camere di combustione “a secco” a premiscelazione.
8.4 L’ IMPIANTO SOLARE TERMODINAMICO
In questo capitolo si descrive dettagliatamente ogni componente necessario per il buon
funzionamento della centrale solare a partire dagli specchi parabolici che raccolgono l’energia solare.
8.4.1 I CONCENTRATORI PARABOLICI LINEARI
La sezione di raccolta dell’energia solare è costituita da pannelli, elementi, collettori e moduli. Il
sistema base è un paraboloide riflettente di lunghezza 12 m e apertura 5,9 m denominato Elemento.
Ogni elemento è costituito da 10 specchi ricurvi detti Pannelli, vedere le Figura 487 e Errore.
L'origine riferimento non è stata trovata.. I collettori sono costituiti da 8, 6 o 4 elementi e hanno
lunghezze rispettivamente di 100 m, 75 m, 50 m. Il modulo o stringa è un insieme di collettori
collegati in serie idraulicamente: ha una lunghezza di 600 m.
L’asse focale sarà quella nord-sud, il moto di inseguimento solare avverrà sul piano azimutale,
da est a ovest. Per il pannello riflettente abbiamo il coefficiente di riflessione = 0,94; il tubo
ricevitore è caratterizzato dal coefficiente di trasmissione = 0,97 (è in acciaio) ed è alloggiato in un
tubo esterno di vetro antiriflettente.
Fra i due tubi vi è un’intercapedine di vuoto con pressione di 10ˉ² Pa, condizione questa
finalizzata alla massima limitazione delle perdite termiche del tubo ricevitore per conduzione e
convezione. Sul tubo in acciaio si ha un rivestimento in cermet (film di allumina e tungsteno) avente
coefficiente di assorbimento dello spettro solare = 0,94. Il rendimento ottico del sistema risulta allora
ottico = , con fattore di intercettazione, cioè frazione di flusso solare intercettato dal
ricevitore. In letteratura tecnico-scientifica = 0,95, per cui il rendimento ottico risulta pari a ottico =
= 0,81. Con i valori più bassi di otteniamo un ottico dirty pari a 0,77. Il rendimento totale del
paraboloide tot = ottico * termico.
Il rendimento termico è funzione del coefficiente di perdita globale del sistema, delle condizioni
di scambio termico nell’interfaccia fluido – ricevitore, della temperatura di lavoro, dell’irradianza solare.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 392
Il fluido termovettore è costituito da una miscela di sali composta per il 40% da nitrato di
potassio, per il 60% da nitrato di sodio. Questi sali sono stabili fino a 600° e sono poco inquinanti,
poco costosi, poco corrosivi.
Passando da 550° a 290° la potenza termica estraibile in perfetta adiabaticità da 1 kg/s è q =
393,96 kW con C x 1,515 kJ/kgK.
Figura 487: Concentratore Parabolico Lineare

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 393
Figura 488: Specchi e collettori in fase di montaggio (fonte Enel)
Figura 489: Moduli rispettivamente a 8, 6 4 elementi.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 394
8.5 IL FLUIDO TERMOVETTORE
Figura 490: Layout del collettore
8.5.1 RAFFRONTO FRA LE ALTERNATIVE POSSIBILI: MISCELA SALI FUSI –
OLIO DIATERMICO
Il fluido termovettore costituito da Sali fusi rappresenta una delle innovazioni di questa tipologia
di impianto solare ad alta temperatura e al tempo stesso uno dei punti di forza di questa nuova
tecnologia. Prima dell’adozione della miscela di sali fusi, gli impianti solari termici a specchi parabolici
erano ad olio diatermico (miscela di ossido di Difenile e Bifenile) e seguivano lo schema di Errore.
L'origine riferimento non è stata trovata..
Come abbiamo visto la presenza dei serbatoi di Sali fusi garantisce la continuità di
funzionamento. Al più, la miscela di Sali fusi è stata utilizzata precedentemente esclusivamente per
l’accumulo di energia termica; in uno scambiatore di calore l’olio diatermico proveniente dal campo
specchi cede parte della sua entalpia alla miscela di sali che, proveniente da un serbatoio freddo, si
accumula, una volta avvenuto il processo di scambio termico, in un serbatoio caldo. Il processo è
descritto in Figura 491.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 395
Figura 491: Combinazione olio diatermico – miscela sali fusi
Effettuando un paragone tra i sali fusi e l’olio diatermico osserviamo che l’olio ha un costo di
circa dieci volte maggiore rispetto a quello dei sali, alle temperature di utilizzo possiede elevata
infiammabilità ( si avrebbero costi di realizzazione del sistema di accumulo e di tutto il ridondante
sistema antincendio decisamente maggiori). Inoltre la tensione di vapore dell’ olio diatermico alla sua
massima temperatura di processo è pari a 10,6 bar e ciò comporta la necessità di mantenere
pressurizzate le varie parti impianto. Ancora, l’olio è una sostanza tossica, mentre i nitrati di sodio e
potassio sono attualmente utilizzati come fertilizzanti. Appare ora chiaro perché non siano mai stati
realizzati sistemi di accumulo utilizzanti olio.
8.6 LA MISCELA DI SALI FUSI: NITRATO DI SODIO – NITRATO DI
POTASSIO
Nell’ultimo trentennio l’interesse per la miscela di sali fusi, nitrato di sodio - nitrato di potassio, è
cresciuto sempre più proprio per via delle applicazioni sul campo del solare termodinamico. Proprio
per questo è stato possibile recuperare una innumerevole quantità di articoli riguardanti lo studio delle
proprietà termofisiche della miscela di nostro interesse, pubblicati su riviste scientifiche dalla Sandia
National Laboratories e da numerose università di tutto il mondo. E’ interessante notare come la
maggior parte degli articoli abbiano in comune il metodo di analisi “DSC” differential scanning calorimetry
utilizzato per la stesura del diagramma di fase.
La scelta della composizione di utilizzo è dettata dalla necessità di avere un fluido con minore
temperatura di fusione possibile; tale considerazione porterebbe dunque ad utilizzare una miscela con
composizione eutettica e quindi, in base al diagramma di stato, equimolare. Una breve analisi dei costi (
il costo del nitrato di potassio è due volte il costo del nitrato di sodio) ha spinto ad adottare una
composizione nominale di progetto pari al 64% in moli di nitrato di sodio (60% in massa).
Il punto di inizio cristallizzazione per tale composizione della miscela è di 511 K (238°C).Si
riporta sotto una tabella con le proprietà della miscela e le curve caratterizzanti densità, calore specifico,
viscosità assoluta e conducibilità termica in funzione della temperatura.
Proprietà della miscela in fase liquida
Densità kg/m 3 =2090 - 0.636 * T (temp. espressa in °C)
Calore specifico J/kg ° Cp=1443 + 0.172 * T (temp. espressa in °C)
Viscosità assoluta mPa s =22.714 - 0.120 * T + 2.281 * 10 -4 * T 2 - 1.474 x 10 -7 * T 3
(temp. espressa in °C)
Conducibilità termica W/m °C k = 0.443 + 1.9 * 10 -4 * T (temp. espressa in °C)
Tabella 62: Caratteristiche miscela
Figura 492: Diagramma di Stato miscela sali fusi

238
259
280
301
322
343
364
385
406
427
448
469
490
511
532
553
574
595
Viscosità assoluta
238
260
282
304
326
348
370
392
414
436
458
480
502
524
546
568
590
Calore Specifico
210
235
260
285
310
335
360
385
410
435
460
485
510
535
560
585
610
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 396
Variazione della densità al variare della temperatura
Densità [kg/m3]
2000
1950
1900
1850
1800
1750
1700
1650
1600
1550
Temperatura [°C]
Variazione della densità al variare della temperatura
Figura 493: Sali fusi: densità in funzione della temperatura
1560
1540
Variazione del Calore Specifico in funzione della temperatura
1520
1500
1480
1460
1440
Temperatura [°C]
Variazione del Calore Specifico in funzione della temperatura
Figura 494: Sali fusi: calore specifico in funzione della temperatura
Variazione della viscosità assoluta in funzione della temperatura
35
30
25
20
15
10
5
0
Temperatura [°C]
Variazione della viscosità assoluta in funzione della temperatura
Figura 495: Sali fusi: viscosità assoluta in funzione della temperatura

238
259
280
301
322
343
364
385
406
427
448
469
490
511
532
553
574
595
Conducibilità termica
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 397
Variazione della conducibilità temica al variare della temperatura
0,58
0,56
0,54
0,52
0,5
0,48
0,46
0,44
Temperatura [°C]
Variazione della conducibilità temica al variare della temperatura
Figura 496: Sali fusi: conducibilità termica in funzione della temperatura
8.7 CONCLUSIONI SUL SOLARE TERMODINAMICO
L’integrazione dell’impianto solare termodinamico con sistemi per la generazione di potenza in
assetto combinato è fortemente consigliata in quei siti dove vi è una significativa irradiazione solare (in
Europa ad esempio nelle aree mediterranee). Per altro è necessario sottolineare come impianti solari a
specchi parabolici abbiano bisogno di terreni molto ampi per contenere la necessaria estensione del
campo specchi. Riguardo l’impatto socio-economico della zona, è importante evidenziare un
prevedibile effetto positivo sull'occupazione, limitato per l'occupazione diretta, ma più ampio per
l'indotto e le attività ricettive. I rischi specifici dell'impianto solare sono legati ai riflessi dei collettori e
alle caratteristiche dei nitrati. Tuttavia in entrambi i casi si tratta di rischi di limitata entità e per i quali
sono possibili semplici precauzioni per contenerne le conseguenze.
Da quanto sopra detto si è può osservare come gli Impianti Solari Termodinamici sono
integrabili in modo relativamente semplice a impianti di potenza ad assetto combinato. Naturalmente
occorrono accurati studi che vanno dallo studio dell’irradiazione solare e l’esame del territorio all’analisi
del GVR e dei possibili punti di spillamento del vapore. A tal proposito si vuole sottolineare che nell’
ambito della ormai consolidata collaborazione scientifica tra l’Enel ed il DIIM dell’Università degli
Studi di Catania è stato sviluppato con successo il modello matematico complessivo dell’impianto di
generazione Archimede. È dunque auspicabile che tale tecnologia possa essere realizzata in un sempre
maggior numero di impianti, allo scopo di ridurre le quantità di emissioni nocive nell’atmosfera e
l’anidride carbonica inevitabile nei processi di ossidazione di combustibile di natura fossile. Certamente
i costi per la produzione di un siffatto impianto sono attualmente molto elevati, e probabilmente poco
competitivi secondo quanto esitato dai recenti studi di fattibilità. Tuttavia se la produzione fosse estesa
a più impianti sul territorio e si avviasse una produzione in serie dei componenti dell’impianto, a seguito
dell’economia di scala si avrebbe un netto abbattimento dei costi ed il tutto a favore di un domani più
pulito, più vivibile, più “naturale”, in una parola … sostenibile. L’energia sta alla base di tutto. La
produzione di energia da fonti rinnovabili deve essere l’obiettivo comune di tutte le aziende del settore
per un armonico sviluppo delle società del terzo millennio.
U.M.
Orientamento collettori
NS
Radiazione diretta normale kWh/(m 2 a) 1.748
Radiazione media annua sui collettori 28 kWh/(m 2 a) 1.415
Numero di collettori 318
Superficie collettori 10 4 m 2 17,91
28 Tiene conto dell’orientamento dei collettori e dell’effetto delle loro ombre.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 398
Potenza di picco del campo solare 29 MWt 136,1
Temperatura serbatoio caldo °C 550
Temperatura serbatoio freddo °C 290
Portata sali fusi nel campo solare alla potenza di kg/s
picco
345,6
Energia solare massima (DNI) GWht/a 313,1
Energia solare sul piano dei collettori GWht/a 253,4
Energia solare trasferita al fluido GWht/a 156.5
Rendimento medio annuo di raccolta 30 % 61,8
Energia solare massima accumulabile GWht/a 151.3
Capacità accumulo MWh 500
Potenza termica massima del GV MWt 64,4
Energia termica accumulata GWht/a 149.9
Energia termica utilizzata GWht/a 130,6
Frazione rispetto alla accumulata % 87,2
Frazione rispetto a quella sul piano dei collettori % 51,6
Potenza elettrica nominale MWe 28,08
Efficienza alla potenza nominale % 43,6
Energia elettrica lorda prodotta 31 GWhe/a 55,9
Ore annue di funzionamento previste h/a 5.110
Ore effettive di funzionamento h/a 2.774
Fattore di utilizzazione dell’impianto 32 % 38,9
Rendimento medio annuo elettrico netto sul DNI % 17,3
Risparmio di energia primaria 33 TEP 11.835
Emissione CO 2 evitata 33 10 3 kg 36.306
Tabella 63: Parametri riassuntivi dell’applicazione all’impianto di Priolo Gargallo
8.8 IMPIANTI SOLARI TERMODINAMICI AUTONOMI
L'impianto della centrale Archimede di Priolo, da poco inaugurata e quindi in produzione, integra
una centrale termica esistente producendo, come sopra visto, vapore aggiuntivo da inviare alla turbina a
vapore esistente. Tutta la circuitistica a valle del HRSG è praticamente invariata e pertanto il
condensatore, le pompe, ... ,restano invariate.
Per le centrali solari di potenza autonome le cose sono molto più complesse perchè queste si
accoppiano direttamente con la sezione di generazione di potenza meccanica ed elettrica, in pratica con
la turbina a vapore. Nasce allora il problema del controllo della turbina che soffre molto le variazioni di
pressione e, soprattutto, non accetta volentieri i transitori di spegnimento ed avviamento in tempi
rapidi.
Per conseguenza, a differenza della Centrale Archimede dove l'accumulo serviva anche ed
essenzialmente a mantenere liquido il fluido refrigerante, nelle centrali autonome l'accumulo termico
assolve alla funzione essenziale di controllo della turbina, garantendo i transitori brevi (ad esempio
passaggio delle nuvole) e quelli medi (entro un giorno, giusto per consentire il funzionamento continuo
di giorno e di notte).
Esistono numerosi tipi di centrali solari di potenza e non tutte sono qui esposte per la limitatezza
del tempo disponibile. Si hanno centrali ad eliostati focalizzanti aventi tanti specchi su un campo che
29 Con un flusso solare di 1.000 Watt/m 2 e un’efficienza di picco dei collettori del 76%.
30 Calcolato sull’energia solare sul piano dei collettori
31 Per ottenere la produzione netta occorre detrarre l’assorbimento degli ausiliari relativi alla parte solare, stimati al 3% dell’energia
prodotta.
32 Rapporto tra l’energia prodotta e quella producibile se l’impianto lavorasse alla potenza nominale per tutte le ore di
funzionamento previste.
33 Si è considerato un consumo specifico termico medio di 2.184 kcal/kWh e un’emissione specifica di 670 g CO 2/kWh, dati
medi ENEL 2003 per produzione termoelettrica.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 399
concentrano la radiazione solare su un fuoco ove è posta la caldaia (ad esempio era così la prima
centrale solare italiana, quella di Adrano, del tipo progettato dal prof. Francia).
Figura 497: Impianto a torre con campo ad eliostato
Figura 498: Varie di tipologie di collettori solari di potenza
Per queste centrali solari si pensa di utilizzare come fluido termovettore il sodio, sfruttando così
tutta l'esperienza accumulaa per gli impianti nucleari di potenza. Oppure si possono utilizzare leghe Na-
K particolari. Sono state proposte centrali solari (vedasi la filiera spagnola) con compi specchi parabilici
ad asse fisso e con fluido termovettore costituito da olio diatermico. Il circuito primario, vedi Figura
499, è ad olio diatermico che alimenta il circuito secondario in cui un generatore di calore a recupero
(HRSG) produce vapore surriscaldato che alimenta una turbina per la produzione di energia elettrica
con ciclo Hirn. Una nuova tendenza è quella di non usare olio diatermico, che pone numerosi problemi
di stabilità e sicurezza, ma di produrre direttamente vapore all'interno dei tubi focalizzanti dei collettori
parabolici. Questo tipo di impianti viene detta a generazione diretta di vapore (DSG, Direct Steam
Generator). In Figura 500 si ha un esempio schematico di impianto ad olio e di un impianto
DSGsemplificato. Naturalmente la produzione diretta di vapore pone problemi di stabilità di Ledinegg.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 400
Figura 499: Centrale solare con collettori parabolici e olio diatermico
Figura 500: Confronto fra impianto ad olio diatermico e DSG
In Figura 501 si ha la schematizzazione fisica della cosiddetta instabilità di Ledinegg. Se si
esprimono le perdite di pressione per un fluido omogeneo all'interno di un condotto si ha la relazione:
l w m
pl
kl
d 2 d
2 2
ricordando la relazione di Darcy sulla proporzionalità al quadrato della portata e l'inversa
proporzionalità alla quinta potenza del diametro. Il coefficiente k l dipende dalle caratteristiche
termofisiche del liquido. Analogamente si possono esprimere le perdite di pressione nel caso di moto
del solo vapore:
p
v
m
2
kv
d
5
In Figura 501 sono rappresentate, tratteggiate, le curve di perdita di pressione del liquido (più in
basso) e del vapore (più in alto). In Figura 502 si ha la rappresentazione delle trasformazioni di fasi che
possono avvenire all'interno di un tubo bollitore focalizzante di un sistema DSG.
5

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 401
Figura 501: Esemplificazione dell'instabilità di Ledinegg
Figura 502: Le varie trasformazioni di fase lungo un tubo bollitore DGS
L'acqua entra in fase liquida, con data portata massica, e si riscalda tramite l'energia che le
parabole focalizzano sulla superficie laterale del condotto stesso. Detta m la portata e q' il flusso
(W/m) ricevuto, se la temperatura di ingresso è T il e h il è l'entalpia di ingresso, indicando con h vs
l'entalpia del vapore saturo, deve valere il seguente bilancio:
q l mc T T
'
preriscaldamento p sl il
con T sl la temperatura di saturazione del liquido. Da questa relazione si calcola la lunghezza di
preriscaldamento. Analogamente si calcola la lunghezza di completa vaporizzazione:
q l m h h
' vaporizzazione vs ls
ove h vs e h ls indicano le entalpie del vapore saturo secco e del vapore saturo umido. Infine, fissata
la temperatura di surriscaldamento (per data pressione di esercizio) si calcola la lunghezza di
surriscaldamento:
q l mc T T
' surriscaldamento
p sur . vap
sv
Nel tratto di vaporizzazione intermedio si ha un moto bifase in quanti si ha la presenza di acqua e
del proprio vapore, per data pressione di esercizio. Le perdite bifasiche (vedi Volume 3°) possono in
genere esprimersi in funzione delle perdite monofasi liquide mediante un moltiplicatore:
l
M
p
2F
1Fl
ove il moltiplicatore 34 M è sempre maggiore di 1. Se allora rappresentiamo in Figura 501 la perdita
di pressione bifase questa sarà superiore a quella monofase liquida.
34 Si vedrà nel Volume 3° come calcolare il moltiplicatore M. Si hanno vari metodi che possono essere teorici o
empirici. In tutti i casi è bene tenere presente che M>1 sempre.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 402
Figura 503: Sezione del tubo bollitore ricevente
Negli impianti solari la potenza trasmessa al tubo bollitore non è costante durante il giorno,
variando dall'alba al tramonto. Pertanto volendo mantenere le temperature di uscita dal tubo bollitore
(perchè le turbine a vapore male accettano la variazione della temperatura di ingresso) allora occore
variare la portata. In particolare, rispetto alle condizioni di massima insolazione, la portata deve
diminuire.
Dalle precedenti relazioni si evince che, a parità di condizioni, diminuendo la portata cambiano le
cadute di pressione, sia monofasi che bifasi. In Figura 501 si vede che se consideriamo le condizioni in
cui per una data portata il fluido si mantiene tutto liquido, dimunendo la portata si raggiunge un punto
in cui si innesca l'ebollizione e quindi le perdite di pressione diventano bifase e maggiori di quelle
monofasi. Sempre in Figura 501 si può vedere una curca ad S di raccordo fra la curva inferiore, relativa
alle perdite di pressione del liquido, e quella superiore, relativa alle perdite di pressione del vapore. Nella
stessa figura si ha la curva caratteristica della pompa di circolazione.
Si osserva che i punti di lavoro possibili sono tre:
P'' punto di lavoro corrispondente ad una portata di solo vapore;
P punto di lavoro corrispondente ad un flusso bifase;
P' punto di lavoro corrispondnete ad una portata di solo liquido.
Supponendo che il punto di lavoro sia P si osserva che:
se la portata diminuisce e quindi ci si sposta a sinistra di P la caduta di pressione del tubo
bollitore (ancora in condizioni bifase) sono superiori a quelle che la pompa può bilanciare. Si ha,
pertanto, un difetto di pressione che fa diminuire ancora la portata (si ricordi che l'elemento
attivo è la pompa e quindi la legge di variazione della pressione con la portata è quella della
curva caratteristica della pompa) e lo squilibrio continua a ripetersi fino a quando si arriva al
punto P'';
se la porata cresce e quindi ci si sposta verso destra di P allora la caduta di pressione nel tubo
bollitore è minore di quella disponibile dalla pompa che, di conseguenza, fa crescere ancora la
portata fino a fermarsi nel punto P'.
In definitiva il punto P di lavoro è instabile e questa instabilità è detta di Ledinegg. Per
stabilizzare il tubo bollitore occorre inserire una resistenza all'imbocco che porti ad una caratterista
(somma delle cadute di pressione nella resistenza e nel tubo bollitore) tale da contraddire il
funzionamento sopra descritto. Il valore della resistenza è elevato rispetto a quella del tubo bollitore.
La stabilizzazione del tubo bollitore è pertanto onerosa perchè porta a disperdere pressione in un
elemento passivo, la resistenza, senza latri vantaggi.
In Figura 504 si ha il layout dell'impianto DISS sperimentale per lo studio del sistema DSG.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 403
Si osservi che negli schemi DSG sopra visti manca il sistema di accumulo in quanto si tratta di
impianti piloti costruiti per studiare la produzione diretta di vapore. In realtà negli impianti industriali
funzionanti occorre sempre tenere conto dell'accumulo termico sia per smorzare i transitori brevi
(passaggio di nuvole) che per garantire il funzionamento continuo della turbina anche durante la notte.
In Figura 505 si ha un layout più complesso di un impianto solare a collettori parabolici o di tipo
Fresnel dotato anche di un sistema di accumulo suddiviso in tre sezioni, di un separatore di vapore e di
un sistema completo Hirn con rigenerazione.
I sistemi di accumulo sono molto voluminosi ed onerosi. Oggi si tende ad utilizzare i sistemi a
cambiamento di fase (Phase Change Module, PCM) o ad accumulo di calore sensibile (ad esempio in
calcestruzzo) o anche con calore latente nei separatori di lavpore.
Figura 504: Layout della test facility DISS per la sperimentazione del DSG
Figura 505: Layout di un impianto solare DSG completo con sistema di accumulo

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 404
9 IMPIANTI SOLARI FOTOVOLTAICI
Un altro interessante sistema di produzione di energia elettrica direttamente dall’energia solare è
dato dai sistemi fotovoltaici. Questi hanno avuto un grande interesse di ricerca con l’industria
aerospaziale, fin dagli anni ’50, e in particolare per fornire energia elettrica ai satelliti.
9.1 FISICA DI BASE DELLE CELLE FOTOVOLTAICHE
La Fisica di base per il funzionamento di questi dispositivi è molto interessante e si basa anche su
considerazioni quantistiche. In Figura 506 si ha la legge di emissione radiativa di Planck relativa ad un
corpo ideale detto corpo nero e in Figura 507 si ha la rappresentazione grafica della stessa legge.
Figura 506: Legge di Planck per l’emissione radiativa del corpo nero
Figura 507: Distribuzione radiativa del corpo nero
L’intervallo di lunghezze d’onda fra 380 e 780 nm riveste grande importanza per l’Uomo perché
esso si riferisce a radiazioni capaci di impressionare la retina degli occhi e quindi produrre la visione.
Noi chiamiamo luce la radiazione elettromagnetica compresa in questo intervallo: dalla Figura
507 e dalla Figura 508 si può osservare come la luce visibile rappresenti circa il 30% della radiazione
solare fra 0 e 2500 nm (radiazioni di bassa lunghezza d’onda).
Nella Figura 508 si ha, sovrapposta alla distribuzione radiativa di un corpo nero a 5879 K, la
distribuzione della radiazione solare a livello del mare: si osservino i picchi di assorbimento dovuti ai
gas presenti nell’atmosfera. Nella stessa figura è rappresentato l’intervallo di lunghezza d’onda della luce
visibile, come sopra indicato, e si può osservare come, a causa dei picchi di assorbimento suddetti, la
percentuale di queste radiazioni visibili è di circa 40-45% (a seconda dell’altitudine e della trasparenza
atmosferica).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 405
Tutti i corpi a temperatura T > 0 K emettono radiazioni elettromagnetiche che in genere non
vediamo perché al di fuori dell’intervallo di visibilità. Alcuni corpi, ad esempio i filamenti delle lampade,
a temperatura elevata (in genere al di sopra 1000 K) emettono radiazioni visibili, come si può osservare in
Figura 509 ove si riporta anche la radiazione solare per confronto. In base alla teoria quantistica ad ogni
radiazione è associata una energia data dalla relazione:
h
E h
Con h costante di Planck, la frequenza e la lunghezza d’onda della radiazione considerata.
Figura 508: Distribuzione reale della radiazione solare
Se consideriamo giunzioni di particolari semiconduttori, caratterizzati da avere una matrice silicea
con l’aggiunta di elementi droganti di tipo p se rendono libere cariche positive e di tipo n se rendono
cariche negative, si fare in modo (selezionando opportunamente la tipologia e i materiali costitutivi) che la
radiazione solare di particolare lunghezza d’onda (e quindi particolare energia) liberi una carica elettrica che
può essere sottoposta ad un campo elettrico esterno e quindi dare una corrente elettrica.
Figura 509: Distribuzione dello spettro di alcune sorgenti luminose

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 406
Figura 510: Curve isoradiative per l’Italia
Tabella 64: Radiazione mensile media in alcune località
In Figura 511 sia ha una sezione di una cella fotovoltaica con l’indicazione degli strati di
semiconduttori: un fotone di energia hopportuna può rompere il legame che lega la carica elettrica alla
struttura cristallina del semiconduttore rendendola libera e quindi disponibile per il circuito di
polarizzazione esterno, come schematizzato in Figura 512. La corrente che una cella fotovoltaica può
rendere disponibile all’utilizzatore (cioè al carico esterno) dipende dalla tensione di alimentazione ed è
riportata in curve dette caratteristiche delle celle, come rappresentato in Figura 513.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 407
Si tratta comunque di corrente continua che deve poi essere convertita in corrente alternata
mediante particolari dispositivi detti inverter prima di essere inviata ad una utenza domestica.
Figura 511: La cella fotovoltaica
Figura 512: Schema di funzionamento della cella fotovoltaica
Figura 513: Curva caratteristica tensione – corrente per una cella solare
Il rendimento massimo teorico della trasformazione di energia solare in energia elettrica è del
32%. Le celle fotovoltaiche attualmente disponibili hanno un rendimento dal 10% al 28 % circa, ma
sono allo studio celle avanzate con rendimenti molto maggiori.
Ad esempio il rendimento delle celle fotovoltaiche ad arseniuro di gallio-antimoniuro di gallio
raggiunge una efficienza del 35%, con un costo di produzione dell’energia elettrica cinque volte

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 408
maggiore di quello con celle tradizionali. In Figura 515 si ha uno schema elettrico semplificato per un
utilizzo domestico dei sistemi fotovoltaici.
Figura 514: Esempio di curve caratteristiche per una cella fotovoltaica
Si osservi che la produzione di energia elettrica è sincrona con la disponibilità della radiazione
solare e pertanto solo durante le ore diurne possiamo produrre energia elettrica. Se vogliamo utilizzare
nelle ore serali l’energia elettrica prodotta di giorno dalle celle fotovoltaiche dobbiamo accumularla in
accumulatori elettrici in modo da avere un uso asincrono dalla radiazione solare. Questo ulteriore
dispositivo di accumulo rende critico l’intero processo di produzione di energia elettrica mediante le
celle fotovoltaiche perché si tratta di un dispositivo costoso e di durata limitata.
Figura 515: Configurazione di rete in sistemi residenziali
In definitiva perché si possa avere un sistema fotovoltaico occorre avere almeno tre componenti: il
generatore fotovoltaico, il sistema di accumulo e il sistema meccanico di supporto delle celle
fotovoltaiche (vedi Figura 516). Le celle fotovoltaiche sono di solito raggruppate in matrici in modo da
ottenere una tensione ed una corrente nominale meglio utilizzabile nelle applicazioni domestiche o
industriali. I moduli, di solito composti da 36 celle, sono assemblati come indicato in Figura 519 e in
Figura 521 e in Figura 520 ove sono visibili le connessioni elettriche interne delle celle.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 409
In pratica i moduli fotovoltaici sono dei pannelli di dimensioni di 30-40 cm x 60 – 80 cm (con
potenza di circa 40- 50 W di picco) che debbono essere posizionati in modo opportuno in modo da
raccogliere la maggiore quantità di energia solare.
Figura 516: Componenti fondamentali di un sistema fotovoltaico
Figura 517: Data Sheet di una cella fotovoltaica

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 410
Figura 518: Caratteristiche tecniche e costruttive di un pannello fotovoltaico
Figura 519: Modulo di celle fotovoltaiche

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 411
Per fare questo si utilizzano dei sistemi di supporto che possono essere fissi o mobili (per inseguire
il sole nel suo cammino apparente), come illustrati in Figura 522. In ogni caso la posa in opera dei pannelli
solari fotovoltaici pone gli stessi problemi dei sistemi a collettori piani di tipo termico visti nel paragrafo
precedente. Si deve sempre risolvere un problema di tipo architettonico che pone anche, in sub ordine,
problemi di impatto visivo non indifferenti.
Nelle figure seguenti si hanno esempi di installazione di pannelli solari in edifici sfruttando le
superfici orizzontali (tetti), verticali (pareti) o inclinate.
Si osserva che l’impatto visivo è uno dei maggiori ostacoli all’utilizzo dei sistemi solari aventi
superfici di captazione di dimensioni non trascurabili.
Figura 520: Connessione circuitale dei moduli fotovoltaici
Figura 521: Particolare dell’array di celle fotovoltaiche
Figura 522: Tipologia di posa : a inseguimento, a cavalletto, su pali

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 412
Figura 523: Tetto fotovoltaico - Esempio di installazione
Figura 524: Problemi di installazione sui tetti
Lo Stato, in relazione all’attuazione degli accordi di Kyoto per la riduzione di circa il 6.6% dei gas
serra, fornisce contributi significativi ai privati per l’installazione dei soffitti solari – fotovoltaici e in più
consente di avere un contratto di allacciamento con la rete elettrica nazionale tale da evitare
l’installazione, se si vuole, degli accumulatori elettrici. In pratica durante il giorno l’energia prodotta
viene venduta al Gestore della Rete e di sera viene riacquistata: la rete elettrica nazionale fa da
accumulatore elettrico.
Il vantaggio che si ha è immediato: durante le ore di maggiore insolazione si ha anche il maggior
carico elettrico e pertanto la cessione in rete di energia elettrica riduce l’esigenza di importazione di
energia dall’estero.
Tuttavia si osserva che quando si è data applicazione alla L. 9/91 (Piano Energetico Nazionale)
favorendo la produzione privata di energia elettrica si è incentivata la vendita dell’energia prodotta con
un provvedimento, noto come CIP 6, che vedeva il prezzo del kWh venduto all’ENEL pari a circa 200
L di allora.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 413
Figura 525: Particolari di installazione sui tetti
Dal punto di vista dell’incidenza dei sistemi fotovoltaici sul totale dei consumi elettrici in Italia si
deve osservare che siamo ancora lontani dall’avere apporti significativi. Il costo dei sistemi fotovoltaici è
ancora elevato a causa, fra l’altro, del ridotto mercato presente.
Figura 526: Installazione su facciate verticali

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 414
Figura 527: Installazione su facciate inclinate
Successivamente, esaurita la fase iniziale di incentivazione, si è posto fine al CIP 6 e in più
l’ENEL (ora Gestore Nazionale Rete Elettrica) non accetta più la vendita di energia elettrica autoprodotta
se non con potenze e certe garanzie che solo grandi produttori possono fornire.
Questa politica si è rivelata disastrosa sia per l’esistenza dei piccoli produttori di energia elettrica
sia per lo sviluppo dei sistemi di cogenerazione (dei quali si parlerà più avanti) limitando, di fatto,
l’interazione con la rete elettrica (serbatoio elettrico).
Si ha un fondato sospetto che si percorrerà la stessa strada anche per la vendita in rete di energia
elettrica autoprodotta con sistemi fotovoltaici non appena si esaurirà la spinta incentivante iniziale. Del
resto tutte le misure di incentivazione hanno durata limitata !
Si vedrà negli anni prossimi se anche per l’energia fotovoltaica si avrà un insuccesso come quello
avuto con l’energia solare termica. si ricorda ancora la campagna dell’ENEL per gli scalda acqua solari
che non ha innescato la nascita di un mercato autosufficiente dei pannelli solari.
I sistemi fotovoltaici si prestano bene anche per la costruzione di piccole centrali di potenza
come quella di Vulcano da 80 kWep (vedi Figura 528) e di Serre (vedi Figura 529) da 3.3 MWep.
Probabilmente i costi di installazione iniziali sono ancora elevati e i tempi di pay back non proprio
esaltanti, tuttavia le centrali fotovoltaiche offrono numerosi vantaggi che spesso non hanno un
riscontro economico. Esse sono ecologiche, sono compatibili con lo sviluppo sostenibile e possono
essere installate in luoghi che presentano problemi di logistica notevoli, come per la centrale di Vulcano
o in genere là dove si ha una scarsa accessibilità ai luoghi, come illustrato in Figura 530.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 415
Figura 528: Installazione di pannelli nell’isola di Vulcano – Potenza 80 kWep
Figura 529: Impianti da 3.3 MWep di Campo Serre (Salerno)

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 416
Figura 530: Installazioni particolari di pannelli fotovoltaici
9.2 DIMESIONAMENTO DELL’IMPIANTO FOTOVOLTAICO
Per dimensionare gli impianti fotovoltaici si utilizzano gli stessi dati già visti in precedenza per la
disponibilità dell’energia solare. Si rimanda al $6.4 per ulteriori dettagli.
9.3 CRITERI DI DIMENSIONAMENTO DEGLI IMPIANTI
FOTOVOLTAICI
I sistemi fotovoltaici possono vantaggiosamente essere utilizzati per:
Sistemi autonomi (stand alone)
Sistemi connessi alla rete (grid connected)
Centrali fotovoltaiche
Sistemi integrati negli edifici
Nel caso dei sistemi autonomi si hanno utenze difficilmente collegabili alla rete perché ubicati in
aree poco accessibili. In genere le utenze con bassi consumi di energia non rendono conveniente il
costo dell’allacciamento (esempio tipico delle utenze nelle isole). Per le utenze connesse alla rete si
utilizza come sistema di accumulo la rete principale. In questo caso si utilizzano contatori bidirezionali.
Senza lo scambio con la rete si dovrebbero utilizzare gli accumulatori di energia con conseguenti alti
costi.
CONTROLLO DI POTENZA
Per regolare la tensione in uscita dalle celle fotovoltaiche occorre un sistema di controllo (BOS
Balance Of System) che ne mantenga costanti i valori. Le funzioni svolte sono:
Regolatore di cariche delle batterie preservando gli accumulatori da un eccesso di carica o
scarica;
Dispositivo di inseguimento del punto di massima potenza;
Convertitore CC/CA o inverter nel caso si richieda la CA per l’utenza o questa sia connessa in
rete;
Dispositivo di controllo per adattare la tensione alla rete (filtraggio delle armoniche e
rifasamento).
POTENZIALITÀ DEL FOTOVOLTAICO
La quantità di energia elettrica prodotta dipende:
Dalla superficie dell’impianto

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 417
Dalla posizione dei moduli (angolo rispetto all’orizzontale ed angolo di orientamento rispetto al
Sud)
Radiazione solare incidente sul sito
Efficienza dei moduli
Efficienza del sistema di regolazione (BOS)
Temperatura di funzionamento.
Se si ipotizza che il modulo fotovoltaico presenti un’efficienza linearmente dipendente dalla
temperatura si ha la relazione:
1
T T
R c R
Ove R è il prodotto dell’efficienza di riferimento della cella per il fattore di riempimento del
modulo mentre T R è la temperatura di riferimento per l’efficienza precedente. è il coefficiente di
efficienza di temperatura della cella.
Un bilancio energetico del modulo fotovoltaico fornisce la potenza elettrica utile prodotta:
E AI AI AU T T
L c a
Ove I è l’intensità dell’energia solare incidente sul piano del modulo;
U L è il coefficiente di dispersione termica del modulo;
la trasmissività solare della copertura protettiva;
il fattore di assorbimento della cella
Tenendo conto che U L è almeno un ordine di grandezza maggiore del gruppo
la seguente espressione approssimata per il rendimento (sottostimata al 5%):
I
R
Ta TR
U
L
si ottiene
La media mensile dell’energia elettrica giornaliera prodotta dalla cella si ottiene integrando sul
mese il valore istantaneo e dividendo per il numero N di giorni del mese:
E 1
Edt AI dt A H
mese mese
b
N
Dove è la media mensile della radiazione solare giornaliera incidente sul piano del modulo, è
il valore medio mensile della trasmissività.
Il valore medio mensile dell’efficienza del modulo è dato da:
I dt
I dt b T T I dt I dt
2
mese
R
mese mese
a R
NH
U
mese
I dt
L
mese
Il primo integrale è la radiazione solare mensile sulla superficie del modulo, il secondo integrale è
la differenza fra la temperatura ambiente media mensile pesata con l’intensità della radiazione T’ a e la
temperatura di riferimento mentre il terzo integrale va valutato in termini del prodotto medio mensile
trasmissività - assorbimento ed una variabile adimensionale V definita come:
2
n I dt
mese
V
2
NH
Con n numero di ore o di secondi nel giorno. La variabile di riferimento viene espressa nella
forma:
2
V aX bX c
Con i seguenti valori:

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 418
Ove si hanno:
X
R
R
'
1,548 K 11,548
K
n
s h h s
a K K
2
12,16
h
9,88
h
0,80
b K K
2
1,90
h
9,79
h
10,15
c
2
2,04Kh
1,23 0,58
Con Kh
indice di trasparenza atmosferica e con il simbolismo già visto per il calcolo della
radiazione solare.
9.4 CONTO ENERGIA
A partire dal D.L. 387/2005 gli impianti fotovoltaici sono stati incentivati con contribuiti diretti
per l’acquisto e l’installazione. Con il D.M. 19-02-2007 è stato modificato il precedente metodo di
incentivazione introducendo il concetto di “conto energia”. Il nuovo decreto semplifica molto le
procedure necessarie per l’attivazione del conto energia e in particolare occorre presentare una
domanda per la richiesta di attivazione del conto energia entro 60 giorni dalla fine dei lavori di
installazione dell’impianto fotovoltaico. L’Utente potrà vendere l'energia prodotta al gestore elettrico
nazionale, ricevendo periodicamente:
per gli impianti da 1 a 3 kWp 35 una cifra di 0,40 € per ogni kWh prodotto per gli impianti su
tetto piano o posti in giardino, 0,44 € per gli impianti con i pannelli fotovoltaici fissati sulle
tegole, 0,49 € per gli impianti solari con i pannelli inseriti al posto delle tegole (integrati
architettonicamente ).
per gli impianti superiori a 3kWp sino a 20 kWp una cifra di 0,38 € per ogni kWh prodotto
per gli impianti su tetto piano o posti in giardino, 0,42 € per gli impianti con i pannelli
fotovoltaici fissati sulle tegole, 0,46 € per gli impianti solari con i pannelli inseriti al posto delle
tegole (integrati architettonicamente nelle falde dei soffitti degli edifici.)
per gli impianti superiori a 20kWp una cifra di 0,36 € per ogni kWh prodotto per gli impianti
su tetto piano o posti in giardino, 0,40 € per gli impianti con i pannelli fotovoltaici fissati sulle
tegole, 0,44 € per gli impianti solari con i pannelli inseriti al posto delle tegole ( integrati
architettonicamente ).
Con questo nuovo contributo solare vengono in effetti premiati gli impianti piccoli sino a 3
kWp come massimo e quelli integrati architettonicamente viene premiato anche il risparmio
energetico: le tariffe verranno incrementate fino ad un massimo del 30% se dopo aver installato
l'impianto fotovoltaico si affronteranno lavori di ristrutturazione che portino anche ad un dimostrabile
abbattimento del consumo energetico della propria abitazione.
Per esempio se si dimosta di risparmiare il 40 % di energia, allora il contributo è incrementato del
50 % di questo risparmio, cioè del 20%.
In pratica grazie al conto energia si potrà vendere l'energia prodotta ad un prezzo di circa due
volte e mezzo il prezzo a cui poi il gestore stesso e la rivende per i scopi privati. In base al
meccanismo sopra accennato è conveniente installare impianti dimensionati per il carico elettrico della
propria abitazione perché l’eccesso risulta meno conveniente.
35 Si indica con kWp la potenza elettrica di picco prodotta. Si ricordi che la potenza generata in un giorno ha un
valore medio pari a circa W m= kWp/1.42.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 419
10 ENERGIA EOLICA
Una fonte di energia certamente rinnovabile e assolutamente eco-compatibile è quella eolica.
L'energia eolica, a stretto rigore, altro non è che una forma indiretta di energia solare, poiché il
movimento delle masse d'aria è innescato dalle disunformità nel riscaldamento terrestre (diverso
riscaldamento dell'equatore rispetto ai poli nord e sud; della terra ferma rispetto al mare; ecc.)
MULINI A VENTO AD ASSE VERTICALE
Le prime macchine (mulini a vento persiani) erano macchine ad asse verticale, realizzati con vele
inizialmente in tela e poi in legno collegate a grandi ruote orizzontali, messe in rotazione dalla pressione
generata dal vento sulle vele. Simili macchine furono in uso anche in Cina (13° secolo AC) e, più tardi,
si diffusero in Europa.
Figura 531: La prima turbina eolica - F. Brush (1849-1929)
Fra le macchine ad asse verticale ricordiamo quella basata sul rotore Savonious (1924) e quella di
Darrieus (1920). Nei tempi antichi l'energia cinetica del vento venne inizialmente impiegata per scopi
propulsivi; la produzione di energia meccanica dal vento è più recente: pare che i primi mulini a vento
risalgano a non più di qualche migliaio d'anni fa.
Per quanto riguarda la generazione di energia elettrica, le macchine ad asse verticale non
richiedono dispositivi per l'orientazione del rotore; moltiplicatore e generatore sono al suolo, il che
semplifica le operazioni di manutenzione; per contro non traggono pieno vantaggio della maggior
velocità del vento e della minor turbolenza alle maggiori altezze dal suolo.
MULINI A VENTO AD ASSE ORIZZONTALE
Si svilupparono quando i mulini a vento si diffusero in Europa (nel Medioevo, ai tempi delle
crociate): una ruota verticale mette in rotazione un albero (verticale) mediante opportuni sistemi ad
ingranaggio.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 420
Le prime macchine di questo tipo comparvero in Francia ed in Inghilterra; successivamente si
diffusero anche in America e trovarono svariati impieghi (tipicamente come aeropompe); nei Paesi
Bassi essi trovarono largo impiego.
GENERAZIONE DI ENERGIA ELETTRICA
Figura 532: Gedser Wind Turbine (1956-57)
Il primo mulino a vento accoppiato ad un generatore elettrico ("aerogeneratore" o "aeromotore")
venne realizzato verso la fine del 19° secolo (in Danimarca). Solo dopo la prima guerra mondiale si
costruirono le prime vele con profili aerodinamici per mulini a vento e le nuove macchine assunsero in
seguito la denominazione di "turbine eoliche".
Figura 533: Mulini ad assi verticali e primo impianto con turbine da 630 kW
Nel 1940 negli Stati Uniti fu costruita una macchina da 1250 kW bipala (installata a 610 m di
altitudine, sul Grandpa's Knob, in Vermont), con una torre di 34 m; un rotore di 55 m di diametro, a 28
giri/min nominali. Il rotore si ruppe nel 1945 per fatica ed in seguito il progetto venne abbandonato in
quanto allora l'energia eolica non poteva economicamente competere con la produzione di energia
elettrica da centrali a combustibile fossile e idroelettriche.
Indirettamente l’energia eolica è figlia dell’energia solare poiché si tratta di spostamenti di massa
d’aria innescati da surriscaldamenti locali dovuti alla radiazione solare. Tutta la meteorologia è figlia
della distribuzione dell’energia solare sulla Terra. Questi impianti sono concettualmente semplici:
l’energia dinamica dell’aria in movimento mette in azione un mulino a pale opportunamente sagomate
che a sua volta aziona un generatore elettrico per la produzione di energia elettrica. Oggi sono
disponibili pale che possono entrare in azione con velocità di 2-4 m/s. La fattibilità economica di questi
impianti è assicurata in zone particolarmente ventose durante tutto l’anno.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 421
Figura 534: Azione del vento
Figura 535: Utilizzo dell’energia eolica
Figura 536: Campo di generatori eolici su terraferma

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 422
Figura 537: Campo di generatori eolici in mare
Figura 538: Generatori eolici in mare – torre da 133 m e diametro di 122 m
La scelta dei siti di installazione delle pale a vento è effettuata, oltre che in base all’indice di
ventosità, anche in funzione dell’inquinamento acustico prodotto da questi generatori. Pertanto sono
favoriti i siti lontani dai centri abitati o addirittura in mare.
In Sicilia è già attiva una Legge Regionale che incentiva l’installazione di questi sistemi di
conversione. Si conta di avere una potenza elettrica installata di almeno 500 MWe. L’energia prodotta è
direttamente immessa nella rete del GRNT. Il costo medio è di circa 1.000.000 €/MWe a seconda della
taglia dell’impianto. Sono in corso diverse iniziative nazionali e regionali per l’installazioni di campi di
generatori eolici e l’incidenza di potenza elettrica così prodotta potrà arrivare al 5% della potenza totale
prodotta in Italia.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 423
L'ENERGIA EOLICA
Una fonte di energia rinnovabile e assolutamente eco-compatibile è quella eolica. Essa, a stretto
rigore, è una forma indiretta di energia solare, poiché il movimento delle masse d'aria è innescato dalle
disunformità nel riscaldamento terrestre (diverso riscaldamento dell'equatore rispetto ai poli nord e sud;
della terra ferma rispetto al mare; ecc.).
La produzione lorda di energia elettrica in Sicila, nel 2005, è stata pari a 26.207,3 Gwh, di cui
22.567,4 Gwh derivanti da Operatori del mercato elettrico e 3639,8 Gwh da Autoproduttori. La
produzione totale netta di energia elettrica è stata invece pari a 24796,4 Gwh.
La produzione di energia elettrica netta deriva per circa 23.609,6 Gwh da fonte termoelettrica,
pari al 95,21% della produzione totale netta dell’isola (contro il 96,04% del 2004), 806,9 Gwh da
impianti idroelettrici (3,25%) e 379,9 Gwh da impianti eolici (1,53 %). La produzione di energia elettrica
da fonte termoelettrica è aumentata leggermente nell’ultimo biennio 2004-2005, mentre risulta
lievemente diminuito il contributo da fonte idroelettrica.
Riguardo alla fonte eolica si registra un notevole incremento delle quote di produzione che dal
2000 al 2005 sono passate da 0 a 382,3 Gwh, con un incremento nell’ultimo biennio 2004-2005 del
151,3%. Il contributo del fotovoltaico, rispetto al complessivo bilancio energetico, è ancora a livelli
quantitativi poco significativi.
La situazione in termini di numero di impianti per la produzione di energia elettrica è
sostanzialmente stabile, mentre per gli impianti eolici e fotovoltaici si registra una crescita.
Per quanto attiene alla tipologia di fonte, rimane netta la prevalenza dell’utilizzo delle fonti fossili
(96,6%) rispetto alle fonti rinnovabili (3,4%.).
La produzione complessiva lorda di energia elettrica dagli impianti da fonte rinnovabile, intesa
come somma degli apporti da fonte idroelettrica da apporti naturali, energia eolica, energia fotovoltaica
e da biomasse, è stata nel 2005 di 617,4 Gwh, pari al 2,35 % del totale Regionale (1,28% nel 2004).
Nel 2008 il PEARS così recitava: "Il settore dell’eolico ha fornito il maggiore contributo, passando da 0 Gwh
prodotti nel 2000 a 382,3 Gwh nel 2005, con un incremento nell’ultimo biennio 2004-2005 del 151,3%, e per il
quale, stando alle previsioni del PdS 2007, si prevede un’ulteriore crescita, che stima per il 2008, una capacità
produttiva installata in Sicilia di 801 Mw eolici."
Attualmente questi limiti sono ampiamente superati raggiungendo 1515 MW già installati e con
domande di autorizzazione all'installazione per oltre 10 GW (1 Giga Watt è pari ad 1 miliardo di Watt).
A livello provinciale, nel 2005, la maggiore produzione di energia elettrica da fonte rinnovabile
sono state la provincia di Palermo con 226,1 Gwh, dove predominante è il contributo da fonte eolica,
seguita da Catania con 191,8 Gwh, dove predominante risulta il contributo da fonte idroelettrica. La
provincia di Messina contribuisce solo per la presenza dell’unica fonte fotovoltaica ma con dati ancora
insignificanti.
COMPATIBILITÀ AMBIENTALE
Il PIERS del 2008 riporta nella tabella 7.3 della relazione di sintesi non tecnica i seguenti dati:

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 424
Tabella 65: Potenziali effetti ambientali
Dall'analisi di quanto indicato dal PIERS (Piano Energetico Regione Sicilia) i parchi eolici non
sono privi di effetti collaterali sull'ambiente. Queste azioni dovrebbero essere sempre considerate dagli
amministratori comunali quando accettano questi impianti sul loro territorio.
MULINI A VENTO AD ASSE VERTICALE
Le prime macchine (mulini a vento persiani) erano ad asse verticale, realizzati con vele
inizialmente in tela e poi in legno collegate a grandi ruote orizzontali, messe in rotazione dalla pressione
generata dal vento sulle vele. Simili macchine furono in uso anche in Cina (13° secolo AC) e, più tardi,
si diffusero in Europa.
Figura 539: La prima turbina eolica - F. Brush (1849-1929)

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 425
Fra le macchine ad asse verticale ricordiamo quella basata sul rotore Savonious (1924) e quella di
Darrieus (1920).
Nei tempi antichi l'energia cinetica del vento venne inizialmente impiegata per scopi propulsivi; la
produzione di energia meccanica dal vento è più recente: pare che i primi mulini a vento risalgano a
non più di qualche migliaio d'anni fa.
Per quanto riguarda la generazione di energia elettrica, le macchine ad asse verticale non
richiedono dispositivi per l'orientazione del rotore; moltiplicatore e generatore sono al suolo, il che
semplifica le operazioni di manutenzione; per contro non traggono pieno vantaggio della maggior
velocità del vento e della minor turbolenza alle maggiori altezze dal suolo.
MULINI A VENTO AD ASSE ORIZZONTALE
Si svilupparono quando i mulini a vento si diffusero in Europa (nel Medioevo, ai tempi delle
crociate): una ruota verticale mette in rotazione un albero (verticale) mediante opportuni sistemi ad
ingranaggio.
Le prime macchine di questo tipo comparvero in Francia ed in Inghilterra; successivamente si
diffusero anche in America e trovarono svariati impieghi (tipicamente come aeropompe); nei Paesi
Bassi essi trovarono largo impiego.
Figura 540: Gedser Wind Turbine (1956-57)
GENERAZIONE DI ENERGIA ELETTRICA
Il primo mulino a vento accoppiato ad un generatore elettrico ("aerogeneratore" o "aeromotore")
venne realizzato verso la fine del 19° secolo (in Danimarca). Solo dopo la prima guerra mondiale si
costruirono le prime vele con profili aerodinamici per mulini a vento e le nuove macchine assunsero in
seguito la denominazione di "turbine eoliche".
Nel 1940 negli Stati Uniti fu costruita una macchina da 1250 kW bipala (installata a 610 m di
altitudine, sul Grandpa's Knob, in Vermont), con una torre di 34 m; un rotore di 55 m di diametro, a 28
giri/min nominali. Il rotore si ruppe nel 1945 per fatica ed in seguito il progetto venne abbandonato in
quanto allora l'energia eolica non poteva economicamente competere con la produzione di energia
elettrica da centrali a combustibile fossile e idroelettriche.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 426
Figura 541: Schema di funzionamento di un generatore elettrico eolico
Figura 542: Mulini ad assi verticali e primo impianto con turbine da 630 kW
Indirettamente l’energia eolica è figlia dell’energia solare poiché si tratta di spostamenti di massa
d’aria innescati da surriscaldamenti locali dovuti alla radiazione solare. Tutta la meteorologia è figlia
della distribuzione dell’energia solare sulla Terra.
Questi impianti sono concettualmente semplici: l’energia dinamica dell’aria in movimento mette
in azione un mulino a pale opportunamente sagomate che a sua volta muove un generatore elettrico per
la produzione di energia elettrica. Oggi sono disponibili pale che possono entrare in azione con velocità
di 2-4 m/s. La fattibilità economica di questi impianti è assicurata in zone particolarmente ventose
durante tutto l’anno.
Figura 543: Campo di generatori eolici su terraferma

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 427
La scelta dei siti di installazione delle pale a vento è effettuata, oltre che in base all’indice di
ventosità, anche in funzione dell’inquinamento acustico prodotto da questi generatori. Pertanto sono
favoriti i siti lontani dai centri abitati o addirittura in mare.
In Sicilia si conta di avere una potenza elettrica installata di oltre 5000 MWe. L’energia prodotta è
direttamente immessa nella rete del GRNT. Il costo medio è di circa 1.000.000 €/MWe a seconda della
taglia dell’impianto.
Figura 544: Campo di generatori eolici in mare
Figura 545: Generatori eolici in mare – torre da 133 m e diametro di 122 m
Sono in corso diverse iniziative nazionali e regionali per l’installazioni di campi di generatori eolici
e l’incidenza di potenza elettrica così prodotta potrà arrivare al 5% della potenza totale prodotta in
Italia.
10.1 LE RISORSE EOLICHE IN ITALIA
L'Italia, situata al centro di un bacino chiuso come quello del Mediterraneo, non è interessata dai
venti di forte intensità e di andamento regolare che spirano in altre parti della terra. Per l'Italia
settentrionale è trascurabile l'apporto dell'intera pianura padana, mentre buone velocità medie del vento
si riscontrano in località alpine e appenniniche al di sopra degli 800-1000 m di quota.
Le zone costiere dell'Italia centro-settentrionale presentano velocità medie più elevate sul versante
tirrenico che su quello adriatico, mentre le località interne del centro offrono situazioni alquanto varie.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 428
L'Italia meridionale e le isole sono caratterizzate in genere da buone velocità del vento, che
pongono queste regioni tra le più interessanti dal punto di vista dello sfruttamento dell'energia eolica
nel nostro paese.
Per quanto riguarda l'andamento stagionale si ha una certa prevalenza del periodo invernoprimavera
al sud e nelle isole, nonché alle alte quote alpine e appenniniche e nelle regioni costiere. Le
zone interne del nord e del centro (alle basse quote) presentano invece una ventosità maggiore nel
periodo primavera-estate.
Figura 546: Mappa del vento in Italia
Studi sulle prospettive eoliche in Europa attribuiscono alla fonte eolica la possibilità di coprire il
3-4% del fabbisogno energetico italiano.
In Figura 547 si ha la rappresentazione della numerosità e della potenza degli impianti eolici in
Italia al 2009, come desunto dal rapporto statistico GSE L'eolico 2009).
In Figura 548 si ha la situazione, aggiornata al 2008, della numerosità e potenza degli impianti
eolici nelle varie regioni d'Italia (sempre secondo il GSE). Si può ben vedere che la Sicilia con 1148 MW
è la seconda dopo la Puglia ed ha avuto un incremento del 44,5% ripsetto all'anno precedente.
Nella Tabella 66 si ha l'andamento della produzione degli impianti eolici in Italia dal 2004 al 2009
(in MWh).
Si può osservare la grande evoluzione per la Sicilia cheve la produzione passare da 152.00 MWh a
1.444.392 MWh con un incremento pari a circa il 950%, come per altro testimoniato dal numero di
impianti installati al 2009 e riportati in Tabella 70.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 429
Figura 547: Evoluzione della numerosità e della potenza degli impianti eolici in Italia
Figura 548: Numerosità e potenza degli impianti eolici nelle regioni italiane nel 2008

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 430
Figura 549: Confronto a livello regionale per numerosità e potenza degli impianti eolici
Figura 550: Distribuzione regionale percentuale impianti a fine 2009
La Sicilia è passata da una quota nazionale dell'8% nel 2004 al 22% nel 2009.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 431
Tabella 66: Produzione (in MWh) in Italia dal 2004 al 2009
10.2 LA RISORSA EOLICA
Figura 551: andamento storico della produzione reale e normalizzata per impianti eolici
Per la progettazione di una Wind Farm è necessario conoscere la disponibilità della risorsa eolica.
L’informazione sul potenziale eolico deve essere riferita a periodi significativi (anno, stagione, anni), e
non semplicemente a dati puntuali.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 432
La scelta del tipo di generatore, e della disposizione dei generatori all’interno del parco dipende
fortemente da questa analisi. Lo studio è di tipo prettamente statistico: esso dipende dalla probabilità di
occorrenza di una certa intensità di vento nell’arco di un tempo definito.
Anche la probabilità di occorrenza di eventi straordinari dovrebbe essere presa in considerazione.
Gli standard di progettazione in Italia prevedono una produttività media di 2500 ore per anno ma
spesso si hanno indici molto inferiori fino a 1400 ore/anno. Ovviamente l'indice di produttività è molto
correlato alla resa economica degli impianti e al tempo di pay back conseguente.
Le zone con indicie di produttività superiore a 2500 ore/anno sono poche in Italia. In Sicilia si
possono progettare impianti predendone una produttività di 2400-2500 ore/anno.
Le curve delle ore equivalenti di utilizzazione descrivono la perfomance dei singoli impianti nei
diversi anni, vedi Figura 552.
Figura 552: Ore equivalenti di utilizzazione dal 2004 al 2009 in Italia
Ogni punto rappresenta, per ciascun impianto eolico, il rapporto tra la sua produzione lorda e la
potenza efficiente lorda. Nei sei anni compresi tra il 2004 e il 2009, il progressivo spostamento della
curva verso destra rispecchia l’aumento della numerosità degli impianti installati in Italia (+145%
variazione assoluta).
Il concetto di ore equivalenti di utilizzazione può essere applicato anche all’intero parco eolico
nazionale. In Italia, nel 2009, come si può vedere nella sottostante tabella, le ore equivalenti di
utilizzazione dell’intero parco eolico sono risultate pari a 1.336 in calo rispetto alle 1.374 ore dell’anno
precedente.
Tabella 67: Ore equivalenti di utilizzazione in Italia dal 2004 al 2009
Tali valori sono comunque influenzati non solo da eventi climatologici e tecnici, come ad
esempio la mancata produzione degli impianti eolici per problemi di dispacciamento della rete, ma
soprattutto dai valori ridotti della produzione elettrica attribuibile agli impianti che sono entrati in
esercizio durante l’anno.
Nel 2009 il 50% degli impianti hanno avuto un numero di ore equivalenti di utilizzazione
maggiori di 1.478 ore. Nel confronto con gli anni precedenti questo valore risulta più basso: nel 2008
infatti si attestava a 1.580 ore, nel 2007 a 1.639.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 433
Il miglior anno continua ad essere il 2004 quando il 50% degli impianti era stato capace di oltre
1.668 ore di utilizzazione annue, quando si era registrata anche la migliore performance assoluta pari a
3.325 ore.
A livello territoriale nel 2009 la Liguria è stata la regione con il massimo delle ore di utilizzazione
pari a 1.999 seguita dalla Basilicata con 1.784 ore. Le regioni più rilevanti, Puglia, Sicilia e Campania,
hanno circa 1.400 ore dovute anche al fatto che la loro potenza nell’ultimo anno è cresciuta a tassi
intorno al 40%.
Le ore di utilizzazione equivalenti del parco eolico nazionale dipendono da una molteplicità di
fattori: l’installazione di nuovi impianti nel corso dell’anno, le condizioni anemometriche, i problemi
tecnici come le manutenzioni (anche con fermata dell’impianto) e la mancata produzione per problemi
di rete.
Figura 553: Distribuzione percentuale delle ore equivalenti di utilizzazione degli impianti eolici in Italia
Per effettuare dei confronti corretti tra un anno e l’altro, occorre depurare la serie storica delle
ore di utilizzazione dalla componente dovuta all’installazione dei nuovi impianti entrati in esercizio nel
corso dell’ultimo anno (che rappresenta il maggior fattore distorsivo). Così sono state considerate le
performance nel 2008 e nel 2009 dei 203 impianti entrati in esercizio prima del 31 dicembre 2007 a
garanzia di una produzione registrata annuale. A livello nazionale nel 2009 le ore di utilizzazione
dell’intero parco, depurate dall’effetto entrata in esercizio dei nuovi impianti, sono pari a 1.580, del 18%
più alte di quelle reali (pari a 1.336).
10.3 CONVERSIONE DELLA ENERGIA DEL VENTO
La velocità del vento oltre che variare da luogo a luogo subisce anche notevoli variazioni locali
nel tempo. L'analisi della possibile conversione della energia cinetica del vento in energia elettrica (kWh
utili) deve iniziare dunque da una analisi statistica delle velocità locali del vento (tenendo anche conto
della variazione della velocità media con l'altezza, così da avere la velocità al mozzo della turbina); dalla
integrazione delle potenze su successivi intervalli di tempo e dal fattore di carico della macchina.
Ad esempio, una macchina da 100 kW nominali nell'anno potrebbe produrre 8.76 10 5 kWh, e
si tenga presente che questi 100 kW massimi di progetto sono solo una frazione della energia cinetica
del vento (tipicamente il 40%, tenendo conto del limite indicato dalla Teoria di Betz e del rendimento
della macchina).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 434
A seconda delle caratteristiche del luogo considerato poi una turbina eolica può funzionare
mediamente alla potenza massima solo per una ben determinata frazione del tempo (tipicamente per il
30%), con una disponibilità del 90-95%: il fattore di carico sarà dunque pari a 0.3 0.95 = 28.5% e
l'energia effettivamente prodotta 2.5 10 5 kWh.
Le prestazioni di un aeromotore vengono sintetizzate mediante una curva che rappresenta
l'andamento della potenza resa (in ordinata) in funzione della velocità del vento (in ascissa).
Figura 554: Curve di potenza in funzione della velocità del vento
Per l'aerogeneratore viene considerata la potenza elettrica resa ai morsetti. Si definisce come
velocità del vento di "avviamento" ("iniziale", o di "start-up") la minima velocità alla quale la macchina
inizia a ruotare (valore tipico: 5 m/s).
Si definisce invece velocità del vento di "inserimento" o di generazione ("cut-in") la minima velocità
per cui l'aerogeneratore inizia ad erogare energia elettrica. Corrisponde di solito all'inserzione della
macchina in rete.
La velocità del vento "nominale" ("rated") è in genere la minima velocità del vento che da la
potenza resa corrispondente al massimo rendimento aerodinamico del rotore (potenza nominale)
(valore tipico: 9-12 m/s, come è possibile vedere dalla Figura 554).
La velocità del vento di "fuori servizio" (o di "stacco" o di "cut-out") è la velocità alla quale la
macchina viene staccata dalla rete, provocando l'intervento delle protezioni contro le sovra-velocità
Infine la velocità del vento al limite della resistenza è la massima velocità che una macchina può
sopportare senza danno.
Per un aerogeneratore ideale la curva potenza-velocità del vento mostra una potenza che cresce
dalla velocità di "cut-in" a quella nominale e poi si mantiene costante fino alla velocità di "cut-out".
Quest'ultimo fatto è dovuto alla necessità di evitare che la macchina elettrica venga sovraccaricata
oppure che si scelga un generatore sovradimensionato, le cui possibilità verrebbero poi sfruttate per un
tempo assai ridotto.
Nelle macchine reali questa curva è realizzata mediante la regolazione continua (meccanica) del
passo ("pitch regulation"), che consente, una volta raggiunta la potenza massima, di 'sfiorare' la potenza in
eccesso fornita dal vento. Quando la velocità del vento raggiunge il valore di "stacco" le pale entrano in
stallo.
10.4 CARATTERISTICHE DEL VENTO
La potenza del vento è proporzionale al cubo della sua velocità ed è quindi essenziale conoscerne
con precisione le caratteristiche se si vuole realisticamente prevedere le prestazioni di un aeromotore.
Le più elevate velocità del vento si incontrano sulle creste montuose, sulle coste e nel mare aperto
(o in vicinanza dei grandi laghi). I parametri del vento che servono per un corretto dimensionamento di
una turbina eolica sono: le velocità medie, le variazioni istantanee (raffiche), giornaliere ed annuali, la

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 435
variazione con l'altitudine e le direzioni prevalenti: caratteristiche strettamente dipendenti dal sito che si
considera e che possono venire raccolte solo dopo anni di indagini statistiche e misure.
Di solito la velocità locale manifesta notevoli fluttuazioni nel tempo (v. per esempio la Figure 1.2)
e la velocità istantanea V può essere descritta sommando ad un valore medio V m una componete
fluttuante nel tempo v:
V V v
La fluttuazione del flusso viene solitamente espressa con riferimento alla radice quadrata della
media del quadrato delle componenti turbolente della velocità istantanea:
Per terreni ad elevata rugosità (con alberi ed edifici) l'intensità della turbolenza solitamente varia
fra 0.15-0.2; per terreni lisci tipicamente 0.1.
La velocità del vento sulla superficie del terreno è nulla (a causa dell'attrito fra aria e terreno);
cresce poi rapidamente con l'altezza, tipicamente sino a circa 2 km, dopo di che il gradiente verticale di
velocità praticamente si annulla.
La variazione verticale della velocità del vento viene di solito descritta con funzioni esponenziali
del tipo
m
z
V ( z) Vr
z
r
Nella quale z rappresenta l'altezza dal suolo, V r la velocità del vento alla quota di riferimento z r ,
V(z) la velocità media alla quota z. Il parametro dipende dalla rugosità locale (un valore tipico può
essere 0.1). Si veda in proposito la Tabella 68.
Tipo del terreno Classe di Esponent
rugosità
e
Grandi superfici acquatiche 0 0.01
Terreni aperti con pochi ostacoli 1 0.12
Terreni agricoli con edifici e barriere (di protezione, 2 0.16
siepi, ecc.)
Aree agricole con molti alberi, boschi e paesi 3 0.28
Tabella 68: Parametro
L'istogramma da la probabilità (calcolata sulle rilevazioni in diversi anni) che si presenti una
determinata velocità compresa fra V e V+V (nel caso di Figura V=1 m/s). Ad esempio, la
probabilità che il vento abbia velocità compresa fra 4.5 e 5.5 m/s è 0.104 ovvero (0.104 8760)=910
ore/anno.
Diagrammi simili (della "distribuzione di frequenza") sono disponibili a livello annuale, stagionale o
mensile e presentano tutti una caratteristica forma a campana con asimmetria a sinistra (tipica
distribuzione di Weibull e Rayleigh).
La "distribuzione cumulata della frequenza", detta anche "curva di durata", viene poi ottenuta dalla
precedente distribuzione in modo da poter valutare (ad esempio in termini di ore/anno) il numero delle
ore nelle quali una determinata velocità viene ecceduta.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 436
Tabella 69: Analisi statistica della potenza in funzione della velocità del vento
10.5 I PARCHI EOLICI IN SICILIA
La Sicilia è una regione ritenuta fra le più interessanti per l'installazione di parchi eolici. Ad oggi i
parchi effettivamente funzionanti sono indicati nella seguente Tabella 70 aggiornata alla fine del 2009.
Località / Nome Impianto
MW
Installati
Numero
Turbine
Installatore
Caccamo 14.45 17 Acciona
Agrigento 17 20 Alerion
Callari 36 18 Alerion
Castel di Lucio 23 27 Alerion
Licodia Eubea 22 26 Alerion
Francofonte 72 24 Allianz
Alia Scafani 25.5 30 Asja
Buseto Palizzolo 6.8 8 Asja
Guarine 5.95 7 Asja
Marsala 9.35 11 Asja
Mola 6.8 8 Asja
Callari 4 2 Callari srl
Ragusa 2 1 CER
Regalbuto 50 20 Cover
Trapani 32 16 E.ON
Vizzini 24 12 E.ON
Caltabellotta 7.5 10 Enel Green Power
Caltavuturo 47.6 56 Enel Green Power
Carlentini - Sicilia 7.26 11 Enel Green Power
Carlentini 2 - Sicilia 14.45 24 Enel Green Power
Cerda 4.25 5 Enel Green Power

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 437
Contrada Colla 17 Enel Green Power
Contrada Corvo - Cozzo Miturro 38.25 Enel Green Power
Cozzo Vallefondi 1 10.2 12 Enel Green Power
Cozzo Vallefondi 2 1.7 2 Enel Green Power
Gangi 27.2 32 Enel Green Power
Montemaggiore Belsito 15.3 18 Enel Green Power
Nicosia 46.75 55 Enel Green Power
Partinico 8.5 10 Enel Green Power
Sclafani Bagni 19.9 26 Enel Green Power
Villafrati Campofelice 19.95 23 Energia Eolica Siciliana
Vicari 37.5 15 Erg Renew
Castelvetrano 40 20 IP Maestrale
Enna 30 IP Maestrale
Militello 15.3 18 IP Maestrale
Mineo 9.3 10 IP Maestrale
Monreale 7.65 9 IP Maestrale
Camporeale 20.4 24 IVPC
Giarratana 45.6 18 IVPC
Agrigento 105.3 124 Moncada Costruzioni
Licata 26.5 30 Moncada Costruzioni
Naro 36.55 43 Moncada Costruzioni
Mazara del Vallo 0.6 1 Sicil Marin
Castel di Judica 13.5 9 Veronagest
Catania 70.5 47 Veronagest
Ciminna 29.75 35 Veronagest
Corleone 20 10 Veronagest
Marineo 22.1 26 Veronagest
Palermo 60 30 Veronagest
Prizzi 40 20 Veronagest
Raddusa 27 18 Veronagest
Ramacca 30 20 Veronagest
Trapani 48 24 Veronagest
Salemi 62 31 WindCo Spa
Rocca rossa 58 29 WKN AG
Carlentini 17.92 26
Gibellina 18.2 12
TOTALE POTENZA
INSTALLATA
1549 MW
Tabella 70: Parchi eolici in Sicilia al 2009
La potenza elettrica nominale è pari a 1549 MW.
10.6 INCENTIVI E SERVIZI PER GLI IMPIANTI EOLICI
In seguito all’ottenimento della qualifica di Impianto Alimentato da Fonte Rinnovabile (IAFR) da parte
del GSE, i produttori titolari di impianti a fonte eolica possono chiedere l’accesso all’incentivazione con

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 438
la Tariffa Onnicomprensiva (TO) oppure con i Certificati Verdi (CV). Le due forme di
incentivazione sono alternative e sono legate alla diversificazione della dimensione degli impianti tra
piccoli e medio/grandi.
La Tariffa Onnicomprensiva viene così definita poiché riconosce all’energia immessa in rete sia la
parte afferente all’incentivazione dell’impianto che quella relativa alla remunerazione derivante dalla
vendita dell’energia. E’ applicabile, su richiesta dell'operatore, agli impianti eolici entrati in esercizio in
data successiva al 31 dicembre 2007 di potenza nominale attiva non superiore a 200 kW. La durata
dell’incentivo TO è pari a 15 anni.
I Certificati Verdi introdotti dal Decreto Legislativo 79/99, sono emessi dal GSE su richiesta del
produttore titolare di impianti IAFR entrati in esercizio a partire dal 1° aprile 1999.
Sono titoli annuali negoziabili che attestano la produzione di energia elettrica da fonte rinnovabile
e rappresentano un beneficio per il produttore poiché sono utilizzabili per ottemperare all'obbligo di
immissione nel sistema elettrico di una quota di energia elettrica da fonte rinnovabile.
La durata dell’incentivo CV è pari a 15 anni se l’impianto è entrato in esercizio in data successiva
al 31/12/2007.
Un’altra forma di incentivo gestita dal GSE a cui, però, attualmente non si può più accedere, è il
cosiddetto CIP6. Il provvedimento CIP6/92 ha promosso la realizzazione di impianti alimentati a fonti
rinnovabili e assimilate attraverso la remunerazione dell’energia elettrica immessa in rete ad un prezzo
incentivante garantito.
Il GSE ritira l’energia elettrica immessa in rete da questi impianti e la vende in Borsa, sostenendo
l’onere derivante dalla differenza tra i costi ed i ricavi della vendita dell’energia ed eventualmente dei CV
ad essi associati.
Dal 1° gennaio 2008 il GSE fornisce inoltre, agli operatori che ne fanno richiesta, il servizio di
Ritiro Dedicato (RID). Si tratta di una modalità semplificata per vendere al GSE l’energia elettrica
prodotta e immessa in rete, alternativa ai contratti bilaterali o alla vendita in borsa.
Gli impianti eolici di qualsiasi potenza, in quanto non programmabili, possono accedere al RID
stipulando una convenzione con GSE. Quest’ultimo riconosce al produttore, per ciascuna ora, il prezzo
di mercato della zona in cui è collocato l’impianto. Per impianti con potenza attiva nominale fino a 1
MW sono definiti prezzi minimi garantiti. Il produttore che accede al RID deve chiedere il ritiro
dell’intera quantità di energia elettrica immessa in rete.
Dal 1° gennaio 2009 il GSE gestisce anche il meccanismo di Scambio sul Posto (SSP) per gli
impianti alimentati da fonti rinnovabili di potenza nominale attiva fino a 20 kW (200 kW per quelli
entrati in esercizio dopo il 31 dicembre 2007).
Lo SSP consente di valorizzare l’energia immessa in rete secondo un criterio di compensazione
economica con il valore dell’energia prelevata dalla rete.
I dati relativi alla produzione incentivata con CV e della produzione convenzionata con il RID
non possono essere sommati, in quanto uno stesso impianto può ricevere CV ed accedere al RID.
I CV relativi alla produzione del 2009 vengono negoziati perlopiù nei primi mesi del 2010. Il
valore di riferimento per il 2010 è pari a € 112,82, ma, poiché nel mercato si ha una situazione di
eccesso di offerta di CV, il valore medio delle negoziazioni tende ad attestarsi intorno al prezzo di ritiro
riconosciuto dal GSE, che per il 2010 è pari a € 88,91 per CV.
Nell’anno 2009 sono stati incentivati con CV 5,5 TWh di energia elettrica prodotta da fonte
eolica, per un valore che, in base al prezzo utilizzato, è compreso nel range 490-621 milioni di euro.
L’energia incentivata con CV risulta superiore a quella convenzionata RID in quanto alcuni
grandi operatori non accedono alla convenzione RID preferendo la vendita sul mercato o tramite
accordi bilaterali.
Nel 2009 i prezzi minimi garantiti (PMG) per impianti con potenza non superiore ad 1 MW, sono
stati pari a
0,1011 €/kWh per i primi 500.000 kWh di energia prodotta;
0,0852 €/kWh oltre 500.000 e fino a 1.000.000 kWh di energia prodotta;
0,0745 €/kWh oltre 1.000.000 e fino a 2.000.000 kWh di energia prodotta.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 439
Le regioni che accedono alla convenzione RID con i quantitativi di energia più elevati sono
Puglia, Campania, Sicilia e Sardegna. Il prezzo medio nel 2009 è stato di circa 70 centesimi di euro per
kWh.
10.7 LINEE GUIDA PER L'AUTORIZZAZIONE DEGLI IMPIANTI CON
FONTI RINNOVABILI
Le procedure autorizzative prevedono una conferenza dei servizi fra le regioni, le provincie e i
comuni. L'iter autorizzativo dovrebbe concludersi in 180 giorni 36 ma di fatto questo limite non è mai
rispettato.
Di recente è stato emanato il Decreto 10/09 2010 (G.U. n. 219 del 18/09/2010), di concerto fra
il Ministero dello Sviluppo Economico, dell'Ambiente e dei Beni e le Attività Culturali, che riporta le
linee guida per l'autorizzazione degli impianti alimentati da fonti rinnovabili.
Questo decreto riprende il D.Lgs 28/12/2003 n. 387 (in attuazione della Direttiva Europea
2001/77/CE) e in particolare l'art. 12 concernente la razionalizzazione e semplificazione delle
procedure autorizzative, così come modificato dall'art. 2 della Legge 24/12/2007 n. 244.
In particolare ribasce:
il comma 10 che prevede l'approvazione in Conferenza unificata, su proposta del Ministro dello sviluppo economico, di
concerto con il Ministro dell'ambiente e della tutela del territorio e del mare e del Ministro per i beni e le attivita' culturali,
di linee guida per lo svolgimento del procedimento di autorizzazione degli impianti alimentati da fonti rinnovabili ed
in particolare per assicurare un corretto inserimento degli impianti nel aesaggio, con specifico riguardo agli impianti
eolici;
il comma 1 che dichiara di pubblica utilita', indifferibili ed urgenti le opere, comprese quelle connesse e le
infrastrutture indispensabili alla costruzione ed esercizio, per la realizzazione degli impianti alimentati da fonti
rinnovabili, autorizzate ai sensi del comma 3;
il comma 3 che prevede per gli impianti alimentati da fonti rinnovabili il rilascio, da parte della regione o della provincia
delegata, di un'autorizzazione unica conforme alle normative in materia di tutela dell'ambiente, di tutela del paesaggio e
del patrimonio storico artistico, che costituisce, ove occorra, variante allo strumento urbanistico;
il comma 4 che prevede lo svolgimento di un procedimento unico svolto nel rispetto dei principi di semplificazione e con le
modalita' stabilite dalla legge 7 agosto 1990, n. 241, e successive modificazioni e integrazioni;
il comma 5 che prevede l'applicazione della disciplina della denuncia di inizio attivita' di cui agli articoli 22 e 23 del testo
unico di cui al decreto del Presidente della Repubblica 6 giugno 2001, n. 380, per gli impianti con capacita' di
generazione inferiore alle soglie stabilite dalla tabella A allegata al citato decreto legislativo n. 387 del 2003;
il comma 7 che prevede che gli impianti alimentati da fonti rinnovabili possono essere ubicati anche in zone classificate
agricole dai piani urbanistici nel rispetto delle disposizioni in materia di sostegno nel settore agricolo, della valorizzazione
delle tradizioni agroalimentari locali, alla tutela della biodiversità e del patrimonio culturale e del paesaggio rurale.
Inoltre detta norma per armonizzare il rilascio delle autorizzazioni con l'esigenza di tutela del
paesaggio. Si tratta di un pacchetto di norme che pongono chiarezza sulle procedure di rilascio delle
autorizzazioni a costruire ed esercire gli impianti eolici.
Le autorizzazioni devono essere rilasciate dalle regioni o dalle provincie delegate.
In Sicilia è valido il Decreto Assessoriale 28/04/2005 dell'Assessorato Territorio e ambiente
recante criteri relativi ai progetti per la realizzazione di impianti industriali per la produzione di energia
mediante lo sfruttamento del vento.
Resta valido il DPR 12/04/1996 e viene revocato il decreto 10/09/2003 n 1014.
Questo decreto indica dettagliatamente la documentazione da presentare per l'epletamento dei
procedimenti amministrativi di giudizio di compatibilità ambientale sia nelle zone sensibili che nella
altre zone.
La Legge Regionale n. 32 del 23/12/2000 indica, all'articolo 6, che ai fini dell'applicazione
dell'art. 7 della LR n. 65 del 11/04/1981 (varianti ai piani urbanistici per opere di rilevante interesse
36 Proprio in queste settimane la Regione Siciliana è stata condannata a pagere indennizzi di alcune decine di milioni
a società che hanno richiesto danni per mancata autorizzazione nei termini previsti dalla legge e per mancato guadagno.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 440
pubblico) la produzione di energia da fonti rinnovabili è considerata di interesse pubblico e di
pubblica utilità, anche se non esguita dai soggetti istituzionalmente competenti.
10.8 PRINCIPI DI FUNZIONAMENTO DELLE MACCHINE EOLICHE
Potenza totale disponibile
La potenza totale disponibile in una corrente di vento è pari al flusso di energia cinetica KE i ,
ovvero
Nella quale,
P potenza totale, W
m
tot
portata in massa, kg/s
V
Ptot
m KEi
m
2
Vi
velocità del flusso incidente, m/s
La portata in massa è data dalla equazione di continuità
Nella quale,
densità dell'aria, kg/m
A sezione normale alla corrente, m
Dunque,
3
P
m AV i
2
tot
1
AV
2
Risulta quindi che la potenza totale disponibile nella corrente è proporzionale al cubo della sua
velocità, all'area intercettata e alla densità dell'aria incidente.
10.9 ENERGIA DAL VENTO
Per la progettazione di una Wind Farm è necessario conoscere la disponibilità della risorsa eolica.
L’informazione sul potenziale eolico deve essere riferita a periodi significativi (anno, stagione, anni), e
non semplicemente a dati puntuali.
La scelta del tipo di generatore, e della disposizione dei generatori all’interno del parco dipende
fortemente da questa analisi. Lo studio è di tipo prettamente statistico: esso dipende dalla probabilità di
occorrenza di una certa intensità di vento nell’arco di un tempo definito.
Anche la probabilità di occorrenza di eventi straordinari dovrebbe essere presa in considerazione
10.9.1 DISTRIBUZIONE DI WEIBULL
Si definisce la funzione densità di probabilità p(u):
La funzione cumulativa è definita da:
3
i
2
i
1
u u
f( u) exp
u
1 exp
F u
u = velocità del vento
= parametro di scala (anche “c” od “A”):

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 441
si riferisce alla media, e quindi indica “quanto” un sito è ventoso
= parametro di forma, adimensionale (anche “k”): indica quanto le velocità tendono ad essere
concentrate attorno ad un valore (peaked distribution)
Figura 555: Tipica distribuzione di Weibull
= 2 Distribuzione di Rayleigh
= 1 Distribuzione esponenziale
(il fatto che la distribuzione non sia simmetrica è detto “Skeweness”)
Noti e (c e k) si calcola la u più probabile:
u MP
La u che trasporta la max energia in (m/s)
Densità di potenza in (W/m 2 )
0
1
u MaxE
1
2
(m/s)
1
P
1 3
3
Pu f udu
A
2
Densità di energia del vento per un dato periodo T :
dove la funzione è :
E
A
1
3
T
2
3
t
x t e dt
x1
0
10.9.2 TURBINA IDEALE
In questa ipotesi ’energia disponibile nel vento è completamente estratta e si ha che:
P aumenta tra u cut-in (u I ) e u rated (u R ), e quindi resta costante fino a u cut-out (u 0 );
la P a velocità nominale (Rated wind speed) è:
1 3
PR
AVR
2
L’energia prodotta in tutto l’intervallo è :

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 442
uR
u
O
ETW
T P u f u du T P u f u du PR
f u du
0
uI
uR
e sostituendo le espressioni per P(u) = (1/2) A u 3 e P R si ottiene :
u
1 1
R
u
O
3 u u
3 u u
ETW
TA u exp
du uR
exp
du
2
u
I
u
R
Questo è riferito al caso ideale. L’integrale deve essere risolto con metodi numerici.
10.9.3 TURBINA REALE
Non è possibile estrarre tutta l’energia dal vento (il flusso dovrebbe arrestarsi completamente sul
rotore). La potenza effettiva P T prodotta dalla turbina :
L’energia effettivamente estraibile dal vento è dunque:
u
1
O
u
R
3 2 u u
ETA T PT uf udu TPR
a1u a2u a3u a4 exp
du
uI
u
I
10.9.4 SINTESI DELLE CARATTERISTICHE ANEMOLOGICHE DEL SITO:
La velocità del vento è stata misurata da due anemometri posti a 15 m e 30 m di
altezza dal terreno. Si raggruppano i dati di uno degli anemometri in classi di velocità e per
ciascuna si indica il numero di ore per le quali il vento ha quella velocità. Per esempio a 15
metri di altezza, per la classe di 5 m/s, le velocità comprese fra 4.5 m/s e 5.5 m/s hanno
una frequenza di 1366 ore/anno.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 443

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 444
Per ciascuna classe di velocità si calcola il parametro alfa che è un indice della rugosità
de terreno.
Per il calcolo della velocità del vento a diverse quote si utilizza il valor medio di alfa e
la relazione seguente:
Così facendo si ottiene una nuova distribuzione di frequenza, ovviamente
caratterizzata da una velocità media del vento più alta, ma con un numero di ore pari a
quelle della distribuzione a 15 metri di altezza e con velocità del vento non intere e superiori
a quelle indicate dalla classe di velocità. Per trovare qual'è il numero di ore corrispondente a
un valore di velocità del vento intero si può procedere graficamente, oppure si esprime la
distribuzione tramite la funzione di Weibull la quale consente, data la velocità, di risalire al
valore di frequenza cumulativa in modo matematico.
I parametri A e k vengono calcolati a partire dai dati che descrivono la curva di
frequenza che ci interessa (quella ad altezza torre).
Diagrammando y(x) si ottiene una retta. L’equazione caratteristica della retta è
Una volta ricavati i valori di m e y0, A e k sono automaticamente noti.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 445
Per ciascuna classe di velocità si calcola Fw utilizzando la funzione di Weibull. Fw
rappresenta la frequenza relativa cumulativa, ovvero per quante ore/anno la velocità del
vento è minore o uguale al valore “u” utilizzato. La frequenza relativa (fw) viene calcolata
facendo la differenza fra due valori consecutivi di Fw.
Volendo esprimere queste distribuzioni in termini di ore/anno piuttosto che in termini
relativi occorre moltiplicare Fw o fw per il numero di ore dell’anno (8760).Nei due grafici
seguenti si indicano con le lettere minuscole le distribuzioni non cumulative, e con le lettere
maiuscole le distribuzioni cumulative.
L’assenza del pedice indica che ci si riferisce ai dati anemometrici presi a 15 metri di
altezza, mentre il pedice w indica che sono i dati relativi all’altezza di installazione del mozzo
della turbina (71 metri).
La velocità media del vento a 15 m di altezza è di 5.46 m/s, mentre a 74 m è di 7.66
m/s, come mostrato dai calcoli nelle tabelle seguenti
Al fine di individuare la migliore disposizione reciproca delle turbine del parco eolico è
importante conoscere la direzione dominante del vento. Le turbine verranno disposte
evitando che si trovino una dietro l’altra secondo la direzione dominante del vento.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 446
10.9.5 VALUTAZIONE DELLA PRODUZIONE ANNUA DI ENERGIA:
La potenza erogata dall’aerogeneratore dipende ovviamente dalla velocità del vento,
ovvero dalla disponibilità di energia del flusso che lo investe, e dalle sue caratteristiche
tecniche. Il costruttore fornisce, sotto forma di tabella o grafico, la curva di potenza della
turbina eolica. Il grafico mostra le curve di potenza di due turbine eoliche Gamesa di pari
potenza (850 kW) con diverso diametro di rotore (52 m e 58 m). Si osserva che la turbina
con diametro maggiore ha una velocità di cut-in più bassa, raggiunge la potenza nominale
per una velocità del vento minore, ma ha una velocità di cut-off più bassa.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 447
L’energia prodotta dall’aerogeneratore si calcola, per ciascuna classe di velocità,
moltiplicando il numero di ore per la potenza elettrica erogata. Si ottiene quindi l’energia
elettrica per ogni classe di velocità. Sommando tutti questi valori, e moltiplicando per il
fattore di disponibilità della turbina si ottiene l’energia prodotta complessivamente in un
anno.
Qualora la turbina non sia in posizione isolata, ma sia installata in un parco eolico di N
turbine, la produzione complessiva di energia è inferiore a N volte quella della turbina
isolata, perché il flusso d’aria a disposizione delle turbine retrostanti è impoverito di energia
dalle altre turbine. L’energia complessiva prodotta va quindi corretta con un fattore detto
“rendimento di schiera” che dipende ovviamente dalla distanza reciproca fra le macchine.
La curva di potenza si riferisce a una densità dell’aria di 1,225 kg/m3 (cioè T0 = 15°C
e p0 = 1 atm). Se l’installazione avviene in condizioni diverse la potenza erogata e di
conseguenza l’energia prodotta sarà diversa.
In definitiva, tenendo conto di quanto detto, l’energia prodotta sarà:
N è il numero di macchine eoliche ES è l’energia prodotta da una singola macchina
installata isolata ηSCH è il rendimento di schiera, e dipende dalla disposizione delle
macchine fDISP è il fattore di disponibilità (la macchina può essere non disponibile, per
esempio se sotto manutenzione).
10.9.6 - VALUTAZIONE DEL COSTO DI INVESTIMENTO:
Il costo dell’investimento è valutato a partire dai dati statistici dei costi di impianti
simili già realizzati. Il costo complessivo è di circa 1200 €/kW, a conferma della corretta
della valutazione.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 448
10.9.7 - VALUTAZIONE DEI FLUSSI DI CASSA ANNUI:
I flussi di cassa sono calcolati come Ricavi-Costi. I ricavi derivano dalla vendita
dell’energia, e dalla vendita dei certificati verdi per i primi 15 anni. I costi sono quelli relativi
alla gestione e manutenzione dell’impianto, e la rata del mutuo per i primi 10 anni.
10.9.8 - VALUTAZIONE DELLA REDDITIVITÀ DELL’INVESTIMENTO:
Per l’impianto considerato (20 turbine a 850 kW per un totale di 17 MW, torre di 74
m, finanziato al 100% con interesse del 7% sul capitale residuo) si ha un flusso di cassa
positivo fin dal primo anno di circa 7,5 milioni di € all’anno a fronte di un investimento di
22 milioni di €.
I flussi di cassa vanno a salire fino al decimo anno perché diminuisce il costo degli
interessi sul capitale residuo.
Dall’undicesimo anno non c’è più da pagare rata del finanziamento. Dopo il
quindicesimo anno non si hanno più i certificati verdi. La scelta dell’altezza di torre e del
diametro del rotore è stata eseguita ricercando il massimo valore attuale netto (VAN).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 449

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 450
10.9.9 SINTESI DELL’IMPATTO AMBIENTALE:
Al pari di qualsiasi altra attività umana, anche la produzione di energia da fonti
rinnovabili determina un inevitabile impatto ambientale. Alcuni ambientalisti sostengono
che i generatori eolici abbiano un impatto paesaggistico troppo elevato.
La sentenza n.150/2005 del TAR di Sicilia recita: “La tutela del paesaggio non è l’unica
costituzionalmente rilevante; pari considerazione rivestono la tutela dell’ambiente e la
tutela della salute.”
Esistono precisi accordi (ANEV-Legambiente) atti a ridurre, evitare o mitigare gli
impatti negativi: rispetto della distanza minima tra gli aerogeneratori, limitazione della
realizzazione di nuove strade, interramento dei cavi elettrici di media e bassa tensione,
riduzione dell’effetto “selva”, utilizzo di soluzioni cromatiche neutre e vernici antiriflettenti,
ecc. ecc.
OCCUPAZIONE DEL TERRITORIO:
Gli aerogeneratori e le opere a supporto (cabine elettriche, strade) occupano solamente
il 2-3% del territorio necessario per la costruzione di un impianto. È importante notare che
nelle windfarm, a differenza delle centrali elettriche convenzionali, la parte del territorio non
occupata dalle macchine può essere impiegata per l’agricoltura e la pastorizia.
IMPATTO VISIVO:
Gli aerogeneratori per le loro grandi dimensioni sono visibili in ogni contesto ove
vengano
inseriti.
Una progettazione accurata della forma e del colore dei componenti consente di inserire
l’impianto eolico tutelando e valorizzando il paesaggio. A distanza di qualche chilometro già
si confondono nello skyline.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 451
Parco eolico di Ulassai (NU): 42 aerogeneratori Vestas da 2 MW, per un totale di 72 MW. La produzione annua dell'intero parco è
di circa 150 GWh, equivalente al consumo di 36 mila famiglie.
RUMORE:
Il rumore che emette un aerogeneratore viene causato dall’attrito delle pale con l’aria e
dal moltiplicatore di giri. Questo rumore può essere smorzato migliorando l’inclinazione
delle pale e la loro conformazione, e la struttura e l’isolamento acustico della navicella. Il
rumore proveniente da un aerogeneratore deve essere inferiore ai 45 decibel in prossimità
delle vicine abitazioni 37 . Tale valore corrisponde ad una conversazione a bassa voce.
I moderni aerogeneratori soddisfano questa richiesta a partire da distanze di 150/180
metri.
37 In realtà oltre alla rumorosità esterna va considerata anche la rumorosità interna qualora siano interessate
abitazioni civili. In questo caso il rumore differenziale (totale meno il fondo) non deve superare 5 dB di giorno e 3 dB di
notte, ai sensi del DM 12/95.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 452
EFFETTI SULLA FLORA E SULLA FAUNA:
Si manifestano prevalentemente durante la costruzione del parco eolico con un
momentaneo allontanamento degli animali. Tali effetti si possono mitigare evitando i lavori
notturni e la circolazione di persone e veicoli al di fuori dell’area strettamente necessaria alla
realizzazione del progetto. Durante il funzionamento dell’impianto il numero di uccelli che
muoiono a causa dell’impatto con l’aerogeneratore è inferiore a quello dovuto al traffico
automobilistico sulle strade. Studi col radar nel sito di Tjaereborg (Dk) indicano che gli
uccelli evitano i mulini spostandosi 100-200 metri prima delle eliche.
EMISSIONI EVITATE:
L’utilizzo dell’energia eolica consente di evitare l’immissione nell’atmosfera delle
sostanze inquinanti e dei gas serra prodotti dalle centrali convenzionali.
Una centrale elettrica convenzionale consuma mediamente 360 g/kWh di carbone ed
emette:
CO2: 880 g/kWh
SOX 1,4 g/kWh
NOX: 0,7 g/kWh
La produzione attesa di questo impianto eolico pari a 60700 MWh/a (pari al consumo
di 15000 famiglie) e consente di risparmiare ogni anno 22 mila tonnellate di carbone ed evita
l’emissione in atmosfera di:
53 mila tonnellate di CO2
85 tonnellate di SOX
43 tonnellate di NOX
10.9.10 RENDIMENTO DELLA MACCHINA (WIND TURBINE EFFICIENCY)
Rapporto tra E reale (E TA ) e E ideale (E TW ): (in accordo con la teoria di Betz (vedi più avanti), non
può superare 0.59)
ETA
E
CAPACITY FACTOR C F
Rapporto tra l’energia reale estratta in un dato periodo e quella che si avrebbe facendo lavorare la
turbina alla potenza nominale per lo stesso arco di tempo (con E TR = TP R )
u
1 1
R
u
O
ETA
3 2 u u u u
CF
a1u a2u a3u a4 exp du exp du
E
TR
u
I
u
R
AVAILABILITY FACTOR A F
Misura della percentuale di tempo in cui la turbina è operativa :
u
1
O
u u
AF PuI u uO
exp
du
u
I
TW
A F aumenta al diminuire della velocità di Cut-in e al crescere di quella di Cut-out e di quella media.
Considerare separatamente rendimento e coefficienti C F ed A F porterebbe a considerazioni erronee:
è possibile avere un elevato A F ma con basso rendimento elettrico della macchina e viceversa.
Il giusto approccio consiste quindi nel valutare nel loro complesso i parametri, così da ottimizzare
il più possibile lo sfruttamento delle risorse con il minor costo.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 453
La maggiore energia nel vento si trova a velocità superiori a quella media, vedi Figura 556 per la
quale si hanno i valori:
Media (7 m/s)
Mediana (linea nera, 6.6 m/s)
Moda (5.5 m/s)
Figura 556: Utilizzo dell’energia eolica
Figura 557: Distribuzione di Weibull e utilizzo dell’energia eolica

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 454
Figura 558: Distribuzione del vento a Taiwan
Tabella 71: Esempio di dati di distribuzione dell’energia eolica
10.10 POTENZA MASSIMA UTILIZZABILE (TEORIA DI BETZ)
Consideriamo una macchina ad asse orizzontale con girante tipo elica (la turbina eolica
attualmente del tipo più comune).
Assumiamo che la girante della turbina abbia uno spessore a-,b che la pressione e la velocità del
vento incidente, sufficientemente lontano dalla turbina, siano P i e V i , e che all'uscita la pressione e la
velocità del vento, di nuovo sufficientemente lontano dalla macchina, siano, rispettivamente, P e e V e .
La velocità V e risulterà inferiore a V i poiché energia cinetica è stata estratta dalla turbina dalla corrente.
Si assume un modello mono-dimensionale di un rotore ideale. Il rotore è un disco permeabile;
Ideale (nessun attrito, nessuna componente rotazionale).
Il rotore rallenta il flusso da V 0 (upstream) ad u (nel piano del rotore) e quindi u 1 (downstream). Le
linee di flusso divergono.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 455
Figura 559: Frontespizio della pubblicazione di Betz
Figura 560: Ipotesi di Betz
Considerando l'aria incidente compresa fra i ed a come un sistema termodinamico, ed assumendo
costante la sua densità (una approssimazione valida poiché pressione e temperatura variano poco
rispetto ai valori iniziali, dell'ambiente), nell'ipotesi che non vi siano variazioni nell'energia potenziale e
che non vi sia cessione o estrazione di lavoro e calore (fra i ed a) l'equazione della conservazione della
energia si può scrivere come
Analogamente, per la regione di uscita b-e:
V V
Pi
2 2
2 2
i
a
Pa
V V
Pe
2 2
2 2
e
b
Pb

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 456
La velocità del vento attraverso la turbina diminuisce da a a b, poiché parte della sua energia
cinetica è convertita in lavoro. La velocità del vento non decresce bruscamente, ma gradualmente,
passando dal valore V i di avvicinamento al valore V a e poi raggiungendo il valore V e . Dunque V i > V a
e V b >V e , conseguentemente P a > P i e P b < P e ; cioè la pressione del vento cresce quando esso si
avvicina alla macchina e cresce quando si allontana da essa.
Combinando le equazioni precedenti si ottiene
2 2 2 2
Vi Va Ve Vb
Pa Pb ( Pi ) ( Pe
)
2 2
E' ragionevole assumere che lontano dalla girante, in e, la pressione del vento ritorni uguale alla
pressione ambiente, ovvero
P P
e
e che la velocità all'interno della girante, V t , possa essere ritenuta in prima approssimazione
costante (l'ampiezza della pala a-b è piccola rispetto alla distanza totale considerata), cosi che
V V V
t a b
La combinazione delle equazioni delle precedenti tre equazioni fornisce
2 2
Vi
Ve
Pa
Pb
( )
2
La forza assiale F x , nella direzione della corrente, sulla ruota, di sezione A perpendicolare al
flusso, è data dalla
2 2
Vi
Ve
Fx ( Pa Pb
) A A( )
2
Questa forza è anche uguale alla variazione della quantità di moto della corrente
( mV)
m AV
t
F AV ( V V
)
x t i e
Dalle precedenti equazioni si ottiene:
1
Vt ( Vi Ve
)
2
Si consideri ora il sistema globale delimitato dalle sezioni i ed e. Le variazioni di energia potenziale
sono, come prima, nulle, così come le variazioni di energia interna (T i = T e ) e l'energia di pulsione
(P i / = P e /); non c'è calore aggiunto od estratto dal sistema. La conservazione della energia fornisce
allora il lavoro W
V
W KE KE
La potenza P si calcola poi come flusso di lavoro
i
e
i
V
2
2 2
i e
2 2
Vi
Ve
1
P m AV V V
2 2
2 2
t
(
i e
)
Dalla equazione della V t si ottiene:
1
2 2
P A( Vi Ve )( Vi Ve
)
4

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 457
1 3
L'equazione precedente si semplifica nella equazione Ptot
AVi
per P = P tot , quando V t =
2
V i e V e sono eguali a 0; cioè quando il vento si arresta completamente a valle della turbina. Ciò,
ovviamente, è impossibile poiché il vento non si può accumulare all'uscita dalla turbina. Esiste un
valore ottimale della velocità di uscita V e,opt in corrispondenza della quale si ha una massima potenza
P max , ottenibile differenziando P nella equazione precedente rispetto a V e per un dato V i ed
eguagliando a zero la derivata.
2 2
3V 2VV V
0
e i e i
La radice positiva V e che risolve la precedente equazione da V e,opt
1
Ve , opt
Vi
3
Dall'equazione
1
P A V V V V
4
2 2
(
i
e)( i
e
) si ottiene poi P max
8
27
3
Pmax
AV i
Il rendimento (o coefficiente di potenza) ideale, massimo, teorico max di una turbina eolica si può
valutare come rapporto fra la potenza massima ottenibile e quella disponibile:
Pmax 8 16
2 0.5926
P 27 27
tot
In altre parole, una turbina eolica e' in grado, al massimo, di convertire non più di circa il 60%
della potenza totale disponibile nella corrente.
La Potenza è adimensionalizzata rispetto a P avail e si definisce il “Power Coefficient C P ”:
C p = P / [ (1/2) r V 0
3 A]
In modo analogo, si definisce il “Thrust Coefficient C T ”:
C T = T / [ (1/2) V 0
2 A]
Inserendo le equazioni P, T = f(a, , V 0 , A) precedentemente individuate nelle espressioni
definite per C P e C T :
C P = 4a (1 – a) 2
C T = 4a (1 – a)
Differenziando C P rispetto ad a si ricava:
(dC P / da) = 4 (1-a) (1-3a)
C pmax = 16/27 per a = 1/3
Si è dunque ricavato il massimo teorico C P =16/27
per a=1/3 (detto Limite di Betz), valido
per una turbina ideale ad asse orizzontale
per a < 0.4
per a > 0.4 il salto (V 0 - u 1 ) è grande a sufficienza da formare vortici che trasportano QdM dal
flusso esterno nella scia (turbulent wake state), e quindi la teoria semplice della QdM non è più
valida

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 458
10.11 POTENZA REALE
Figura 561: Distribuzione dei coefficienti C T e C P
Lungo le pale di una turbina eolica la velocità periferica varia sensibilmente dalla base all'apice
così che le pale sono spesso svergolate.
Il coefficiente massimo di potenza 0,5926 assume condizioni uniformi lungo tutta la pala.
Un calcolo più rigoroso della potenza estratta dalla turbina mostra che il coefficiente di portata
ideale dipende dal rapporto velocità periferica (all'apice della pala)/velocità del vento e raggiunge il
valore di 0.6 solo quando la velocità periferica è circa 6-7 volte la velocità del vento.
Come detto, il massimo teorico C P =16/27 per a=1/3 (detto Limite di Betz) è valido:
- per una turbina ideale ad asse orizzontale per a < 0.4
- per a > 0.4 il salto (V 0 - u 1 ) è grande a sufficienza da formare vortici che trasportano QdM dal
flusso esterno nella scia (turbulent wake state), e quindi la teoria semplice della QdM non è più valida.
Figura 562: Distribuzione dei filetti nel mulino reale

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 459
Figura 563: Distribuzione dei regimi di funzionamento di una turbina reale
10.12 CONVERSIONE DELLA ENERGIA DEL VENTO
La velocità del vento oltre che variare da luogo a luogo subisce anche notevoli variazioni locali
nel tempo. L'analisi della possibile conversione della energia cinetica del vento in energia elettrica (kWh
utili) deve iniziare dunque da una analisi statistica delle velocità locali del vento (tenendo anche conto
della variazione della velocità media con l'altezza, così da avere la velocità al mozzo della turbina); dalla
integrazione delle potenze su successivi intervalli di tempo e dal fattore di carico della macchina.
Ad esempio, una macchina da 100 kW nominali nell'anno potrebbe produrre 8.76 10 5 kWh, e
si tenga presente che questi 100 kW massimi di progetto sono solo una frazione della energia cinetica
del vento (tipicamente il 40%, tenendo conto del limite di Betz e del rendimento della macchina).
A seconda delle caratteristiche del luogo considerato poi una turbina eolica può funzionare
mediamente alla potenza massima solo per una ben determinata frazione del tempo (tipicamente per il
30%), con una disponibilità del 90-95%: il fattore di carico sarà dunque pari a 0.3 0.95 = 28.5% e
l'energia effettivamente prodotta 2.5 10 5 kWh.
Le prestazioni di un aeromotore vengono sintetizzate mediante una curva che rappresenta
l'andamento della potenza resa (in ordinata) in funzione della velocità del vento (in ascissa).
Per l'aerogeneratore viene considerata la potenza elettrica resa ai morsetti. Si definisce come
velocità del vento di "avviamento" ("iniziale", o di "start-up") la minima velocità alla quale la macchina
inizia a ruotare (valore tipico: 5 m/s).
Si definisce invece velocità del vento di "inserimento" o di generazione ("cut-in") la minima
velocità per cui l'aerogeneratore inizia ad erogare energia elettrica. Corrisponde di solito all'inserzione
della macchina in rete.
La velocità del vento "nominale" ("rated") è in genere la minima velocità del vento che da la
potenza resa corrispondente al massimo rendimento aerodinamico del rotore (potenza nominale)
(valore tipico: 9-12 m/s).
La velocità del vento di "fuori servizio" (o di "stacco" o di "cut-out") è la velocità alla quale la
macchina viene staccata dalla rete, provocando l'intervento delle protezioni contro le sovra-velocità
Infine la velocità del vento al limite della resistenza è la massima velocità che una macchina può
sopportare senza danno.
Per un aerogeneratore ideale la curva potenza-velocità del vento mostra una potenza che cresce
dalla velocità di "cut-in" a quella nominale e poi si mantiene costante fino alla velocità di "cut-out".

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 460
Quest'ultimo fatto è dovuto alla necessità di evitare che la macchina elettrica venga sovraccaricata
oppure che si scelga un generatore sovradimensionato, le cui possibilità verrebbero poi sfruttate per un
tempo assai ridotto.
Nelle macchine reali questa curva è realizzata mediante la regolazione continua (meccanica) del
passo ("pitch regulation"), che consente, una volta raggiunta la potenza massima, di 'sfiorare' la potenza in
eccesso fornita dal vento. Quando la velocità del vento raggiunge il valore di "stacco" le pale entrano in
stallo.
10.13 CARATTERISTICHE DEL VENTO
La potenza del vento è proporzionale al cubo della sua velocità ed è quindi essenziale conoscerne
con precisione le caratteristiche se si vuole realisticamente prevedere le prestazioni di un aeromotore.
Le più elevate velocità del vento si incontrano sulle creste montuose, sulle coste e nel mare aperto (o in
vicinanza dei grandi laghi). I parametri del vento che servono per un corretto dimensionamento di una
turbina eolica sono: le velocità medie, le variazioni istantanee (raffiche), giornaliere ed annuali, la
variazione con l'altitudine e le direzioni prevalenti: caratteristiche strettamente dipendenti dal sito che si
considera e che possono venire raccolte solo dopo anni di indagini statistiche e misure.
Di solito la velocità locale manifesta notevoli fluttuazioni nel tempo (v. per esempio la Figure 1.2)
e la velocità istantanea V può essere descritta sommando ad un valore medio V m una componete
fluttuante nel tempo v:
V V v
La velocità media V m tipicamente viene determinata su prefissati intervalli temporali (10 minuti,
per esempio).
Tu
m
2
2
v 1 1 T
2
v dt
Vm
Vm
T
0
La fluttuazione del flusso viene solitamente espressa con riferimento alla radice quadrata della
media del quadrato delle componenti turbolente della velocità istantanea:
Per terreni ad elevata rugosità (con alberi ed edifici) l'intensità della turbolenza solitamente varia
fra 0.15-0.2; per terreni lisci tipicamente 0.1.
La velocità del vento sulla superficie del terreno è nulla (a causa dell'attrito fra aria e terreno);
cresce poi rapidamente con l'altezza, tipicamente sino a circa 2 km, dopo di che il gradiente verticale di
velocità praticamente si annulla.
La variazione verticale della velocità del vento viene di solito descritta con funzioni esponenziali
del tipo
z
V ( z) Vr
z
r
Nella quale z rappresenta l'altezza dal suolo, V r la velocità del vento alla quota di riferimento z r ,
V(z) la velocità media alla quota z. Il parametro dipende dalla rugosità locale (un valore tipico può
essere 0.1). Si veda in proposito la Tabella seguente.
Tipo del terreno Classe di Esponent
rugosità
e
Grandi superfici acquatiche 0 0.01
Terreni aperti con pochi ostacoli 1 0.12
Terreni agricoli con edifici e barriere (di protezione, 2 0.16
siepi, ecc.)
Aree agricole con molti alberi, boschi e paesi 3 0.28
Figura 564: Parametro

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 461
L'istogramma da la probabilità (calcolata sulle rilevazioni in diversi anni) che si presenti una
determinata velocità compresa fra V e V+V (nel caso di Figura V=1 m/s). Ad esempio, la
probabilità che il vento abbia velocità compresa fra 4.5 e 5.5 m/s è 0.104 ovvero (0.104 8760)=910
ore/anno.
Diagrammi simili (della "distribuzione di frequenza") sono disponibili a livello annuale, stagionale
o mensile e presentano tutti una caratteristica forma a campana con asimmetria a sinistra (tipica
distribuzione di Weibull e Rayleigh).
La "distribuzione cumulata della frequenza", detta anche "curva di durata", viene poi ottenuta dalla
precedente distribuzione in modo da poter valutare (ad esempio in termini di ore/anno) il numero delle
ore nelle quali una determinata velocità viene ecceduta.
10.14 AERODINAMICA DEL PROFILO
Si definiscono due coefficienti
Lift Coeff. C L : C L = L / [ 0.5 V
2 c]
Drag Coeff. C D : C D = D / [ 0.5 V
2 c]
c è la corda del profilo, la densità.
In un profilo per uso aeronautico, L/D deve essere massimizzato.
L è la forza che si oppone alla gravità (maggiore L, maggiore il carico (payload) trasportabile)
D è bilanciato dalla spinta del propulsore
E’ inoltre definito un terzo coefficiente
Moment Coeff. C M : C M = M / [ 0.5 V 2 c]
M agisce circa ad ¼ della corda dal leading edge. Il momento è positivo se il profilo ruota in senso
orario (nose up).
Figura 565: Definizione del Lift e del Drag
Figura 566: Forze agenti sulle pale

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 462
SPIEGAZIONE DEL LIFT:
La forma del profilo forza il flusso a curvare attorno alla geometria. Un gradiente di pressione è
necessario per curvare le linee di flusso.
Nella parte superiore del profilo si ha una p < p atm , mentre in quella inferiore p > p atm .
Profilo allineato al flusso SL (Strato Limite) non separato. La resistenza è principalmente
causata dall’attrito con l’aria.
In generale, C L , C D e C M = f(, Re, Ma) con:
= ang.di attacco (tra corda e V )
Re = c V / (Re basato su corda e V )
Ma = V / a (a = velocità del suono)
Per turbine eoliche si hanno C L , C D e C M = f(, Re)
Figura 567: Il Lift
DRAG
Figura 568: Rappresentazione vettoriale delle forze agenti sulla pala
Risulta:
P = D v r

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 463
dove v r = (v w – v). Dalla definizione del coeff. C D si ha:
da cui risulta una Potenza pari a:
D = C D (/2) (v w – v) 2 A,
P = C D (/2) (v w – v) 2 A v r
Esprimendo la P in rapporto a quella contenuta nella corrente d’aria
C P = P / P 0 = [C D (/2) (v w – v) 2 A v r ] / [(/2) v w
3 A ]
In modo analogo a quanto fatto in precedenza, si trova C Pmax per v/v w = 1/3
C Pmax = (4/27) C D
Dato che CD difficilmente supera il valore di 1.3, si ha
C Pmax 0.2
Quindi, si raggiunge circa solo un terzo del valore 0.593. C L aumenta linearmente con , con
pendenza pari a circa 2/rad, fino ad un max, dove il profilo “stalla” e C L diminuisce rapidamente. Per
piccoli angoli di attacco, C D è circa costante, ma poi aumenta rapidamente.
Figura 569: La forza Drag

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 464
La dipendenza da Re diventa sempre meno significativa oltre un certo valore. Questa dipendenza
è correlata al punto in cui avviene la transizione SL laminare – SL turbolento.
Il comportamento allo stallo dipende dalla geometria. Profili molto fini, con leading edge molto
stretto, tendono ad andare in stallo in modo più improvviso di quelli con grosso spessore.
Questo dipende da come lo SL si separa sul lato superiore del profilo: se la separazione avviene in
modo morbido dal trailing edge all’aumentare dell’angolo di attacco soft stall.
Se la separazione avviene sul leading edge, l’intero SL può separarsi istantaneamente con perdita
immediata di portanza.
Figura 570: Distribuzione di C T e C D
PERDITE
Si hanno le seguenti perdite:
Free tip vortices
induced drag
Blade tip losses
Dalla differenza di pressione al tip tra le due facce si hanno le Hub losses (scia dietro all’Hub).
Si usano modelli (complex vortex model) e si definiscono i coefficienti:
Power coefficient: C P = P / [0.5 v w
3 A]
Torque coefficient: C Q = M / [0.5 v w
2 A R]
C P = C Q
(A = Area del rotore)
Blade tip-speed ratio: = u /v w = R / v w dove
u = velocità tangenziale della pala al tip
v w = velocità del vento
Figura 571: Distribuzione delle perdite
La dipendenza di C P da è una caratteristica del rotore

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 465
La Teoria di Betz fornisce un C P costante ed ideale (0.593), indipendente da Quando si
considerano i vortici nella scia C P = f(). Solo quando è infinitamente elevato si ha che C P
approssima il valore ideale indicato da Betz. C P ha un ottimo per un dato valore di Per ogni rotore
caratterizzato da un numero “n” di pale, esiste un tale da massimizzare C P .
10.15 CARATTERISTICHE DEI ROTORI
I mulini a vento raggiungevano C P 0.3 ed erano basati essenzialmente sul concetto di Drag.
I moderni generatori raggiungono C P 0.5. Si assiste alla superiorità del concetto di Lift rispetto
a quello di Drag.
Relativamente a C P , i rotori a più alto tip-speed ratio sono preferibili. Rispetto a C Q , i rotori lenti
multi-pala hanno la coppia più alta.
Possibili problemi di avvio si possono avere per rotori mono e bi-pala. Il Rotore tripala
rappresenta il miglior compromesso. Si hanno i seguenti coefficienti:
Power coefficient: C P = P / [0.5 v w 3 A]
Torque coefficient: C Q = M / [0.5 v w 2 A R]
Figura 572: Evoluzione dei moderni rotori

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 466
Non interessa una turbina con elevato rendimento (poiché il combustibile è a costo zero) quanto
la produzione di energia al più basso costo possibile.
10.16 CONSIDERAZIONI SUGLI IMPIANTI EOLICI
Gli impianti eolici sono spesso classificati in base alla potenza nominale (circa a 21 m/s). In realtà
occorre considerare la produttività di questi impianti sia in funzione delle classi di vento che del numero
di ore annue di funzionamento.
Per l'Italia si ha un numero di ore medio di funzionamento di 2400 ore/anno che può scendere,
in alcune zone poco vantaggiose, anche a 1400 ore/anno.
Il parametro corretto da considerare per gli impianti eolici è l'energia annua prodotta in
kWh/anno. Si intuisce come la potenza nominale sia solo un falso parametro di riferimento. Ad
esempio un impianto da 100 MW eolici con una produttività annua di 2000 ore/anno è equivalente,
quanto a numero di ore di produttività, ad un impianto da 25 MW (sempre riferiti a piena potenza
nominale) di tipo tradizionale che lavora 8000 ore/anno.
I conti economici per gli impianti eolici (come per tutti gli impianti con energie rinnovabili)
risultano vantaggiosi perchè i kWh prodotti non hanno costi di combustibili da prendere in
considerazione e pochi costi di gestione.
Per contro l'energia venduta è pagata a prezzo pieno, seppure diversificata nelle quattro fasce
orarie, e in più si aggiungono i certificati verdi (circa 70€/1000 kWh) per legge.
I costi impianto sono valutabili in circa 1000 €/MW installato, cioè circa 6 volte superiore al
costo degli impianti termici tradizionali.
In base a quanto sopra esposto i tempi di ammortamento variano dai 6 ai 10 anni, a seconda della
potenza e del tipo di aerogeneratori utilizzati.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 467
11 SISTEMI DI REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI
TERMOTECNICI
Da quanto sin qui detto appare evidente che l’evoluzione termica dell’edificio (cioè l’andamento
delle temperature di tutti gli elementi in grado di accumulare energia) influenza il carico termico e che, in
sistema termostatizzato, il controllo del calore (con proprio segno) fornito dall’impianto dipende
fortemente sia dalle condizioni al contorno del problema (climatologia del luogo) che dalla risposta propria
del sistema (ossia dell’edificio).
In pratica un controllore che agisca sulla valvola miscelatrice di Figura 573 deve conoscere la
legge di controllo, ossia deve sapere come evolve il sistema da controllare in modo da determinare
l’uscita (in questo caso la temperatura di mandata) in modo ottimale.
Figura 573: Schema di impianto con sistema di regolazione a valvola miscelatrice
Visto che le condizioni (interne ed esterne) sono sempre variabili, il controller dovrebbe
procedere all’identificazione del sistema (edificio – impianto) in tempo reale in modo da determinare la
migliore legge di controllo (controllo adattativo). Il metodo del modello ridotto equivalente dianzi
presentato consente di avere un numero ridotto di equazioni differenziali la cui identificazione può
essere effettuata con relativa facilità mediante tecniche usuali.
Una metodologia innovativa potrebbe fare uso, ad esempio, di reti neurali che, opportunamente
addestrate, sono in grado di riconoscere l’evoluzione del sistema edificio – impianto e di prevederne
l’evoluzione consentendo al regolatore il controllo adattativo in tempo quasi reale 38 .
Ad esempio in un caso realmente simulato mediante rete neurale si ha in Figura 574 nella quale si
ha l’andamento della temperatura esterna e della potenza fornita dall’impianto per un edificio
monitorizzato dall’Università di Bari. In Figura 575 si ha l’andamento della temperatura ambiente,
supposto attivo il termostato e cioè che si abbia la regolazione della temperatura ambientale.
Applicando lo schema di controllo di Figura 576, previo precedente addestramento della rete
neurale con parte dei dati sperimentali raccolti, si sono poi ottenuti gli andamenti della temperatura e
della potenza ceduta dall’impianto di Figura 577 e di Figura 578. Entrambi questi diagrammi si
mostrano in buon accordo con i dati sperimentali. Un controllore neurale del tipo qui ipotizzato si può
oggi facilmente realizzare, almeno in fase prototipale, mediante programmi del tipo Labview ® accoppiato
ad un programma di calcolo del tipo Matlab® che consentono di simulare via software un dispositivo
hardware complesso come il controllore adattativo sopra indicato.
38 Si tenga presente che l’evoluzione termica degli edifici non è rapida come quella dei componenti elettronici o
meccanici e pertanto un tempo di calcolo di qualche minuto è perfettamente accettabile.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 468
Figura 574: Andamento della temperatura esterna nel sistema studiato e della potenza ceduta
Figura 575: Andamento della temperatura ambiente termostatata
Figura 576: Schema di controllore neurale

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 469
Figura 577: Andamento della temperatura interna prevista dal controller neurale
Figura 578: Andamento della potenza ceduta prevista dal controller neurale
Figura 579: Schema del sistema di controllo digitale

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 470
11.1 NECESSITÀ DELLA REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI
Qualunque siano le tipologie di impianto occorre sempre attuare una regolazione sugli elementi
attivi (generatori di energia) e sui terminali per potere avere una temperatura (ed una umidità negli
impianti di condizionamento) costanti o quanto meno variabili entro uno stretto intervallo.
Le condizioni climatiche esterne sono sempre variabili e allo stesso modo possono variare anche i
carichi interni in funzione dei profili d’uso degli occupanti. Se i generatori di calore lavorassero sempre
a regime costante si avrebbero condizioni interne non più costanti al variare di quelle esterne. In
inverno si può avere, per effetto della radiazione solare, un guadagno energetico sensibile attraverso le
finestre e, per effetto dell’innalzamento di temperatura, si rischia un surriscaldamento interno.
L’impianto di climatizzazione (in senso lato) è allora controllato (ossia regolato) mediante un
sistema di controllo, oggi quasi sempre elettronico, che provvede a rendere quanto più possibile
verificata la condizione di equilibrio:
Potenza _ ceduta Potenza _ richiesta
ove la Potenza_richiesta varia per effetto delle mutate condizioni climatologiche esterne (in modo
preponderante rispetto a quelle interne). Il sistema da controllare, vedi Figura 580, ha una centralina di
controllo che può essere di tipo aperto, vedi Figura 581 ,o di tipo chiuso ad anello, vedi Figura 582.
11.2 CONTROLLORE A CIRCUITO APERTO
La variabile di uscita, U, è controllata mediante la variabile di controllo, M, in presenza di un
disturbo. Ad esempio si desidera controllare la temperatura dell’aria avendo in ingresso i flussi termici
dei quali quelli scambiati con l’esterno (carico termico) sono il disturbo mentre il flusso scambiato
mediante l’impianto di riscaldamento (o raffrescamento) è la variabile di controllo.
Con riferimento alla Figura 581 si ha che il segnale di controllo è dato dalla differenza fra il
segnale di regolazione, R, e di un segnale di riferimento, S:
C = R – S
Figura 580: Sistema da regolare
Un esempio di regolazione a ciclo aperto si ha con le classiche centraline di regolazione che fanno
dipendere la temperatura di uscita dell’acqua calda dalla caldaia dal valore della temperatura esterna
secondo una legge di controllo lineare del tipo indicato in Figura 583 e con uno schema di controllo
indicato in Figura 584.
Il sistema di controllo aperto non risente del valore della variabile controllata. In pratica con il
sistema in Figura 584 il sistema non vede la temperatura dell’acqua in uscita e quindi degli ambienti.
Inoltre può anche avvenire che la regolazione dell’acqua calda della caldaia sia corretta e che,
all’interno degli ambienti, varino le condizioni interne (ad esempio si ha una sorgente interna che fa
aumentare la temperatura dell’ambiente): questo sistema non ha modo di intervenire perché non
conosce la temperatura degli ambienti e non saprebbe come utilizzarla.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 471
Figura 581: Controllore a circuito aperto
11.3 CONTROLLORE A CIRCUITO CHIUSO
Questi controllori sono più sofisticati di quelli a circuito aperto perché riportano in ingresso un
segnale legato alla variabile di uscita, vedi Figura 582. L’anello che riporta indietro il segnale di retroazione
(feedback) chiude la catena di controllo che ora vede il segnale di regolazione dato dalla somma:
C = R –S
Il segnale di riferimento è ora dato dal segnale di retroazione e quindi il controllore ha modo di
vedere se la sua azione di controllo ha avuto l’effetto desiderato.
Figura 582: Sistema di regolazione a controreazione, Circuito chiuso
In pratica l’anello di retroazione informa il controllore dell’effetto sulla variabile di controllo. In
questo modo l’azione di controllo è sempre congruente con l’azione desiderata.
Se, ad esempio, si controlla la temperatura degli ambienti, mediante una opportuna sonda di
temperatura, allora il controllore cercherà sempre di operare affinché si raggiungano le condizioni
desiderate. In questo caso la centralina, oltre la sonda esterna come indicato in Figura 584, ha anche una
sonda interna che informa il controllore sull’effetto di retroazione, come indicato in Figura 591.
Figura 583: Regolazione della temperatura dell’acqua calda in caldaia

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 472
Figura 584: Sistema di regolazione con valvola a 3 vie miscelatrice
11.4 CARATTERISTICHE DI REGOLAZIONE
Con riferimento ad un circuito di regolazione chiuso, vedi Figura 585, si ha sempre che un
segnale prelevato in uscita, x, mediante un elemento sensibile venga riportato in ingresso ed elaborato,
mediante differenza con il segnale di riferimento, x 0 , dal regolatore che fornisce un comando dato,
solitamente, mediante una funzione:
y y f x x
[124]
0 0
ove y-y 0 è il segnale di uscita del controllore.
Si possono avere diversi tipi di regolazioni in funzione delle caratteristiche adottate: se ne
indicheranno brevemente le fondamentali.
11.4.1 REGOLAZIONE A DUE POSIZIONI
Se ne è già parlato in precedenza. L’equazione del controllore diviene:
y y per x x
1 0
y y per x x
2 0
Le due posizioni y 1 e y 2 possono essere, ad esempio, l’apertura totale o la chiusura totale di una
valvola o l’avvio o lo spegnimento di un motore per autoclave quando la pressione nel serbatoio scende
al di sotto del valore limite.
Figura 585: Schema di regolazione chiuso a feedback

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 473
Questo tipo di regolazione è detta on off (attacca e stacca) ed è spesso utilizzata quando non si
richiedono stadi intermedi di regolazione.
Poiché la catena di regolazione dipende dal sensore e dalla capacità termica totale del sistema si
possono avere ritardi nella risposta del controllore se si hanno valori elevati di capacità termica (cosa già
vista, almeno concettualmente, nella risposta termica degli edifici, vedi §Errore. L'origine riferimento
non è stata trovata.).
In genere con grandi capacità termiche si hanno forti ritardi nell’intervento del controllore mentre
con basse capacità termiche si possono avere intereventi del controllore troppo frequenti che
danneggiano lo stesso regolatore.
Figura 586: Schema di regolazione ON OFF con differenziale
Per evitare questi inconvenienti si prevede un intervallo fra x 1 ed x 2 , attorno al valore di x 2 , di set
point (punto di lavoro) in modo che risulti:
y y per x x x
1 1 0
y y per x x x
2 2 0
L’intervallo x 2 – x 1 è detto differenziale del regolatore.
Per un buon funzionamento di questo sistema occorre che la capacità termica del sistema di
regolazione sia piccola rispetto a quella del sistema regolato.
11.4.2 REGOLAZIONE AD AZIONE PROPORZIONALE
Un controllore ad azione proporzionale ha una risposta data dalla relazione:
y y k x x
0 p 0
ove la costante di proporzionalità k p è di solito negativa se si desidera avere una risposta che fa
diminuire l’uscita, y-y 0 , al crescere di x (vedi il caso di Figura 583 per la regolazione della temperatura
dell’acqua di caldaia al variare della temperatura esterna).
Anche in questo caso si ha un intervallo di regolazione fra x 1 e x 2 centrato attorno ad un valore x 0
di riferimento. Alla differenza x 2 -x 1 si dà il nome di banda proporzionale e alla differenza corrispondente
y 2 -y 1 si dà il nome di banda di azione.
Questo tipo di regolazione necessita sempre di una differenza di segnale x 2 -x per intervenire.
I valori delle bande proporzionali e di azioni debbono essere scelti in modo opportuno a seconda
del tipo di applicazione che si intende regolare.
Ad esempio, per la regolazione della temperatura di un ambiente la banda proporzionale potrà
avere intervallo di 1÷2 °C mentre la grandezza regolata, che può essere la temperatura dell’acqua nei
radiatori, potrà variare di 2÷4 °C.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 474
Figura 587: Funzione di risposta di un regolatore ad azione proporzionale
11.4.3 REGOLAZIONE AD AZIONE INTEGRALE
La funzione di regolazione è del tipo:
dy
ki
x x0
d
Ovvero anche:
2
y y0 ki
x x0
1
Questo tipo di regolatore, a differenza di quello proporzionale, tende sempre a riportare la
variabile controllata al punto di regolazione x 0 . L’azione di regolazione è funzione, infatti, dell’integrale
dello squilibrio (x-x 0 ) nel periodo di tempo in cui esso avviene ( 2 - 1 ). L’azione di regolazione, però, si
fa sentire con un certo ritardo (per effetto dell’integrazione e quindi di una specie di ricordo
dell’evoluzione del segnale) e pertanto limitare la regolazione integrale nei sistemi che hanno già
notevole inerzia.
11.4.4 REGOLAZIONE AD AZIONE DERIVATIVA
La funzione di risposta del controllore è data dall’equazione:
dx
y y0 kd
d
con k d opportuna costante del sistema di regolazione. L’azione di regolazione si manifesta non
appena la variabile regolata inizia a presentare uno squilibrio (x-x 0 ) (quindi agisce in anticipo). L’azione
del regolatore cessa quando lo squilibrio si annulla, ossia quando la x raggiunge una condizione di
equilibrio, anche se fuori dal set point di controllo. Di solito la regolazione derivativa si accoppia alle
regolazioni proporzionali e/o alle regolazioni integrali per contrastare le inerzie del sistema regolato che
presentano ritardi notevoli nella regolazione.
11.4.5 SISTEMI DI REGOLAZIONE A PIÙ AZIONI COMBINATE
Ciascuno dei modi di regolazione prima descritti presenta vantaggi e svantaggi. E’ possibile
utilizzare sistemi di controllo combinazione di due o più dei sistemi precedenti. Una regolazione
perfettamente soddisfacente può essere ottenuta dalla combinazione di più sistemi quali:
Sistemi PD si tratta di sistemi ad azione proporzionale derivativa che forniscono maggiore
rapidità di risposta ai sistemi proporzionali:
Sistemi PI sono sistemi ad azione proporzionale integrale in grado di garantire un’azione
completa di controllo per tutta la durata dello squilibrio;
Sistemi PID sono i sistemi proporzionali integrali e derivativi che garantiscono una risposta più
completa perché assommano i pregi dei tre sistemi singoli.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 475
Di solito si agisce sulle costanti k p , k d , k i per adattare le risposte dei sistemi di controllo alle
esigenze del sistema controllato. Lo scopo principale del sistema di controllo è di mantenere la variabile
controllata il più vicino possibile alla valore si set point cioè al punto di lavoro prefissato.
11.4.6 LE VALVOLE NELLA REGOLAZIONE IMPIANTISTICA
Una delle azioni più ricorrenti nella regolazione impiantistica è la regolazione del flusso termico,
ad esempio attraverso una caldaia, una batteria di scambio, un fan coil, … Il controller fornisce la sua
azione di comando ad un attuatore che si preoccupa di modulare il flusso mediante una valvola di
regolazione.
VALVOLE A DUE VIE
L’attuatore è un motore elettrico (ma può anche essere pneumatico) che agisce sullo stelo di una
valvola a due o più vie in modo da far variare il flusso in una o più delle vie di uscita della valvola stessa.
In pratica lo stelo fa variare la sezione di efflusso mediante il movimento dell’otturatore che si
trova alla fine dello stesso stelo. In Figura 588 si ha la sezione di una tipica valvola nella quale è ben
visibile lo stelo e l’otturatore con la sua funzione di controllo del flusso. Ogni valvola presenta una curva
caratteristica che lega la corsa dell’otturatore, H, con la portata m del fluido nell’ipotesi che la differenza
di pressione, p, della valvola (fra la sezione a monte e quella a valle) sia pari ad 1 bar.
Figura 588: Schema costruttiva di una valvola
La curva caratteristica dipende dal tipo di valvola e quindi da tipo di otturatore (forme
geometriche, accoppiamenti fluidodinamici, …) e può modificare nettamente l’azione y-y 0 del
regolatore. Data la limitatezza del Corso si considereranno solamente due tipologie di curve
caratteristiche:
Caratteristica lineare;
Caratteristica equipercentuale.
Caratteristica Lineare
La curva è definita dall’equazione:
m m bH
0
ove m0
è la portata che trafila a valvola chiusa e b è un opportuno coefficiente di proporzionalità.
Caratteristica equipercentuale
La curva è definita dall’equazione:
cH
m m e
ove
0
m è la portata di tra filamento a valvola chiusa e c è una costante positiva. In Figura 589 si
hanno le rappresentazioni grafiche delle due caratteristiche.
0

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 476
VALVOLE A TRE VIE
Rivestono moltissima importanza nelle regolazione impiantistica le valvole a tre (e anche a
quattro) vie. Le valvole a tre vie sono caratterizzate da due flussi che attraversano lo stesso corpo della
valvola. A seconda dei sensi di questi flussi si possono avere due tipologie di valvole a tre vie:
Valvole miscelatrici;
Valvole deviatrici.
Figura 589: Curve caratteristiche lineari ed equipercentuale di una valvola
Nel caso delle valvole miscelatrici, vedi Figura 590 a, i due flussi entranti sono miscelati formando il
flusso uscente. Nel caso delle valvole deviatrici, vedi Figura 590 b, il flusso entrante viene suddiviso in
due flussi uscenti. In genere è sempre bene montare le valvole in modo da avere il flusso contrario alla
direzione di chiusura dello stelo.
Figura 590: Tipologie di valvole a tre vie: Miscelatrici e Deviatrici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 477
Si osservi che per ottenere un’azione di efficace regolazione dalla valvola occorre che questa
abbia autorità nel circuito da controllare, ossia essa deve creare una perdita di carico tale da essere
confrontabile con quella del resto del circuito da regolare.
Questo parametro (autorità della valvola) è di solito riportato dalle ditte costruttrici al variare della
portata e della posizione dello stelo. Un’autorità bassa porta ad una variazione lineare della portata con
l’apertura dello stelo mentre un’autorità elevata (>0.5 e < 1) porta ad una apertura non lineare, di tipo
percentuale (vedi Figura 589). Di una valvola si definisce il coefficiente di regolazione dato da:
Q
Kv
p
con Q portata volumetrica e p perdita di pressione attraverso la valvola. Si definisce autorità il
rapporto:
pvalvola
p p p
tubazione valvola altri _ elementi
Il diametro della valvola è sempre inferiore di una o due misure rispetto al diametro della
tubazione nella quale è inserita proprio per darle autorità.
La disposizione della valvola deve tenere conto di alcune considerazioni basilari. La pompa di
circolazione deve lavorare a portata costante mentre la valvola di regolazione deve lavorare a portata
variabile per effettuare una regolazione del circuito.
Questo suggerisce di posizionare la valvola in modo da lasciare inalterata la portata nella pompa
di circolazione (valvola a miscela) o a valle della pompa stessa. La stessa considerazione della portata
costante si applica alle caldaie e ai refrigeratori d’acqua e pertanto valgono le stesse considerazioni fatte
in precedenza sulla posizione corretta della valvola di regolazione.
11.5 ELEMENTI SENSIBILI
I sistemi di controllo sopra accennati ricevono segnali provenienti dall’impianto mediante
opportuni sensori che possono essere:
Elettrici;
Meccanici
Nel primo caso si hanno trasduttori di segnale analogici 39 che forniscono in uscita segnali elettrici
e/o elettronici mentre nel secondo caso si ha un segnale meccanico (spostamento di un braccio,
pressione, …) che in qualche caso risulta più utile da utilizzare.
Oggi si tende ad utilizzare sistemi di controllo sempre più sofisticati e complessi che utilizzano
segnali elettronici digitali. In questo caso il segnale utilizzato non è più analogico (tensione, corrente,
resistenza, … variabili con lo stesso andamento temporale del segnale rilevato) bensì trasformato in sequenza di
numeri (digit) mediante particolari meccanismi 40 .
Il vantaggio dei segnali digitali consiste, principalmente, nella possibilità di utilizzare controllori
computerizzati.
39 Un trasduttore è un dispositivo che trasforma un segnale in un altro. Di solito si utilizza il trasduttore per ottenere
un segnale più utile rispetto a quello trasformato. Ad esempio si usa un trasduttore per rilevare la temperatura interna degli
ambienti; questi sono costituiti da elementi sensibili che, mediante opportune leggi fisiche, forniscono un segnale
proporzionale (e quindi analogico, cioè con la stessa legge di variazione) della temperatura ambiente. Mediante termoresistenze,
ad esempio, si hanno segnali di tensione proporzionali alle temperature rilevate. Analogamente per il rilevamento delle altre
grandezze fisiche dell’impianto (pressione, umidità, …).
40 Purtroppo la limitatezza del corso non ci consente di approfondire questi argomenti. I traduttori AD (analogici
digitali) operano una scansione del segnale continuo a frequenza opportuna e trasforma il valore campionato in una sequenza
di 0 e 1 (digit) che, in logica binaria, lo rappresentano numericamente.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 478
Figura 591: Sistema di controllo con sonda esterna ed interna
11.6 SISTEMI DI REGOLAZIONE COMPUTERIZZATI
Rappresentano la naturale evoluzione dei sistemi di regolazione elettronica prima accennati.
La crescente complessità dei moderni impianti e l’esigenza di controllare centralmente non solo
gli impianti termotecnici ma anche quelli di illuminazione, gli ascensori, l’impianto di rilevazione delle
presenze, di accesso e di sicurezza antincendio, …. , ha portato all’esigenza di avere sistemi di controllo
sempre più potenti e sofisticati.
I computer consentono di ottenere questi risultati a patto che i segnali da controllare e tutti i
sistemi di attuazione 41 siano digitali.
I sistemi computerizzati sono di architettura complessa e realizzano tutte le più moderne tecniche
informatiche per le reti dati.
In genere si ha una rete principale ed uno o più anelli secondari , vedi Figura 592, che collegano
controllori elettronici - digitali in grado di colloquiare con l’unità centrale sia per riportare i valori delle
variabili da loro controllate sia per attuare gli ordini ricevuti dal computer centrale.
Il computer centrale provvede ad interrogare le unità periferiche (che sono computer di minore potenza
di quello centrale e con programmi registrati in speciali memorie non volatili, EPROM) per conoscere lo stato delle
variabili di controllo da esse regolate e per modificare le leggi di controllo.
Le unità periferiche sono programmate per attuare un controllo su un numero limitato di
periferiche, vedi Figura 593.
41 Gli attuatori sono dispositivi che ricevono segnali in ingresso e forniscono in uscita segnali di maggiore potenza. Il
motore che comanda la valvola a tre vie già vista negli impianti di Figura 584 riceve un segnale debole dalla centralina e lo
trasforma in un segnale forte (necessario per comandare lo stelo della valvola). Dispositivi attuatori si utilizzano in varie parti
dei componenti di impianto: per le serrande di regolazione, per le valvole, ….

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 479
Figura 592: Sistema di controllo centralizzato mediante computer
Figura 593: Esempio di regolazione computerizzata di 3 refrigeratori d’acqua

P-BUS
P-BUS
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 480
Così, ad esempio, si può conoscere in ogni istante la temperatura di mandata dei refrigeratori
d’acqua, lo stato di efficienza dei filtri d’aria, le temperature di alcuni ambienti,….e al tempo stesso si
può richiedere che la temperatura dell’acqua fredda sia cambiata. I sistemi di controllo computerizzati
possono assolvere a molte altre funzioni, oltre quelle qui accennate per il controllo HVAC.
PXG80-N
Terminale operatore portatile
PX
Lon Bus
Lon Bus
Lon Bus
SS1.A
SS2.B
SS3.C
SS4.D
SS5.E
SS6.F
SS7.CT
SS8.CF
PXC64-U
PXC64-U
PXC64-U
PXC64-U
PXC64-U
PXC64-U
PXC64-U
PXC64-U
PTX1.1
PTX1.1
PTX1.1
PTX1.1
PTX1.1
PTX1.1
PTX1.1
ARCHITETTURA DESIGO V2
Figura 594: Esempio di controllo distribuito e bus di trasmissione dati
Ad esempio possono controllare gli impianti di illuminazione interni ed esterni o anche rilevare le
presenze di persone nelle stanze di albergo, regolare il flusso degli ascensori, gestire il sistema anti
intrusione, il sistema antincendio,..… Le dimensioni dei sistemi di controllo (computer, quadri sinottici,
cavi, …) possono essere ragguardevoli e tali da occupare uno o più piani di edifici complessi.
Un altro grande vantaggio del controllo centralizzato è che, mediante reti telematiche o semplici
modem, si possono effettuare controlli e variazioni di set point anche a distanza. Ciò riduce le spese di
gestione (si pensi ad gestore che può tranquillamente controllare dal proprio ufficio il funzionamento
degli impianti ed intervenire su chiamata) e di sicurezza.
Spesso sono le società fornitrici dei sistemi ad effettuare il controllo di buon funzionamento dei
sistemi rilevando, a distanza, le eventuali anomalie e quindi intervenire in tempi brevi su eventuali
malfunzionamenti.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 481
Figura 595: Esempio di controllo di UTA

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 482
Figura 596: Esempio di controllo elettronico di una Centrale Termica

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 483
Figura 597: Legenda dei simboli utilizzati per lo schema di centrale precedente
Figura 598: Gestione automatizzata di un intero edificio

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 484
Figura 599: Gestione integrata di tutti gli impianti di un edificio
11.7 PRINCIPI DI REGOLAZIONE ELETTRONICA DDC
I sistemi digitali trattano esclusivamente dati digitali (si rimanda ai richiami di Informatica che gli
Allievi certamente avranno studiato nel corso dei loro studi) e cioè in formato numerico binario, l’unico
che può essere attualmente compreso dai computer. Ne consegue che tutti i dispositivi di controlli in
campo (valvole, regolatori, traduttori,…) debbono fornire al sistema di controllo (cioè al computer dedicato a
questa funzione) dati in formato digitale. I trasduttori di grandezze fisiche (temperatura, pressione, umidità,
entalpia, portata, …) sono detti analogici perché trasformano la variazione della grandezza rilevata in un
variazione di corrente o di tensione avente la stessa logica, d’onde il nome analogica, della grandezza
originale. Naturalmente il rapporto fra l’andamento della variabile di controllo (corrente, tensione,
resistività, …) e l’andamento della variabile originaria (temperatura, pressione, portata, …) deve essere
lineare e cioè si deve avere un valore costante che dipende dal dispositivo di rilevazione.
Ad esempio una termocoppia opportunamente scelta fornisce una tensione ai capi direttamente
proporzionale alla differenza di temperatura delle coppie di conduttori (vedasi la Legge di Seebeck in Fisica
Tecnica). La linearità del trasduttore è fondamentale per il controllo altrimenti si possono avere effetti
indesiderati e problemi di instabilità difficili da tenere sotto controllo.
La scelta di trasduttori di tipo elettrico (invero non i soli possibili) risulta conveniente ai fini del
controllo perché i dispositivi elettronici sono più rapidi di quelli meccanici (ad esempio i dispositivi per
la regolazione pneumatica ad aria compressa) e perché è più facile trasportare un segnale di tipo
elettrico che di qualsivoglia altra natura. Infine un segnale elettrico può facilmente essere trasformato in
segnale digitale. Quest’ultimo è ottenuto campionando il segnale originale con frequenza di
campionamento costante e superiore a 2,5 volte la frequenza del segnale campionato (Teorema di
Nyquist). Le singole letture (cioè le ordinate del segnale in corrispondenza del tempo di campionamento) sono
trasformate in valore numerico mediante il trasduttore A/D che fornisce in uscita un valore
proporzionale al valore letto e normalizzato in funzione del numero massimo di digit che esso può
elaborare.
Quando il segnale è così digitalizzato può essere trasmesso come un treno di bit sul bus dati e
ricevuto dal computer che può a sua volta elaborarlo in formato digitale.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 485
Figura 600: Linearità di un sensore di temperatura
Quando il computer trasmette un segnale ad un dispositivo esterno (attuatore) questo deve essere
a sua volta trasformato in segnale analogico mediante un nuovo convertitore Digitale/Analogico (DA).
In questo modo l’elettronica di controllo dell’attuatore potrà utilizzare il segnale ricevuto per
effettuare il controllo. Si pensi, ad esempio, ad una valvola a tre vie con controller comandato da un
segnale analogico che può variare a 0 a 5 V.
Figura 601: Esempio di controller locale con convertitori A/D e D/A incorporati
I dispositivi che trasformano una grandezza analogica in una digitale sono detti trasduttori. Più
precisamente, ai fini del controllo digitale, si hanno due tipologie di segnali che sono trasformati in
digitali:
Analogico: si tratta di segnali continui che sono trasformati in discreti con un convertitore
A/D (analogico digitale).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 486
Discreto: si tratta di un segnale che può assumere solo due posizioni, ad esempio acceso e
spento, chiuso e aperto, … Di fatto la digitalizzazione è realizzata associando ad uno stato lo 0
(zero) ed all’altro 1 (uno). Così, ad esempio, per pompa accesa si ha 1 mentre per pompa spenta
si ha 0.
Figura 602: Collegamenti del controller locale ai dispositivi e al computer centrale
A sua volta i segnali possono essere sia di input che di output e pertanto il bus dati ha in genere 4
linee denominate:
AI – Analogico Input; (sensore)
AO - Analogico Output; (attuatore)
DI – Discreto Input; (sensore)
DO – Discreto Output (attuatore).
Il controller digitale utilizza questi dati per ricevere informazioni dalle apparecchiature in campo e
per comandare gli attuatori di controllo.
Le funzioni di controllo possono essere svolte da un unico computer centralizzato sfruttando la
velocità di elaborazione dei segnali dei moderni processori. Tuttavia per motivi di sicurezza e di
flessibilità si preferisce avere una rete di computer dedicati localizzati ciascuno con un computo ben
specifico di controllo locale di uno o più dispositivi.
Questi controller locali colloquiano, tramite bus dati, con il computer centrale che assolve alle
funzioni di monitoraggio e di super controller.
Il vantaggio di questa soluzione risiede ne fatto che i controller locali sono di solito specializzati.
Ad esempio un controller è dedicato ai fan coil, un altro alle UTA, un altro ai refrigeratori e così via.
Inoltre i controller locali possono avere memorie e programmi dedicati che sono di solito
programmati in fabbrica o sul campo con particolari dispositivi.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 487
Figura 603: Esempio di collegamenti dei linee dei segnali al bus dati
Figura 604: Esempio di collegamenti di controller locali su più dispositivi

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 488
Figura 605: Layout del controller principale di impianto
Figura 606: Esempio di programmazione dei controller locali

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 489
Figura 607: Esempi di programmazione dei controller locali : librerie di sottoprogrammi
Figura 608: Configurazione dei set point di un controller
Nei dati (in EPROM) possono essere archiviati i settagli iniziali (o di default) delle apparecchiature
controllate (ad esempio le temperature desiderate degli ambienti) in modo che in caso di attivazione
delle funzioni di controllo (sia per l’avviamento iniziale che per una ripresa dopo interruzione di
alimentazione elettrica) i controller possano sempre assolvere alle loro funzioni.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 490
Figura 609: Collegamento del controller locale al supervisor e all’unità di programmazione
Figura 610: programmatore per EPROM di controller locali
Il collegamento dei controller locali avviene, come già detto, tramite bus dati. Ebbene malgrado
tutti gli sforzi fatti in questo settore per standardizzare il collegamento fra le unità di controllo non si è
riusciti a trovare una soluzione unica. Ciò significa che la trasmissione dati è spesso effettuata con linee
e protocolli proprietari dai vari Costruttori con tutte le conseguenze che queste soluzioni comportano.
Qualche costruttore sta comunque effettuando qualche sforzo significativo per adottare standard
internazionali. I vantaggi di queste scelte sono, ovviamente, una maggiore conoscenza degli standard,
una maggiore facilità di reperire materiali e personale qualificato e, soprattutto, una facilità di
integrazioni di sistemi di diverso costruttori senza problemi di interfacciamento. Così, ad esempio,
l’adozione di bus standard può facilmente integrare le reti interne con le reti esterne (ad esempio di tipi
Internet o in genere Intranet) e quindi ampliare le capacità di controllo con dispositivi portatili quali i
telefoni cellulari (via WAP) o computer portatili tipo PDA dotati di collegamenti wireless.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 491
Figura 611: Schema di collegamento delle apparecchiature al bus
Figura 612: Insieme di controller locali collegati in rete ad una unità centrale
11.8 REGOLAZIONE DELLA TEMPERATURA NEGLI IMPIANTI DI
RISCALDAMENTO
La L 10/91 impone che gli impianti debbano adeguare la potenza termica erogata al fabbisogno
effettivo dell’edificio e dei locali.
La regolazione può essere sia centralizzata (adeguamento della potenza ai fabbisogni dell’edificio)
che localizzata (adeguamento della potenza fornita dai terminali ai fabbisogni di ciascun locale).

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 492
Le due regolazioni non sono fra loro contrapposte ma possono coesistere per migliorare i
rendimenti di regolazione. Con la regolazione centralizzata si fa in modo che il generatore di calore
fornisca l’energia termica strettamente necessaria a soddisfare il fabbisogno dell’edificio,
indipendentemente dal fatto che nei singoli locali sia effettivamente ceduta l’energia da questi richiesti.
Può accadere, infatti, che la rete di distribuzione non sia equilibrata 42 e che i locali non siano
riscaldati in modo corretto ovvero può anche accadere che in locale correttamente servito dall’impianto
qualcuno apra le finestre e quindi produca una variazione del carico termico non prevista in sede di
progetto.
11.8.1 EQUAZIONE DELLA CENTRALINA DI REGOLAZIONE
Il fabbisogno energetico dell’edificio può essere caratterizzato, come si è visto nel capitolo sugli
impianti di riscaldamento, dall’equazione:
Q C V t t
[125]
edificio g a e
ove si ha il simbolismo:
C g coefficiente globale di perdita dell’edificio, conforme al DPR 412/93, (W/m 3 °C);
V volume totale riscaldato dell’edificio, m 3 ;
t e temperatura esterna di progetto, °C;
t a i temperatura interna di progetto, °C.
Gli elementi terminali nei singoli locali cedono 43 a questi ultimi una quantità di energia pari a:
m
[126]
locali
Q KS t t
radiatori m a
ove si ha:
K trasmittanza termica dei radiatori, (W/m 2 K);
S superficie radiante dei radiatori, (m 2 )
t m temperatura media dei radiatori , t m =(t i -t u )/2, (°C)
t a temperatura dell’aria ambiente, °C.
m coefficiente di correzione termica dettato dalla norma UNI-CTI 6514/69 e che varia in
funzione del tipo di radiatore secondo la seguente tabella:
Elemento radiante
Esponente m
Radiatori
Convettori termici
1.251.30
1.501.70
Ventilconvettori, Aerotermi 1
Tabella 72: Coefficienti correttivi dei corpi scaldanti
La condizione di congruenza sopra indicata richiede che sia:
42 Una rete di distribuzione deve assicurare che ad ogni terminale ambiente arrivi la giusta portata di acqua calda
necessaria al riscaldamento. Poiché le reti sono quasi sempre molto ramificate e complesse, accade spesso che non siano
rispettati questi vincoli e che in alcuni rami venga convogliata una portata maggiore di quella di progetto per effetto di una
minore resistenza al moto (vedi capitolo sul Moto dei fluidi in Fisica Tecnica o il Volume Terzo del presente corso di Impianti
Termotecnici) per effetto di una scelta dei diametri dei tubi necessariamente legata alle serie commerciali piuttosto che alle
necessità di calcolo. Ne consegue che, pur avendo in partenza, dalla pompa di circolazione in centrale termica, una portata
totale di acqua calda congruente con il carico totale dell’edificio (
non sia congruente con i singoli carichi ambientali ( m ct t kS t t
mc t t c V t ) la distribuzione nei singoli locali
a r g
ove t e ee t u sono le temperatura di entrata
loc e u m a
ed uscita dai radiatori, t m la temperatura media del radiatore e t a la temperatura media dell’aria dell’ambiente). Ci saranno,
quasi sempre, alcuni locali che riceveranno più calore di quanto da loro richiesto ed altri, per conseguenza, che ne
riceveranno di meno. Per questo motivo l’operazione di bilanciamento della rete di distribuzione è di fondamentale importanza
per il corretto funzionamento di tutto l’impianto.
43 Si vedrà nel Secondo Volume come varia la potenza ceduta da un terminale al variare della differenza di
temperatura.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 493
m
[127]
l
C Vt KS t t
g m a
dalla quale si trae il valore della temperatura media:
CV
t t t t
KS
l
g
m a
a e
Possiamo scrivere questa equazione nella forma:
n
m
a
a
e
1 m
t t C t t [129]
Questa equazione è detta equazione della centralina e, se opportunamente programmata, consente di
avere un dispositivo di controllo che adegua la temperatura media dell’acqua calda alla variazione della
differenza (t a -t e ). Il coefficiente C e l’esponente n dipendono dall’edificio e dal sistema di riscaldamento
(cioè dal tipo di terminale) utilizzato, come indicato in Figura 613.
tm
[128]
Radiatori
Convettori termici
Centilconvettori
Aerotermi
20
10
5
0 -5
-10
-15
te
Figura 613: Curve di regolazione delle centraline
In funzione della correzione la centralina agisce su un attuatore che, solitamente, è una valvola
motorizzata a tre o a quattro vie comandata con un servomotore la cui posizione è funzione della
temperatura di mandata desiderata. Si osservi che la temperatura di mandata dell’impianto è legata alla
temperatura media dell’acqua calda dalla semplice relazione:
t
m
ti
t t t t t
u
2 2 2
M M i, u Mm ,
tM
e per i valori correnti di t M,m 10°C si ha:
t t 5C
Di norma l’equazione [129] viene linearizzata nella forma:
t t c 1
ct
[130]
m
M
m a e
con c valore tipico del sistema edificio impianto, vedi Figura 614. I valori della costante c sono indicati
dai costruttori per i vari tipi di impianti.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 494
tm
4
100
3
80
2
60
1
40
20
20
15
10
5
0 -5
-10
-15
te
Ad esempio si ha la seguente corrispondenza:
Figura 614: Curve di regolazione linearizzate
Tipologia di Impianto
Valore di c
Pannelli radianti 0.5
Ventilconvettori 1
Radiatori 2
Aerotermi 3
Tabella 73: Valori tipici per la costante di regolazione
A seconda della casa costruttrice si possono avere forme diverse della legge di controllo per cui è
sempre opportuno consultare i cataloghi commerciali e i manuali tecnici forniti a corredo.
11.8.2 CONSEGUENZE DEL REGIME DI PARZIALIZZAZIONE SULLE CALDAIE
La regolazione sopra descritta ha come conseguenza una parzializzazione del regime di
funzionamento delle caldaie quando si richiedono carichi parziali.
Una conseguenza importante della parzializzazione è la diminuzione della temperatura dell’acqua
di caldaia fino a raggiungere valori che possono innescare la corrosione con velocità massime fra i 50 e
80 °C vedi Figura 615.
Occorre allora agire sulla temperatura delle superfici in modo da non ricadere in questa zona
critica e i modi che si possono seguire sono diversi.
In Figura 616 si ha una caldaia con valvola a tre vie nella quale la temperatura di ritorno in caldaia
(T RC ) dipende dalla temperatura di mandata, T M .
Questo schema impiantistico può dar luogo al fenomeno della corrosione perché non si ha modo
di controllare la temperatura di ritorno in caldaia.
In Figura 617 si può osservare come al variare della temperatura di mandata in funzione del grado
di parzializzazione del regime di funzionamento della caldaia si raggiunge la temperatura di innesco dei
fenomeni di corrosione (zona di corrosione) da evitare assolutamente. Lo schema della semplice valvola a
tre vie può essere migliorato inserendo un ramo di ricircolo, come mostrato in Figura 618 nella quale si
osserva un ramo contenente una pompa di circolazione asservita da un servomotore che controlla la
temperatura di ritorno in caldaia ed attiva la pompa se questa risulta inferiore ad un valore minimo
settato in precedenza.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 495
Percentuale di corrosione
Temperatura delle superfici, "C
30
40
50
60 70 80 90 100
Figura 615: Velocità di corrosione in funzione delle temperatura superficiale
tc
tM
Caldaia
tRC
Trad
Figura 616: Caldaia con valvola a tre vie
"c
90
tc
tM
50
t.rad=tRC
20
ZONA DI CORROSIONE
60%
100%
Figura 617: Andamento delle temperature nella zona di corrosione
Una valvola di non ritorno impedisce la circolazione parassita nell’anello intermedio. In Figura
619 si ha lo schema impiantistico di una caldaia con valvola a quattro vie nella quale si controlla la
temperatura di ritorno in caldaia mediante una miscelazione fra le aliquote m ed n della portate di
mandata e di ritorno dai radiatori. Questo schema risulta vantaggioso e certamente più semplificato
rispetto al precedente con pompa di ricircolo aggiuntiva.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 496
tM
tmin
Caldaia
tRC
Trad
Figura 618: Caldaia con valvola a tre vie e ricircolo
tc
m
tM
n
trad
Caldaia
tRC
tRC = mtc + ntrad
Figura 619: Caldaia con valvola a quattro vie
TM
COLLETTORE COMPLANARE
TR
TM
COLLETTORE COMPLANARE
TR
Figura 620: Schema di regolazione di zona
11.8.3 REGOLAZIONE DI ZONA
Per regolazione di zona si intende la regolazione applicata ai collettori complanari che alimentano una
zona termica (solitamente un appartamento), come illustrato nella Figura 620.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 497
Una valvola termostatica con sensore sul ritorno del collettore complanare assicura che la
temperatura di alimentazione sia quella desiderata.
11.8.4 REGOLAZIONE LOCALIZZATA
La regolazione localizzata agisce nei singoli locali, solitamente mediante valvole termostatiche
applicate ai radiatori, come illustrato nella Figura 621 e in Figura 622.
ta
Figura 621: Schema di applicazione di una valvola termostatica sul radiatore
Figura 622: Valvola termostatica con controllo sul ritorno
Figura 623: Valvola miscelatrice a tre vie sul radiatore

Caratteristica normale
IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 498
I due schemi differiscono per la posizione della sonda di temperatura: nel primo caso si ha una
sonda di ambiente che modula la temperatura di mandata nel radiatore in funzione del valore raggiunto
dall’aria ambiente, nel secondo caso si ha una sonda sul ritorno che modula la temperatura di mandata
in funzione del valore di set point prefissato.
In Figura 623 si ha lo schema di montaggio di una valvola miscelatrice a tre vie montata sul
radiatore in modo da assicurare un controllo migliore della temperatura di ingresso.
11.8.5 CONSEGUENZA DELLA REGOLAZIONE SULLA POMPA DI
CIRCOLAZIONE
La pompa di circolazione subisce le conseguenze della parzializzazione delle valvole di
regolazione (di zona e localizzate) poiché viene a variare la resistenza totale del circuito e quindi si
sposta il punto di lavoro.
In Figura 624 si ha l’andamento delle curve di carico per la condizione di funzionamento
nominale e per funzionamento parzializzato dalle valvole. In questo caso la curva diviene più ripida e il
punto di lavoro si sposta verso zone a minore rendimento della pompa di circolazione.
Dp
Caratteristica ripida
Resistenza circuito parzializzato
Resistenza circuito normale
0,7
0,6
0,5
0,4
G
Figura 624: Spostamento del punto di lavoro per effetto della parzializzazione
In alcuni casi si può anche variare la curva caratteristica della pompa (ad esempio mediante reostati sul
motore) e i questo modo si può spostare il punto di lavoro verso zone a più elevato rendimento della
pompa.
11.9 REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI DI CONDIZIONAMENTO
La regolazione negli impianti di condizionamento (estivi ed invernali) deve consentire il controllo
dei parametri fondamentali dell’impianto e in particolare:
La velocità dell’aria, w
La portata d’aria totale e di ambiente, G
L’umidità relativa,
La temperatura degli ambienti.
REGOLAZIONE DELLA VELOCITÀ
La velocità dell’aria deve essere mantenuta entro valori compresi fra 0.1 0.15 m/s per assicurare
le migliori condizioni di confort ambientale (vedi teoria di Fanger). La regolazione della velocità non è
effettuata mediante dispositivi semplici ma viene effettuata mediante tutto il sistema di distribuzione

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 499
attraverso scelte opportune delle bocchette di immissione, della velocità di lancio e del loro
orientamento.
In genere questi problemi sono risolti mediante analisi con programmi di fluidodinamica che,
partendo dalla situazione geometrica dei locali, determinano la distribuzione dell’aria (linee di flusso e
isotermiche). Nelle bocchette di mandata e/o nei diffusori sono spesso presenti (ed è sempre
consigliabile che lo siano) serrandine di regolazione ad una o a due serie di alette (orizzontali e verticali).
PORTATA DELL’ARIA IMMESSA
La portata dell’aria è di importanza fondamentale sia perché ad essa è legata l’entalpia che
l’impianto fornisce agli ambienti sia perché l’aria immessa deve sempre essere maggiore della portata di
ventilazione.
Associato alla portata d’aria è anche il problema del rumore nella rete di distribuzione dovuto al
fruscio all’interno dei canali e nelle bocchette di mandata o di aspirazione.
L’aria è inviata negli impianti mediante la rete di canali ed è messa in movimento mediante un
ventilatore (almeno uno di mandata e negli impianti più complessi anche di aspirazione).
Agendo sul ventilatore, ad esempio variandone la velocità di rotazione, si agisce sulla portata
totale dell’aria. Per regolare l’entalpia associata all’aria di mandata fornita dalla batteria ad espansione
diretta si può agire sul compressore frigorifero, ad esempio accendendolo e/o spegnendolo
(regolazione ON-OFF, vedi Figura 625).
A
RICIRCOLO
MOTORE
SERRANDE
BATTERIA
BATTERIA
ARIA
ESTERNA
E
PLENUM
M
- +
J
V
I
REGOLAZIONE
R
FILTRO
REFRIGERATORE
CALDAIA
Figura 625: Regolazione on-off di una batteria ad espansione diretta
Questo tipo di regolazione può andar bene nei piccoli impianti mentre nei grandi impianti si
preferiscono protocolli più complessi, ad esempio con regolazione a più gradini (2 o 4 corrispondenti
ad ½ o ¼ della potenza nominale) o, nel caso di compressori a vite, anche di tipo continuo dal 10 al
100% della potenza nominale. La regolazione ON-OFF può provocare guasti più frequenti nei motosi
elettrici per via delle extra correnti di apertura e di chiusura. Nei moderno motori elettrici si ha la
possibilità di alimentazione tramite inverter che evita gli inconvenienti suddetti.
11.9.1 REGOLAZIONE DEL CARICO TERMICO SENSIBILE
Si supponga che Q S e Q L siano i carichi sensibile e latente in condizioni nominali e che il fattore
termico sia R=0.75 per cui:
QS
1
R 0.75
Q Q
S
QL
L
1
Q
S

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 500
da cui deriviamo:
QL
1
1 0.333
Q 0.75
S
Supponiamo adesso che il calore sensibile sia ridotto del 20% con Q L costante e pertanto il
nuovo fattore termico diviene:
Q' S
0.8QS
1 1
R ' 0.7
Q ' 0.8
L
0.333
S
Q Q
L
QS QL
Q
1
S
1
0.8
0.8
Il fattore termico varia percentualmente di:
RR' 0.7 0.75
R
100 6.6%
R 0.75
Quindi una variazione del 20% del carico sensibile fa ridurre del 6.6% il fattore termico R. Le
rette ambiente corrispondenti variano di conseguenza e, per il caso in esame, di molto poco. Per
semplicità possiamo supporre che la retta ambiente si mantenga costante e che al variare del carico
termico il punto di immissione I vari di conseguenza. In Figura 626 si ha il caso di una regolazione con
retta ambiente variabile e con punto di immissione che si sposta dalle condizioni I alle nuove condizioni
I’.
A
Nuova Retta ambiente
M
Retta batteria
E
S
Retta ambiente
F
I`
R
J
Figura 626: Regolazione del carico sensibile per un ambiente
11.9.2 REGOLAZIONE DEL CARICO TERMICO LATENTE
Seguendo l’esempio del caso precedente si supponga ora che sia il carico latente che subisce una
riduzione del 20% con carico sensibile costante. Il fattore termico diviene:
QS QS QS
1 1
R ' 0.79
Q ' 0.8 0.8
S
Q Q
L
QS Q
L
QS QL
L
1
1 0.80.333
Q
La variazione percentuale di R risulta:
R' R
0.79 0.75
R
100 100 5.2%
R 0.75
La retta ambiente varia di poco e la si può ritenere ancora praticamente coincidente con quella
nominale e quindi vale, con il rispetto dei segni, quanto detto per la Figura 626. In generale si può
osservare che le fluttuazione del fattore termico R risultano in genere sufficientemente contenute (R<
10%) e quindi l’ipotesi di retta ambiente costante è comunque valida.
S

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 501
11.9.3 STUDIO DEL CICLO TERMICO IN REGIME DI PARZIALIZZAZIONE
Supponiamo che la parzializzazione richieda:
Q’ S < Q S e Q’ L = Q L
Operando con il postriscaldamento a miscela il punto I si sposta in I’ sulla retta ambiente .
Pertanto si ha:
Q Gc t t Q Gc t t
' S p A I ' S p A I
che sono le condizioni desiderate, inoltre si ha:
Q Gr x x Q Gr x x
' L A I ' L A I
che non sono corrispondenti alle condizioni desiderate (carico latente costante).
Spostandosi il punto I in I’ si ha un carico latente non compensato che vale:
Q Q'
Q Gr x x Gr x x Gr x x Gx
L L L A I '
A I I ' I
Abbiamo pertanto un eccesso di vapore pari a:
x x x
che fa spostare il punto ambiente da A ad A’, come illustrato nella figura seguente.
I'
I
E
I
I`
A`
A
M
Dx
J
t
Le coordinate di A’ sono:
Figura 627: Effetto del carico latente non compensato
tA'
tA
A'
x x x
A'
alle quali corrisponde una umidità relativa A’ > A .
La variazione di umidità relativa è, di solito, poco influente sulle condizioni di confort purché
contenute entro 5% intorno al valore nominale del 50%.
In ogni caso una verifica di questo parametro si rende necessaria per impianti industriali di
processo nei quali le condizioni di controllo sono più stringenti.
A

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 502
11.9.4 CONTROLLO DELLA UMIDITA’ RELATIVA
Per applicazioni civili, sulla base della teoria di Fanger e sullo stesso indice ET* di Gagge 44 , non si
hanno variazioni sensibili delle condizioni di confort per variabile fra 3070%.
Vediamo cosa succede negli impianti che, per effetto della sopra citata considerazione, lasciano
fluttuare l’umidità relativa.
Di solito tale fluttuazione è dovuta alla variazione dell’affollamento (carico latente per evaporazione
delle persone) che vale:
In Estate
In Inverno
t 26 C
t 20C
A
x
4 g / kg
x=3 g/kg
La produzione di calore latente per affollamento vale:
In Estate
A
In Inverno
Attività sedentaria 38 W / persona 28 W / persona
Attività moderata 73 W/persona
Per abbattere questo carico latente occorre fornire una portata pari a:
m 3 per persona, con q L in kcal/h.
In definitiva occorre fornire:
In Estate
q
L
G
1.2 0.6 x
58 W/persona
In Inverno
3 3
Attività sedentaria 12.1 / / 11.5 / /
Attività moderata
m h persona m h persona
3 3
24.3 m / h / persona 25.5 m / h / persona
Queste considerazioni ci portano a concludere che la sola portata di ventilazione (valore consigliato
pari a 2030 m c /h per persona) è sufficiente ad abbattere il carico latente prodotto per affollamento e
quindi che essa può garantire, in assenza di altre sorgenti di umidità specifica, una variabilità di fra
4060%.
11.9.5 REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI CON POST RISCALDAMENTO DA
BATTERIA
Regolando la potenzialità della batteria calda il punti I passa in I’ (vedi Figura 628) producendo
una riduzione del carico sensibile Q S senza alterazioni del carico latente. Si osservi che t’ < t e quindi
Q S’ < Q S mentre x = x’ e quindi Q L = Q L’ .
Questa regolazione si effettua con un servomotore asservito al termostato ambiente, vedi Figura
629.
Se si desidera la regolazione del carico latente allora occorre spostare il punto limite di tangenza
della batteria fredda da J a J’, vedi Figura 630, a cui corrisponde x'
x e quindi Q L’ < Q L .
Al tempo stesso occorre agire sulla batteria calda (in chiusura) in modo che risulti t I’ = t I costante.
Quest’ultima operazione si ottiene parzializzando la portata d’acqua alla batteria fredda con un
servomotore asservito all’umidostato ambiente (vedi Figura 629) spesso posto sul ricircolo e
contemporaneamente riducendo la portata di acqua calda alla batteria calda in modo da avere una
temperatura di uscita di I uguale a quella di I’.
44 Si ricordi che la Temperatura efficace è la temperatura con 50% di umidità relativa che produce le stesse perdite
totali delle condizioni ambientali attuali, vedi la Errore. L'origine riferimento non è stata trovata..

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 503
Dt`
I`
A
Retta ambiente
M
Retta batteria
E
Dt
R
F
S
J
Figura 628: Regolazione del carico sensibile con batteria di postriscaldamento
AMBIENTE
A
I
TERMOSTATO
bc
bf
+ J -
UMIDOSTATO
E
M
Figura 629: Schema di regolazione con batteria di post riscaldamento
A
M
Retta batteria
E
Dt=Dt`
I`
Retta ambiente
F
R
J
S
J`
Figura 630: Regolazione del carico latente con batteria di postriscaldamento

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 504
11.10 SISTEMI FONDAMENTALI DI CONTROLLO PER IL
CONDIZIONAMENTO
Alla luce di quanto detto nei paragrafi precedenti si intuisce come la regolazione degli impianti di
condizionamento (quindi con controllo di temperatura e di umidità, ovvero di calore sensibile e latente)
non di semplice attuazione proprio per la bivalenza del comportamento termo-igrometrico.
Si portano qui i metodi maggiormente seguiti nei moderno impianti di climatizzazione.
11.10.1 CONTROLLO DI TIPO ON-OFF
Si tratta del metodo più semplice, meno costoso e, se non ci sono problemi di produzione elevata
di umidità, anche accettabilmente efficace.
In pratica si attiva (condizione ON) o si chiude (condizione OFF) l’alimentazione alla batteria di
raffreddamento mediante una elettrovalvola a due vie quando la temperatura interna dell’ambiente
pilota scende al di sotto della temperatura desiderata o supera questo valore (vedi Figura 586).
Figura 631: Sistema di controllo On-Off
In funzione della deriva selezionata si possono avere sovraelongazioni dell’andamento della
temperatura interna più o meno ampie che possono risultare fastidiosi o addirittura inaccettabili. D’altra
parte riducendo il differenziale si ha un continuo apri e chiudi della valvola a due vie motorizzata con
possibili danneggiamenti.
La regolazione ON-OFF modula essenzialmente il calore sensibile ceduto all’ambiente ma non il
calore latente a meno che la temperatura dell’ambiente non raggiunga il punto di rugiada.
Questo tipo di regolazione costa poco e risulta sufficientemente efficiente in gran parte dei casi,
almeno quando non si hanno carichi latenti rilevanti. L’interruzione dell’alimentazione della batteria
fredda spesso viene accompagnata anche da una fermata della ventola e ciò comporta una rumorosità
dell’impianto variabile che può risultare fastidiosa.
11.10.2 CONTROLLO DELLA TEMPERATURA DELLA SERPENTINA
E’ un sistema di controllo relativamente semplice ma efficace. Mediante una valvola a tre vie
comandata da un controller asservito alla temperatura di un ambiente pilota si modula lo stelo della
valvola miscelatrice in modo da far variare, a portata costante, la temperatura del fluido di
alimentazione della batteria. Nel caso di batteria ad espansione diretta la modulazione viene effettuata a
gradini per i sistemi multistadio.
I vantaggi di questo sistema sono la costanza della portata d’aria (e quindi una regolarità di
funzionamento della ventola) che garantisce una corretta distribuzione dell’aria stessa negli ambienti e
quindi si preserva l’equilibratura della rete.
Tuttavia se la temperatura dell’aria immessa nell’ambiente a carichi parziali cresce allora
diminuisce la capacità di deumidificazione dell’aria e questo può costituire un serio inconveniente
soprattutto in presenza di carchi latenti elevati.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 505
Figura 632: Sistema di controllo della temperatura della batteria
Fra i vantaggi di questo tipo di regolazione si ricorda:
Controllo precisa della temperatura a bulbo secco dell’ambiente;
Basso consumo di energia;
Nessuna variazione di volume dell’UTA (come si ha nel sistema a by pass).
Assumendo una portata d’aria costante, la temperatura dell’aria all’uscita della batteria può essere
calcolata con la relazione:
R
Ta
TR
1.2V
Ove si ha:
T a temperatura dell’aria all’uscita dalla batteria, °C;
R rapporto fra carico sensibile e carico totale;
V portata volumetrica dell’aria, mc/s.
L’umidità dell’aria in uscita dalla batteria fredda può essere calcolata con la relazione:
R
xR
xa
3V
con simbolismo simile a quanto sopra detto.
Al variare della temperatura dell’aria in uscita dalla batteria fredda varia anche l’umidità relativa.
Tuttavia questo metodo di regolazione non è consigliabile quando si hanno carichi latenti elevati o
quando occorre regolare anche l’umidità relativa dell’ambiente (ad esempio per applicazioni industriali).
11.10.3 CONTROLLO MEDIANTE POST RISCALDAMENTO
Con questo sistema di controllo si inserisce a valle della batteria fredda una batteria di post
riscaldamento che può essere collegata ad un termostato ambiente. Questo sistema consente di
controllare la capacità di deumidificazione dell’aria immessa nell’ambiente ma ciò avviene con un
dispendio di energia sia per raffreddamento che per riscaldamento.
Questo sistema si presta anche per il controllo di un impianto multizona: in questo caso la
batteria di post riscaldamento viene inserita in uscita dei canali di alimentazione di ciascuna zona.
Questo sistema permette di controllare l’umidità degli ambienti in modo completo (da 0 al
100%) pur se con dispendio di energia non indifferente.
L’umidità nell’ambiente è data dalla relazione:
x
amb
QL
Q
xa
3V
Con x a umidità dell’aria in uscita dalla batteria fredda.
T

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 506
La temperatura dell’aria in ingresso nella batteria fredda è determinata dalla miscelazione, nelle
dovute proporzioni, dell’aria dell’ambiente e dell’aria di ricircolo nelle condizioni di carico parziali. Ne
segue che la soluzione è data da una iterazione di calcolo: l’umidità dell’aria ambiente influenza quella
dell’aria di mescolamento in ingresso alla batteria e quest’ultima influenza la temperatura dell’aria in
uscita dalla batteria stessa che a sua volta influenza l’umidità ambiente.
Figura 633: Controllo mediante post riscaldamento
Figura 634: Controllo con post riscaldamento in impianto multizona
Si osserva che la batteria fredda può variare la sia potenzialità notevolmente al variare del carico
parziale dell’impianto. Ogni riduzione del calore latente dell’ambiente produce una riduzione
dell’umidità relativa ambiente e, di conseguenza, dell’umidità relativa dell’aria di miscelazione in
ingresso alla batteria fredda. Ogni riduzione della temperatura o dell’umidità dell’aria esterna si riflette
in una riduzione dell’entalpia dell’aria di miscelazione in ingresso alla batteria fredda.
Come si è già accennato questo sistema di regolazione è molto efficiente ma energeticamente
dispendioso. Negli USA la Standard ASHRAE 90 (oltre che vari regolamenti regionali locali) proibisce
il postriscaldamento se è possibile utilizzare altri metodi meno energivori. Tuttavia per applicazioni di
particolari esigenze (laboratori, musei, sale informatiche, camere bianche, particolari industrie, …) il metodo del
postriscaldamento risulta insostituibile ed ancora accettato.
11.10.4 CONTROLLO A PORTATA D’ARIA VARIABILE (VAV)
Al variare del carico termico negli ambienti si può pensare di far variare la portata dell’aria inviata
Q mc t t
anziché la temperatura della stessa (si ricordi che la potenza ceduta è sempre data dalla
e quindi si varia m al variare di Q). In questo modo si semplifica il sistema di controllo in centrale
termica (nelle UTA) ma si complica il sistema di distribuzione dell’aria.
A
I

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 507
Figura 635: Controllo a portata d’aria variabile (VAV)
Variando la portata dell’aria si può avere l’inconveniente di una scarsa ventilazione (se ridotta al di
sotto di certi limiti) e scarsa circolazione dell’aria. Per evitare questi inconvenienti si possono usare
circolatori d’aria supplementare ed accoppiare il sistema VAV con altri sistemi di regolazione, ad
esempio con post riscaldamento, per evitare di ridurre molto la portata.
I principali vantaggi della regolazione VAV sono:
Risparmio energetico: la riduzione della portata richiede una minore potenza della ventola.
Bilanciamento: ogni riduzione di portata di aria in un ambiente risulta disponibile per altri
ambienti;
La portata d’aria necessaria per ciascun ambiente è data dalla relazione:
R
V
t t
1.2 amb a
Ove:
R rapporto fra il carico sensibile e il carico totale;
t amb temperatura ambiente;
t a temperatura dell’aria in uscita dalla batteria fredda.
Per l’umidità dell’ambiente vale la relazione:
QL
QT
xamb
xa
3V
con il solito simbolismo.
I limiti di variabilità della portata con diffusori normali è del 40% mentre con diffusori lineari di
particolare progetto ed ottimizzati per gli impianti VAV si può arrivare sino al 75% di variazione di
portata.
La regolazione VAV va bene per zone climatiche non molte umide per le quali si raccomanda il
sistema a by pass.
11.10.5 CONTROLLO MEDIANTE BY PASS DELL’ARIA
Con questo sistema di controllo si fa in modo di ridurre la portata d’aria che attraversa la batteria
di raffreddamento mediante un by pass nell’UTA, come illustrato in Figura 636 sia per impianti a zona
singola che multizona. In questo modo la temperatura dell’aria in uscita dall’UTA è data dalla
miscelazione fra l’aria raffreddata (che attraversa la batteria fredda) e quella by-passata che rimane
invariata. Il sistema presenta il vantaggio di avere portata totale costante e quindi di mantenere ottimale
il funzionamento del ventilatore e della rete di distribuzione ambientale.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 508
La batteria fredda viene spesso dotata di valvola di intercettazione per evitare i casi di eccessivo
raffreddamento. Per gli impianti multizona il limite del metodo è dato dallo spazio disponibile nell’UTA
per i by pass.
Figura 636: Controllo mediante by pass per singola zona e multizona
Il calcolo della temperatura in uscita dalla batteria fredda e dell’umidità ambiente può essere
effettuato con relazioni descritte in precedenza.
11.10.6 CONTROLLO CON SISTEMI A DOPPIO CONDOTTO
Si tratta di un sistema del quale si è parlato abbondantemente nel §Errore. L'origine
riferimento non è stata trovata. e a quel capitolo si rimanda per altre considerazioni.
Figura 637: Controllo mediante doppio condotto
Questo sistema consente un controllo ottimale delle condizioni termo-igrometriche degli
ambienti ma richiede sia un doppio canale (uno per l’aria fredda e uno per l’aria calda) ed un

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 509
miscelatore per ciascun ambiente. Quest’ultimo dispositivo è costoso e richiede un ulteriore sistema di
controllo locale per miscelare correttamente le portate di aria fredda e calda.
Dal punto di vista energetico questo sistema di controllo risulta molto dispendioso dovendo
avere anche aria calda.
11.11 CONCLUSIONI
Figura 638: Miscelatore di aria per sistemi a doppio condotto
L’interazione edifico – impianto è certamente complessa da studiare e pone seri problemi per
la corretta gestione energetica. Quanto detto ha posto l’attenzione sull’evoluzione propria degli edifici
ed ha voluto sottolineare come la risposta al transitorio del sistema edifico – impianto sia comunque
dipendente da numerosi fattori sia termofisici dell’edificio che climatologici esterni.
In fondo se esaminiamo le costruzioni più semplici, quale quella indicata in Figura 639, abbiamo
inizialmente la tentazione di giudicarle come incapaci di fornire un reale servizio all’utenza.
Figura 639: Esempio di costruzione elementare (intelligente)
In realtà lo studio di questi edifici (anche se molto semplici o addirittura elementari) dimostra l’esatto
contrario: essi sono capaci di fornire la migliore risposta alle sollecitazioni climatiche senza alcun
intervento impiantistico esterno.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 510
Certo non si può chiedere a questi edifici il benessere come oggi lo intendiamo e chiediamo ai
nuovi edifici. Ma è il punto di vista che è fondamentalmente diverso: gli edifici antichi (si parla di
Architettura vernacolare) ottimizzavano le prestazioni in mancanza di energia fornita mentre gli edifici
moderni ottimizzano le prestazioni indipendentemente (o quasi!) dal consumo energetico.
Figura 640: Veduta di un moderno edificio a forte contenuto tecnologico (ignorante)
In confronto ai moderni edifici in vetro e acciaio del tutto incapaci di fornire alcun benessere se
non a spese di grandi quantità di energia per far marciare costosi, complessi ed ingombranti impianti di
climatizzazione, gli edifici vernacolari hanno quindi una intelligenza propria e rappresentano il miglior
compromesso fra la climatologia esterna e le tecnologie costruttive del sito. L’iglù è veramente un’opera
mirabile di sintesi tecnologica e di efficacia funzionale: esso utilizza l’unico materiale da costruzione
disponibile nel luogo e lo fa con la migliore forma costruttiva possibile compatibilmente con il clima
esterno. L’intelligenza che oggi forniamo ai moderni edifici è anche frutto di uno scollamento fra le
esigenze costruttive e tecnologiche e quelle prestazionali e climatologiche. E’ una intelligenza necessaria
per ottenere la migliore risposta del sistema edificio – impianto, spesso perdendo di vista la congruenza
energetica. Una cattiva progettazione del sistema di gestione e controllo degli impianti porta ad avere
dissipazione di energia, malfunzionamento degli impianti, mancanza di condizioni di benessere,
decadimento dei componenti di impianto, …
Gli edifici intelligenti rappresentano, pertanto, una assoluta necessità evolutiva voluta
dall’Uomo per soddisfare le proprie esigenze funzionali, per raggiungere condizioni di benessere prima
mai ottenute e per compensare i propri errori progettuali.
La conoscenza dell’interazione edificio – impianti è, per quanto detto, fondamentale per la corretta
progettazione sia dell’edificio che dei componenti fondamentali del sistema di controllo integrato.

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 511
12 SIMBOLISMO PER IMPIANTI TERMOTECNICI
Si riportano alcuni simboli utilizzati nei disegni per impianti termotecnici.
Figura 641: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 512
Figura 642: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 513
Figura 643: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 514
Figura 644: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 515
Figura 645: Simboli per Impianti Termotecnici
Figura 646: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 516
Figura 647: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 517
Figura 648: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 518
Figura 649: Simboli per Impianti Termotecnici
Figura 650: Simboli per Impianti Termotecnici

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 519
INDICE GENERALE
1 COMPONENTI PRINCIPALI DI IMPIANTO ........................................................................... 3
1.1 GENERATORI TERMICI ............................................................................................................................ 3
Caldaie a modulazione di fiamma ..................................................................................................................... 4
Installazione dei bruciatori ................................................................................................................................ 7
Caldaie a condensazione .................................................................................................................................... 8
Caldaie a temperatura scorrevole .................................................................................................................... 10
Caldaia a più passaggi di fumi ......................................................................................................................... 12
1.2 FUNZIONAMENTO DEI GENERATORI DI CALORE ................................................................................. 13
Temperatura teorica di combustione ............................................................................................................... 15
Rendimenti e Perdite ....................................................................................................................................... 16
1.3 FUNZIONAMENTO DEI BRUCIATORI ..................................................................................................... 17
Bruciatori Atmosferici ..................................................................................................................................... 17
Bruciatori Premiscelati .................................................................................................................................... 17
1.4 ANALISI DELLE TIPOLOGIE DI CALDAIE .............................................................................................. 18
1.4.1 GENERATORI A GASOLIO ..................................................................................................................... 18
1.4.2 GENERATORI A GAS ............................................................................................................................. 21
1.5 SISTEMA GENERATORE – CAMINO ...................................................................................................... 23
1.5.1 IL CAMINO ........................................................................................................................................... 24
Tiraggio Naturale ............................................................................................................................................. 27
Tiraggio Forzato .............................................................................................................................................. 29
1.5.2 USO DEI CAD PER LA SELEZIONE DEI CAMINI ..................................................................................... 30
Stampa dei risultati di calcolo ......................................................................................................................... 31
1.5.3 CANNE FUMARIE .................................................................................................................................. 31
1.5.4 CENTRALI TERMICHE ........................................................................................................................... 34
1.5.5 GENERATORI ELETTRICI – REFRIGERATORI E POMPE DI CALORE ....................................................... 40
Problematiche delle Pompe di Calore ............................................................................................................. 46
Unità con modulo idronico incorporato ........................................................................................................... 47
1.6 POMPE DI CALORE GEOTERMICHE ...................................................................................................... 47
1.7 I PALI ENERGETICI ................................................................................................................................ 50
1.8 FUNZIONAMENTO IN FREE COOLING .................................................................................................. 53
1.9 TIPI DI FLUIDI TERMOVETTORI ............................................................................................................ 59
1.9.1 CIRCUITI AD ACQUA: POMPA DI CIRCOLAZIONE, CORPI SCALDANTI ................................................... 60
1.9.2 POMPA DI CIRCOLAZIONE .................................................................................................................... 60
1.9.3 CORPI SCALDANTI ................................................................................................................................ 60
Radiatori .......................................................................................................................................................... 60
Pannelli Radianti ............................................................................................................................................. 63
Raffrescamento con pannelli radianti .............................................................................................................. 68
1.9.4 VASO DI ESPANSIONE ........................................................................................................................... 70
Vasi di espansione aperti ................................................................................................................................. 70
Vasi di espansione chiusi ................................................................................................................................. 71
1.9.5 VALVOLA DI SICUREZZA ...................................................................................................................... 72
1.9.6 VALVOLA DI SCARICO TERMICO .......................................................................................................... 74
1.9.7 VALVOLE DI INTERCETTAZIONE DEL COMBUSTIBILE .......................................................................... 78
1.10 FLUIDI DI LAVORO DIVERSI DALL’ACQUA ......................................................................................... 81
1.10.1 L’ARIA COME FLUIDO DI LAVORO ...................................................................................................... 81
1.10.2 SISTEMI SPLIT .................................................................................................................................... 82
1.10.3 TIPI DI TERMINALI PER LA CESSIONE DELL’ENERGIA ........................................................................ 84
Termoconvettori .............................................................................................................................................. 85
Termoventilconvettori (fan coil) ..................................................................................................................... 85
Osservazione sui termoconvettori e fan coil .................................................................................................... 88
Bocchette e Diffusori ....................................................................................................................................... 90

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 520
1.10.4 CENTRALI DI TRATTAMENTO DELL’ARIA: CTA ................................................................................. 91
Selezione dei Filtri ........................................................................................................................................... 96
Unità di Condizionamento Compatte ............................................................................................................ 101
1.10.5 SISTEMA IDROSPLIT ......................................................................................................................... 101
1.10.6 RECUPERATORI DI CALORE .............................................................................................................. 106
2 DISPOSITIVI DI DISTRIBUZIONE DELL’ARIA ................................................................ 110
2.1 I GETTI ................................................................................................................................................. 110
2.2 GRANDEZZE FONDAMENTALI ............................................................................................................. 112
Velocità di uscita ........................................................................................................................................... 112
Velocità in un punto del getto........................................................................................................................ 113
Lancio ............................................................................................................................................................ 113
Rapporto di induzione ................................................................................................................................... 114
Caduta ............................................................................................................................................................ 114
Zona occupata ................................................................................................................................................ 114
Temperatura finale del lancio ........................................................................................................................ 114
Effetto Coanda ............................................................................................................................................... 114
Distanza minima da un ostacolo .................................................................................................................... 116
2.3 TERMINALI A FLUSSO TURBOLENTO .................................................................................................. 116
2.4 DIFFUSORI ............................................................................................................................................ 118
Caratteristiche generali .................................................................................................................................. 118
Caratteristiche costruttive .............................................................................................................................. 118
2.4.1 DIFFUSORI ELICOIDALI ...................................................................................................................... 125
2.4.2 DIFFUSORI A PORTATA VARIABILE .................................................................................................... 129
2.4.3 DEFLETTORI AD ASSETTO AUTOMATICAMENTE VARIABILE .............................................................. 130
2.4.4 DIFFUSORI LINEARI ............................................................................................................................ 132
2.4.5 DIFFUSORI AD UGELLO ...................................................................................................................... 134
2.4.6 BOCCHETTE DI MANDATA .................................................................................................................. 136
2.4.7 BOCCHETTE DI ASPIRAZIONE ............................................................................................................. 139
2.4.8 GRIGLIE DI RIPRESA ........................................................................................................................... 141
2.4.9 GRIGLIE DI TRANSITO ........................................................................................................................ 142
2.4.10 SERRANDE DI REGOLAZIONE ........................................................................................................... 143
2.4.11 SERRANDE DI SOVRAPRESSIONE ...................................................................................................... 145
2.4.12 GRIGLIE TAGLIAFUOCO E TAGLIAFUMO .......................................................................................... 147
La compartimentazione degli edifici ............................................................................................................. 147
2.4.13 SILENZIATORI .................................................................................................................................. 148
2.5 CAD PER LA SELEZIONE DEI DIFFUSORI E BOCCHETTE ................................................................... 149
2.6 TERMINALI A DISLOCAMENTO ........................................................................................................... 152
2.7 SISTEMI A FLUSSO LAMINARE ............................................................................................................ 167
2.8 TRAVI FREDDE .................................................................................................................................... 168
2.8.1 VANTAGGI NELL’UTILIZZO DELLE TRAVI FREDDE ............................................................................. 170
2.8.2 SVANTAGGI DELLE TRAVI FREDDE .................................................................................................... 170
2.8.3 PROGETTO DELLE TRAVI FREDDE ...................................................................................................... 171
2.8.4 USO INVERNALE DELLE TRAVI FREDDE ............................................................................................. 175
2.9 STUDIO TERMO FLUIDO DINAMICO DELLE TRAVI FREDDE ............................................................. 175
2.9.1 MODELLO FISICO ........................................................................................................................ 176
2.10 RISULTATI ...................................................................................................................................... 178
Conclusioni .................................................................................................................................................... 182
2.11 CANALI FORATI ................................................................................................................................. 182
3 DISTRIBUZIONE DELL’ARIA NEGLI AMBIENTI ............................................................ 183
3.1 MODALITÁ D’ANALISI .................................................................................................................. 184
Comportamento dell’aria all’interno di una stanza ....................................................................................... 184
Simulazioni 2d al COMSOL Multiphysics ................................................................................................... 184

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 521
3.2 MODELLI 2D ........................................................................................................................................ 187
3.2.1 BOCCHETTA ....................................................................................................................................... 187
3.3 RISCALDAMENTO INVERNALE............................................................................................................ 187
a=0° ............................................................................................................................................................... 188
v=0.2 m/s ....................................................................................................................................................... 188
Analisi distribuzione della temperatura ......................................................................................................... 190
v=0.3 m/s - Analisi campo di velocità ........................................................................................................... 192
Analisi distribuzione della temperatura ......................................................................................................... 193
3.4 CONDIZIONAMENTO ESTIVO .............................................................................................................. 195
3.4.1 Α=0° ................................................................................................................................................... 195
v=0.2 m/s ....................................................................................................................................................... 195
Analisi campo di velocità .............................................................................................................................. 195
Analisi distribuzione della temperatura ......................................................................................................... 197
v=0.3 m/s ....................................................................................................................................................... 199
Analisi campo di velocità .............................................................................................................................. 199
Analisi distribuzione della temperatura ......................................................................................................... 201
3.4.2 CONCLUSIONI .................................................................................................................................... 203
4 MACCHINE FRIGORIFERE ................................................................................................... 204
4.1 LAMINAZIONE ..................................................................................................................................... 205
4.2 FLUIDI FRIGORIGENI ........................................................................................................................... 206
Il Problema dell’Ozono ................................................................................................................................. 206
Indice TEWI (Total Equipment Warming Impact) ........................................................................................ 209
Rilascio dei CFC in ambiente ........................................................................................................................ 210
Refrigeranti compositi (Blend) ...................................................................................................................... 212
Il glide delle miscele zeotropiche .................................................................................................................. 213
Caratteristiche Termofisiche dei Fluidi Frigorigeni ...................................................................................... 213
Dati termofisici dei refrigeranti di maggior uso ............................................................................................ 213
4.3 TRACCIAMENTO DEL CICLO FRIGORIFERO ....................................................................................... 222
4.3.1 RECUPERO DI CALORE ....................................................................................................................... 224
4.4 DEFINIZIONE DEGLI INDICI DI PRESTAZIONE ................................................................................... 226
4.4.1 OSSERVAZIONI SUGLI INDICI DI PRESTAZIONE MEDI STAGIONALI ..................................................... 228
4.5 COMPRESSORI ALTERNATIVI PER IMPIANTI FRIGORIFERI .............................................................. 228
Rendimento Volumetrico dei compressori .................................................................................................... 229
Regolazione dei compressori alternativi ........................................................................................................ 231
Frazionamento del carico su più compressori ............................................................................................... 232
Variazione della velocità del compressore .................................................................................................... 232
Combinazione della precedenti tecniche ....................................................................................................... 233
Prestazioni dei Compressori alternativi ......................................................................................................... 233
4.5.1 CICLI FRIGORIFERI MULTISTADIO ...................................................................................................... 233
4.6 COMPRESSORI CENTRIFUGHI PER IMPIANTI FRIGORIFERI .............................................................. 235
Dimensionamento di massima dei Compressi Centrifughi ........................................................................... 236
Pompaggio nei compressori centrifughi ........................................................................................................ 240
4.7 COMPRESSORI CENTRIFUGHI CON INVERTER ................................................................................... 241
4.7.1 POTENZA FRIGORIFERA ...................................................................................................................... 245
Caratteristiche costruttive .............................................................................................................................. 246
4.7.2 COMPRESSORI TURBOCOR ® ............................................................................................................... 251
Problematiche attuali dei compressori Turbocor® ........................................................................................ 257
4.8 COMPRESSORI ROTATIVI NEGLI IMPIANTI FRIGORIFERI ................................................................. 259
4.8.1 COMPRESSORE ROTATIVO A PALETTE MULTIPLE .............................................................................. 260
4.8.2 COMPRESSORI A VITE ........................................................................................................................ 260
Rapporto Volumetrico Intrinseco .................................................................................................................. 263
4.8.3 COMPRESSORI A SPIRALE ORBITANTE .............................................................................................. 263
4.9 REFRIGERATORI AD ASSORBIMENTO ................................................................................................. 266
4.9.1 FUNZIONAMENTO DELLA MACCHINA AD ASSORBIMENTO ................................................................ 268
4.9.2 RICHIAMI DI TERMODINAMICA DELLE SOLUZIONI ............................................................................ 269

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 522
4.9.3 PROGETTO DI UN IMPIANTO AD ASSORBIMENTO ............................................................................... 270
4.10 DETERMINAZIONE DEL CICLO AD ASSORBIMENTO ......................................................................... 275
4.10.1 REFRIGERATORI COMMERCIALI ....................................................................................................... 275
4.10.2 ASSORBITORI A DUE STADI AUTOALIMENTATI ................................................................................ 277
4.10.3 MACCHINE AD ASSORBIMENTO AD ALIMENTAZIONE SOLARE ......................................................... 277
Considerazioni Ambientali ............................................................................................................................ 279
4.10.4 FUNZIONAMENTO IN RAFFREDDAMENTO ........................................................................................ 279
1. Pompa /Scambiatore di Calore della Soluzione......................................................................................... 279
2. Generatore del Primo Stadio...................................................................................................................... 279
3. Generatore di Secondo Stadio ................................................................................................................... 280
4. Condensatore ............................................................................................................................................. 280
5 Evaporatore................................................................................................................................................. 280
6. Assorbitore ................................................................................................................................................ 280
4.10.5 FUNZIONAMENTO IN RISCALDAMENTO ........................................................................................... 281
1. Generatore di Primo Stadio ....................................................................................................................... 281
2. Evaporatore................................................................................................................................................ 281
3. Guardia Idraulica del Refrigerante ............................................................................................................ 281
4. Pompa della Soluzione .............................................................................................................................. 281
4.11 CONDENSATORI ................................................................................................................................. 281
Condensatori raffreddati ad acqua ................................................................................................................. 282
Condensatori raffreddati ad aria .................................................................................................................... 283
4.12 TORRI DI RAFFREDDAMENTO .......................................................................................................... 285
Esempio di dimensionamento di una torre evaporativa ................................................................................. 290
4.12.1 TIPOLOGIE DI TORRI DI RAFFREDDAMENTO COMMERCIALI ............................................................. 290
Torre di Raffreddamento assiale.................................................................................................................... 290
Torri di Raffreddamento Centrifughe ............................................................................................................ 292
4.13 EVAPORATORI ................................................................................................................................... 293
Batterie ad espansione diretta ........................................................................................................................ 294
4.13.1 VALVOLA TERMOSTATICA .............................................................................................................. 295
Valvola di espansione elettrica ...................................................................................................................... 297
4.14 SEPARATORI DI LIQUIDO .................................................................................................................. 297
Separazione per Decantazione ....................................................................................................................... 297
Rallentamento del fluido ............................................................................................................................... 297
5 DICHIARAZIONE ISPESL ...................................................................................................... 299
5.1 MODULISTICA DA PRESENTARE: ........................................................................................................ 299
5.2 ESEMPIO DI DENUNCIA ISPESL ......................................................................................................... 305
IMPIANTO A VASO CHIUSO .................................................................................................................... 312
3 - DATI COMPLEMENTARI - RACCOLTA “R” (Appendice VI - Art. 8) .............................................. 315
5.3 ESEMPIO DI DIMENSIONAMENTO DI COMPONENTI ISPESL ............................................................ 316
5.4 USO DI CAD PER LA DICHIARAZIONE ISPESL ................................................................................... 320
5.5 UN SECONDO USO DI CAD PER DICHIARAZIONE ISPESL ................................................................ 326
6 ENERGIE ALTERNATIVE ...................................................................................................... 335
6.1 CALCOLO DELLA RADIAZIONE SOLARE MEDIA (SOLAR ENERGY AVAILABILITY) .......................... 335
6.1.1 METODI DI LIU E JORDAN .................................................................................................................. 339
6.1.2 ALTRE CORRELAZIONI ....................................................................................................................... 339
6.1.3 FENOMENI CHE MODIFICANO LA TRASPARENZA ATMOSFERICA ....................................................... 341
Scattering (Diffusione) atmosferico .............................................................................................................. 341
Assorbimento atmosferico ............................................................................................................................. 341
Influenza della massa d’aria ......................................................................................................................... 341
6.1.4 RADIAZIONE EMESSA DALLA TERRA ................................................................................................. 341
6.2 IL CLIMA E INFLUENZE SULLA PROGETTAZIONE IMPIANTISTICA ................................................... 343
6.3 IL CLIMA RISPETTO ALLE SCALE GEOGRAFICHE .............................................................................. 345

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 523
6.4 FATTORI CLIMATICI ........................................................................................................................... 346
6.4.1 RADIAZIONE SOLARE ......................................................................................................................... 346
6.5 ANALISI STATISTICA DELLA RADIAZIONE SOLARE ........................................................................... 354
Procedure operative ....................................................................................................................................... 354
Analisi dei risultati: Curva PDF della frequenza di insolazione .................................................................... 354
Analisi delle frequenze .................................................................................................................................. 354
Descrizione dell'algoritmo per la generazione della matrice di Markoff....................................................... 358
L'analisi statistica dell'anno casuale .............................................................................................................. 359
Considerazioni sui metodi statistici per l’analisi della radiazione. ................................................................ 359
6.5.1 NUVOLOSITÀ...................................................................................................................................... 360
6.5.2 TEMPERATURA DELL’ARIA ................................................................................................................ 360
6.5.3 MOVIMENTI D’ARIA ........................................................................................................................... 360
6.5.4 UMIDITÀ DELL’ARIA .......................................................................................................................... 361
6.6 CARATTERISTICHE ALEATORIE DELLE ENERGIE ALTERNATIVE ..................................................... 361
7 IMPIANTI SOLARI TERMICI CON COLLETTORI PIANI .............................................. 362
7.1 ANALISI DEL FUNZIONAMENTO .......................................................................................................... 362
7.1.1 RELAZIONE DI HOTTEL WHILLIER BLISS........................................................................................... 364
7.1.2 EFFICIENZA DI RACCOLTA DELL’ENERGIA SOLARE ........................................................................... 366
7.2 RISCALDAMENTO SOLARE DELL’ACQUA SANITARIA ........................................................................ 370
7.3 CRITERI DI PROGETTO PER I SISTEMI LOCALIZZATI ......................................................................... 375
7.4 SISTEMI CENTRALIZZATI PER L’ACQUA CALDA SANITARIA ............................................................. 377
7.4.1 CRITERI DI PROGETTO DI UN IMPIANTO CENTRALIZZATO .................................................................. 378
7.4.2 METODO F - CHART ........................................................................................................................... 379
Osservazioni sul metodo f-Chart ................................................................................................................... 381
7.5 SIMULAZIONE DEI CIRCUITI SOLARI CON L’ANNO TIPO ................................................................... 381
7.6 DEUMIDIFICATORE AD ASSORBIMENTO IGROSCOPICO .................................................................... 381
8 IMPIANTI SOLARI DI POTENZA – SOLARE TERMODINAMICO ............................... 386
8.1 DESCRIZIONE GENERALE DELL’ IMPIANTO SOLARE ........................................................................ 387
8.2 DESCRIZIONE GENERALE CICLO COMBINATO ................................................................................. 388
8.2.1 1.3.1 I CICLI TERMODINAMICI ........................................................................................................... 389
8.3 LA CENTRALE A CICLO COMBINATO .................................................................................................. 389
8.3.1 GENERALITÀ SUGLI IMPIANTI COMBINATI GAS – VAPORE ............................................................... 389
8.4 L’ IMPIANTO SOLARE TERMODINAMICO .......................................................................................... 391
8.4.1 I CONCENTRATORI PARABOLICI LINEARI ........................................................................................... 391
8.5 IL FLUIDO TERMOVETTORE ............................................................................................................... 394
8.5.1 RAFFRONTO FRA LE ALTERNATIVE POSSIBILI: MISCELA SALI FUSI – OLIO DIATERMICO ................... 394
8.6 LA MISCELA DI SALI FUSI: NITRATO DI SODIO – NITRATO DI POTASSIO .......................................... 395
8.7 CONCLUSIONI SUL SOLARE TERMODINAMICO ................................................................................. 397
8.8 IMPIANTI SOLARI TERMODINAMICI AUTONOMI ................................................................................ 398
9 IMPIANTI SOLARI FOTOVOLTAICI................................................................................... 404
9.1 FISICA DI BASE DELLE CELLE FOTOVOLTAICHE ............................................................................... 404
9.2 DIMESIONAMENTO DELL’IMPIANTO FOTOVOLTAICO ..................................................................... 416
9.3 CRITERI DI DIMENSIONAMENTO DEGLI IMPIANTI FOTOVOLTAICI .................................................. 416
Controllo di potenza ...................................................................................................................................... 416
Potenzialità del fotovoltaico .......................................................................................................................... 416
9.4 CONTO ENERGIA.................................................................................................................................. 418
10 ENERGIA EOLICA ................................................................................................................... 419
Mulini a vento ad asse verticale .................................................................................................................... 419

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 524
Mulini a vento ad asse orizzontale ................................................................................................................ 419
Generazione di energia elettrica .................................................................................................................... 420
L'ENERGIA EOLICA ................................................................................................................................. 423
COMPATIBILITÀ AMBIENTALE ....................................................................................................................... 423
MULINI A VENTO AD ASSE VERTICALE........................................................................................................ 424
MULINI A VENTO AD ASSE ORIZZONTALE ................................................................................................... 425
GENERAZIONE DI ENERGIA ELETTRICA ..................................................................................................... 425
10.1 LE RISORSE EOLICHE IN ITALIA ....................................................................................................... 427
10.2 LA RISORSA EOLICA .......................................................................................................................... 431
10.3 CONVERSIONE DELLA ENERGIA DEL VENTO ................................................................................... 433
10.4 CARATTERISTICHE DEL VENTO ........................................................................................................ 434
10.5 I PARCHI EOLICI IN SICILIA ............................................................................................................. 436
10.6 INCENTIVI E SERVIZI PER GLI IMPIANTI EOLICI .............................................................................. 437
10.7 LINEE GUIDA PER L'AUTORIZZAZIONE DEGLI IMPIANTI CON FONTI RINNOVABILI ..................... 439
10.8 PRINCIPI DI FUNZIONAMENTO DELLE MACCHINE EOLICHE ........................................................... 440
10.9 ENERGIA DAL VENTO ........................................................................................................................ 440
10.9.1 DISTRIBUZIONE DI WEIBULL ........................................................................................................... 440
10.9.2 TURBINA IDEALE ............................................................................................................................. 441
10.9.3 TURBINA REALE ............................................................................................................................... 442
10.9.4 SINTESI DELLE CARATTERISTICHE ANEMOLOGICHE DEL SITO: ....................................................... 442
10.9.5 VALUTAZIONE DELLA PRODUZIONE ANNUA DI ENERGIA: ............................................................... 446
10.9.6 - VALUTAZIONE DEL COSTO DI INVESTIMENTO: .............................................................................. 447
10.9.7 - VALUTAZIONE DEI FLUSSI DI CASSA ANNUI: ................................................................................. 448
10.9.8 - VALUTAZIONE DELLA REDDITIVITÀ DELL’INVESTIMENTO: .......................................................... 448
10.9.9 SINTESI DELL’IMPATTO AMBIENTALE: ............................................................................................ 450
Occupazione del territorio: ............................................................................................................................ 450
Impatto visivo: ............................................................................................................................................... 450
Rumore: ......................................................................................................................................................... 451
Effetti sulla flora e sulla fauna:...................................................................................................................... 452
Emissioni evitate: .......................................................................................................................................... 452
10.9.10 RENDIMENTO DELLA MACCHINA (WIND TURBINE EFFICIENCY) .................................................... 452
Capacity Factor CF ........................................................................................................................................ 452
Availability Factor AF ................................................................................................................................... 452
10.10 POTENZA MASSIMA UTILIZZABILE (TEORIA DI BETZ) .................................................................. 454
10.11 POTENZA REALE .............................................................................................................................. 458
10.12 CONVERSIONE DELLA ENERGIA DEL VENTO ................................................................................. 459
10.13 CARATTERISTICHE DEL VENTO ...................................................................................................... 460
10.14 AERODINAMICA DEL PROFILO........................................................................................................ 461
Spiegazione del Lift: ...................................................................................................................................... 462
Drag ............................................................................................................................................................... 462
Perdite ............................................................................................................................................................ 464
10.15 CARATTERISTICHE DEI ROTORI ..................................................................................................... 465
10.16 CONSIDERAZIONI SUGLI IMPIANTI EOLICI .................................................................................... 466
11 SISTEMI DI REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI TERMOTECNICI .............................. 467
11.1 NECESSITÀ DELLA REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI ........................................................................ 470
11.2 CONTROLLORE A CIRCUITO APERTO ............................................................................................... 470
11.3 CONTROLLORE A CIRCUITO CHIUSO ............................................................................................... 471
11.4 CARATTERISTICHE DI REGOLAZIONE .............................................................................................. 472
11.4.1 REGOLAZIONE A DUE POSIZIONI ...................................................................................................... 472
11.4.2 REGOLAZIONE AD AZIONE PROPORZIONALE ................................................................................... 473
11.4.3 REGOLAZIONE AD AZIONE INTEGRALE ............................................................................................ 474
11.4.4 REGOLAZIONE AD AZIONE DERIVATIVA .......................................................................................... 474

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 525
11.4.5 SISTEMI DI REGOLAZIONE A PIÙ AZIONI COMBINATE ...................................................................... 474
11.4.6 LE VALVOLE NELLA REGOLAZIONE IMPIANTISTICA ........................................................................ 475
Valvole a due vie ........................................................................................................................................... 475
Valvole a tre vie ............................................................................................................................................. 476
11.5 ELEMENTI SENSIBILI ......................................................................................................................... 477
11.6 SISTEMI DI REGOLAZIONE COMPUTERIZZATI ................................................................................. 478
11.7 PRINCIPI DI REGOLAZIONE ELETTRONICA DDC ............................................................................ 484
11.8 REGOLAZIONE DELLA TEMPERATURA NEGLI IMPIANTI DI RISCALDAMENTO .............................. 491
11.8.1 EQUAZIONE DELLA CENTRALINA DI REGOLAZIONE......................................................................... 492
11.8.2 CONSEGUENZE DEL REGIME DI PARZIALIZZAZIONE SULLE CALDAIE .............................................. 494
11.8.3 REGOLAZIONE DI ZONA ................................................................................................................... 496
11.8.4 REGOLAZIONE LOCALIZZATA .......................................................................................................... 497
11.8.5 CONSEGUENZA DELLA REGOLAZIONE SULLA POMPA DI CIRCOLAZIONE ......................................... 498
11.9 REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI DI CONDIZIONAMENTO ................................................................ 498
Regolazione della velocità ............................................................................................................................. 498
Portata dell’aria immessa .............................................................................................................................. 499
11.9.1 REGOLAZIONE DEL CARICO TERMICO SENSIBILE ............................................................................. 499
11.9.2 REGOLAZIONE DEL CARICO TERMICO LATENTE .............................................................................. 500
11.9.3 STUDIO DEL CICLO TERMICO IN REGIME DI PARZIALIZZAZIONE ...................................................... 501
11.9.4 CONTROLLO DELLA UMIDITA’ RELATIVA ........................................................................................ 502
11.9.5 REGOLAZIONE DEGLI IMPIANTI CON POST RISCALDAMENTO DA BATTERIA .................................... 502
11.10 SISTEMI FONDAMENTALI DI CONTROLLO PER IL CONDIZIONAMENTO ....................................... 504
11.10.1 CONTROLLO DI TIPO ON-OFF ........................................................................................................ 504
11.10.2 CONTROLLO DELLA TEMPERATURA DELLA SERPENTINA .............................................................. 504
11.10.3 CONTROLLO MEDIANTE POST RISCALDAMENTO ........................................................................... 505
11.10.4 CONTROLLO A PORTATA D’ARIA VARIABILE (VAV)..................................................................... 506
11.10.5 CONTROLLO MEDIANTE BY PASS DELL’ARIA ................................................................................. 507
11.10.6 CONTROLLO CON SISTEMI A DOPPIO CONDOTTO ........................................................................... 508
11.11 CONCLUSIONI .................................................................................................................................. 509
12 SIMBOLISMO PER IMPIANTI TERMOTECNICI .............................................................. 511

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 526
INDICE DELLE FIGURE
Figura 1: Esempio di bruciatore 4
Figura 2: Regolazione Monostadio On-Off 5
Figura 3: Esempio di bruciatore monostadio 5
Figura 4: Esempio di dati di targa di un bruciatore monostadio 5
Figura 5: Esempio di campi di lavoro di bruciatori monostadio 5
Figura 6: Regime Bistadio 50 100% 6
Figura 7: Esempio di dati di targa di un bruciatore bistadio 6
Figura 8: Esempi di campi di lavoro di bruciatori bistadio 6
Figura 9: Esempio di bruciatore modulante 7
Figura 10: Schema di principio della regolazione di un bruciatore 7
Figura 11: Regime modulante fra 50 e 100% 7
Figura 12: Schemi di installazione dei bruciatori a gasolio 8
Figura 13: Schema di installazione dei bruciatori a gas 8
Figura 14: Schema di una caldaia a condensazione 9
Figura 15:Punto di rugiada dei fumi di metano 9
Figura 16: Schema di funzionamento della caldaia a condensazione 9
Figura 17: Schema logico di una caldaia a condensazione 10
Figura 18: Camera di combustione di una caldaia a temperatura scorrevole 10
Figura 19: Tubi di fumo per caldaia a temperatura scorrevole 11
Figura 20: Esempi di dati tecnici di una caldaia a temperatura scorrevole 11
Figura 21: Rendimento di una caldaia a temperatura scorrevole 12
Figura 22: Sezione di una caldaia a temperatura scorrevole 12
Figura 23: Confronto fra rendimenti dei diversi tipi di caldaia 12
Figura 24: Distribuzione della temperatura 13
Figura 25: Schema di una moderna caldaia a tre passaggi di fumi 13
Figura 26: Sistema termodinamico di un generatore 13
Figura 27: Bilancio energetico per un generatore 15
Figura 28: Bruciatore atmosferico 18
Figura 29: Bruciatore ad aria soffiata 18
Figura 30: Schema di una caldaia alimentata a gasolio per fluidi diatermici 19
Figura 31: Esempio di centrale termica con generatori ad olio diatermico 19
Figura 32: Esempio di caldaia a mantello in acciaio 20
Figura 33: Elemento di una caldaia in ghisa 20
Figura 34: Caldaia Murale a gas – Configurazione Chiusa e Aperta 22
Figura 35: Schema funzionale di una caldaia murale a gas 22
Figura 36: Sistema Generatore – Camino 24
Figura 37: Sistema Generatore - Camino 25
Figura 38: Circuito dei fumi pressurizzato 25
Figura 39: Circuito dei fumi depressurizzato 26
Figura 40: Circuito dei fumi equilibrato 26
Figura 41: Schema di funzionamento del camino 27
Figura 42: Tiraggio statico in funzione della temperatura dei fumi 27
Figura 43: Tiraggio nel sistema generatore – camino 28
Figura 44: Schema di funzionamento per tiraggio forzato 29
Figura 45: Abaco per la selezione dei camini commerciali in acciaio 30

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 527
Figura 46: Esempio d’uso del CAD per i camici 30
Figura 47: Stima delle sezioni per un camino 31
Figura 48: Selezione di una caldaia per il progetto dei camini 32
Figura 49: Selezione delle opzioni per il progetto dei camini 32
Figura 50: Verifica dei dati di calcolo 33
Figura 51: Disposizione corrette di una canna fumaria 33
Figura 52: Schema di una centrale termica completa 35
Figura 53: Schema completo di una centrale termica secondo DM 1.12.1975 35
Figura 54: Caratteristiche costruttive delle centrali termiche 36
Figura 55: Prescrizioni per le Centrali Termiche 37
Figura 56: Schema di centrale con collettori di mandata e ritorno 38
Figura 57: Schemi di centrale con bollitore ad accumulo 38
Figura 58: Schema di centrale con vaso chiuso e singolo circuito di utenza 39
Figura 59: Schema di centrale con caldaia a gas – vaso chiuso e collettori di mandata e ritorno 39
Figura 60: Schema di una macchina frigorifera e/o di una pompa di calore 41
Figura 61: Schema impiantistico di un ciclo frigorifero a vapori saturi 41
Figura 62: Funzionamento estivo di un ciclo frigorifero reversibile 41
Figura 63: Funzionamento invernale di un ciclo frigorifero reversibile 42
Figura 64: Vista assonometrica di un refrigeratore reversibile a pompa di calore 42
Figura 65: Layout impiantistico di un refrigeratore in funzionamento estivo 43
Figura 66: Layout impiantistico di un refrigeratore in funzionamento estivo 43
Figura 67: Layout impiantistico per una pompa di calore- stagione invernale 44
Figura 68: Esempio di impianto a pompa di calore con distribuzione ad aria 46
Figura 69: Temperatura del terreno 48
Figura 70: Il terreno come sorgente termica per la pompa di calore e come refrigeratore 48
Figura 71: Tipologia di scambi termici per le pompe di calore di tipo geotermico 49
Figura 72: Esempi di tubazioni interrate verticali 50
Figura 73: Schematizzazione dell'impiantistica geotermica 50
Figura 74: Esempi di pali energetici 51
Figura 75: Posa di tubazioni all'interno dei pali energetici 51
Figura 76: Collegamento dei pali energetici alla pompa di calore 51
Figura 77: Layout di funzionamento dei pali energetici con geocooling 52
Figura 78: Pali energetici con raffreddamento attivo 52
Figura 79: Schema di principio dell'utilizzo dei pali energetici 53
Figura 80: Layout per un umpianto a PdC geotermica 53
Figura 81: Regimi di funzionamento in free cooling 54
Figura 82: Schema di funzionamento del free cooling 54
Figura 83: Vista dell’interno di un refrigeratore reversibile completo di vaso di espansione e pompe di
circolazione 59
Figura 84: Distanze minime di montaggio di un refrigeratore 59
Figura 85: Schema di collegamento di un terminale 61
Figura 86: Esempio di installazione di un radiatore 63
Figura 87: Valvola termostatica per radiatore 63
Figura 88: Valvola di sfiato d’aria automatico per radiatore 63
Figura 89: dati caratteristici per radiatori in alluminio 65
Figura 90: Schema di posa dei pannelli radianti 65
Figura 91: Schema tipo di montaggio di un pannello radiante 66
Figura 92: Particolare di montaggio dei pannelli radianti 66
Figura 93: Esempio di applicazione in civili abitazioni dei pannelli radianti 66
Figura 94: esempio di applicazione dei pannelli radianti in una chiesa 67

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 528
Figura 95: Esempio di utilizzo dei collettori complanari per pannelli radianti 67
Figura 96: Schema misto per riscaldamento e raffrescamento a pannelli radianti 68
Figura 97: Resa termica di un pavimento radiante con parquet per raffrescamento 68
Figura 98: Resa termica di un pavimento con piastrelle radiante per raffrescamento 68
Figura 99: Andamento della temperatura interna con raffrescamento a pannelli radianti 69
Figura 100: Schema della centralina di regolazione per pannelli radianti 69
Figura 101: Curve di regolazione per pavimenti radianti 70
Figura 102: Vaso di espansione aperto 72
Figura 103: Vaso di espansione chiuso a membrana 72
Figura 104: Vaso chiuso pressurizzato senza membrana 72
Figura 105: Esempio di valvola di sicurezza 73
Figura 106: Gruppo polivalente di sicurezza, sfiato aria e caricamento 73
Figura 107: Sezione di una valvola di sicurezza 73
Figura 108: Foto esempio di installazione del vaso chiuso e della valvola di sicurezza 74
Figura 109: Esempi di dati tecnici di valvole di sicurezza 75
Figura 110: Montaggio di una valvola di sicurezza 76
Figura 111: Installazione di una valvola di sicurezza in un bollitore d’acqua 76
Figura 112: Valvola di scarico termico 77
Figura 113: Sezione di una valvola di scarico termico 77
Figura 114: Abaco di selezione di una valvola di scarico termico 77
Figura 115: Indicazioni sull’installazione della valvola di scarico termico 78
Figura 116: Schemi di installazione della valvola di scarico termico 78
Figura 117: Schemi di collegamento elettrico della valvola di scarico termico 78
Figura 118: Valvole di intercettazione combustibile filettata e flangiata 79
Figura 119: Sezione di una valvola di intercettazione del combustibile 79
Figura 120: abachi di selezione della valvole di intercettazione combustibile 80
Figura 121: Installazione di una valvola di intercettazione del combustibile 80
Figura 122: Corretta installazione della valvola di intercettazione 81
Figura 123: Spaccato di un moderno sistema split 82
Figura 124: Impianto di climatizzazione tipo Split 83
Figura 125: Schema di installazione di sistemi split in un edificio 83
Figura 126: Sistema split con canalizzazione interna 84
Figura 127: Schema costruttivo di un ventilconvettore 86
Figura 128: Vista dell’interno di un ventilconvettore – Batteria di scambio e ventilatore 86
Figura 129: Dati di targa di un ventilconvettore 87
Figura 130: Portate di acqua nominali di un ventilconvettore 87
Figura 131: Bocchetta di mandata dell’aria con alette in alluminio 90
Figura 132: Tipologie di diffusori 91
Figura 133: Esempio di Centrale di Trattamento Aria (CTA) 92
Figura 134: Layout di una UTA multizona 92
Figura 135: Configurazioni tipiche per le CTA 93
Figura 136: Esempio di selezione di CTA mediante CAD 94
Figura 137: Vista interna di una CTA 94
Figura 138: Vita di una batteria di scambio di una CTA 94
Figura 139: Esempio di dati per la CTA di figura precedente 95
Figura 140: Dati per la batteria fredda 95
Figura 141: Dati per la batteria calda 95
Figura 142: Dati di selezione del ventilatore 96
Figura 143: Particolari della serranda di presa aria esterna 97
Figura 144: particolare di attacco di una serranda 97

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 529
Figura 145: Schema di orientamento dei ventilatori per una CTA 97
Figura 146: Sezione ventilante di una CTA 98
Figura 147: Dimensioni dei filtri per le varie grandezze della CTA 99
Figura 148: Sezione filtrante di una CTA 100
Figura 149: Unità di condizionamento 101
Figura 150: Schema costruttiva dell’unità di condizionamento 101
Figura 151: Unità di condizionamento di grandi dimensioni 103
Figura 152: Componenti principali di un sistema idrosplit 104
Figura 153: Configurazione possibile di un idrosplit 104
Figura 154: Modalità di funzionamento di un idrosplit 105
Figura 155: Particolari costruttivi dei componenti di un sistema idrosplit 105
Figura 156: Punto di lavoro di un idrosplit 106
Figura 157: Funzionamento di un recuperatore di calore 107
Figura 158: Prestazioni di un idrosplit 107
Figura 159: Vista interna di un recuperatore di calore 108
Figura 160: Prestazioni dei recuperatori al variare delle portate e dell’ UR 109
Figura 161: Distribuzione per miscelazione 110
Figura 162: Formazione del getto (zona turbolenta) 111
Figura 163: Distribuzione a dislocazione 112
Figura 164: Sistema di distribuzione a flusso laminare 113
Figura 165: Velocità dell’aria a distanza x dal getto 113
Figura 166: Illustrazione del lancio 113
Figura 167: Illustrazione della caduta 114
Figura 168: definizione della zona occupata 115
Figura 169: Modalità di installazione senza effetto Coanda 116
Figura 170: Distanza minima da un ostacolo 116
Figura 171: Bocchetta ad alette 116
Figura 172: Diffusori a coni 117
Figura 173: Diffusori a coni a geometria variabile 117
Figura 174: Diffusore spiroidale 117
Figura 175: Diffusori ad ugelli 117
Figura 176: Diffusori lineari 118
Figura 177: Diffusori e loro dati caratteristici 119
Figura 178: Abachi per la gittata e la perdita di pressione 120
Figura 179: Dati dimensionali di un diffusore a coni variabili 120
Figura 180: Selezione del diffusore con abaco integrato (caratteristiche rumorosità) 121
Figura 181: Dati dimensionali per diffusori quadrati 121
Figura 182: Curve caratteristiche per diffusore quadrato per date direzioni di mandata 122
Figura 183: Caratteristiche di un diffusore quadrato per date direzioni di mandata 123
Figura 184: Caratteristiche di un diffusore quadrato per date direzioni di mandata 124
Figura 185: Caratteristiche di un diffusore quadrato per date direzioni di mandata 125
Figura 186: Funzionamento dei diffusori elicoidali 126
Figura 187: Dati geometrici di diffusori elicoidali 127
Figura 188: Dati caratteristici dei diffusori elicoidali 128
Figura 189: Diffusori a portata variabile 130
Figura 190: Distribuzione dell’aria con diffusori a portata variabile 131
Figura 191: Caratteristiche costruttive dei diffusori lineari 132
Figura 192: Modalità di distribuzione dell’aria dei diffusori lineari 133
Figura 193: Caratteristiche dimensionali di diffusori lineari 133
Figura 194: Dati caratteristici dei diffusori lineari della figura precedente 134

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 530
Figura 195: Caratteristiche dimensionali dei diffusori ad ugello 135
Figura 196: Diffusori ad ugello – Dati caratteristici 135
Figura 197: Dati dimensionali delle bocchette rettangolari 137
Figura 198: Dati dimensionali di bocchette rettangolari 138
Figura 199: Bocchette rettangolari ad alette regolabili 138
Figura 200: Dati caratteristici delle bocchette rettangolari 139
Figura 201: Dati dimensionali delle bocchette di ripresa 140
Figura 202: Dati caratteristici delle bocchette di ripresa 140
Figura 203: Dati caratteristici delle griglie di ripresa 141
Figura 204: Dati caratteristici delle griglie di ripresa 141
Figura 205: Dati dimensionali delle griglie di transito 142
Figura 206: Dati caratteristici delle griglie di transito 142
Figura 207: Dati dimensionali di serrande di taratura 143
Figura 208: Dati caratteristici delle serrande di taratura 143
Figura 209: Dati dimensionali di serrande di regolazione 144
Figura 210: Dati caratteristici delle serrande di regolazione 145
Figura 211: Dati dimensionali delle serrande di sovrapressione 146
Figura 212: Dati dimensionali di serrande di sovrapressione da canale 146
Figura 213: Dati caratteristici delle serrande di sovrapressione 146
Figura 214: Esempio di compartimentazione in un blocco operatorio 147
Figura 215: Serranda tagliafuoco 148
Figura 216: Serrande tagliafumo 148
Figura 217: Silenziatore per canali d’aria 149
Figura 218: Esempio di Input delle dimensioni di un ambiente 149
Figura 219: Esempio di selezione delle condizioni ambientali 150
Figura 220: Input della portata d’aria 150
Figura 221: Verifica della selezione dei diffusori 151
Figura 222: Verifica acustica della selezione dei diffusori 151
Figura 223: Disegno del diffusore selezionato nell’esempio 151
Figura 224: Esempio di stampa finale della selezione dei diffusori 152
Figura 225: Terminali a dislocamento 153
Figura 226: Diffusori a dislocamento sotto poltrona 153
Figura 227: Moto dell’aria in un sistema a dislocamento 153
Figura 228: Portate d’aria delle sorgenti interne per altezze di stagnazione variabili 154
Figura 229: Stratificazione dell’aria in un ambiente con diffusore a dislocamento 154
Figura 230: Volume di controllo per il bilancio del dislocamento 155
Figura 231: Distribuzione dell’inquinante in presenza del dislocamento 155
Figura 232: Distribuzione di temperatura in un sistema a dislocamento 155
Figura 233: Tipo di distributori a dislocazione 156
Figura 234: Schema di calcolo per sistemi a dislocazione 157
Figura 235: Un distributore a dislocamento circolare commerciale 157
Figura 236: Dati dimensionali di un distributore a dislocamento 158
Figura 237: Dati caratteristici di un distributore a dislocamento 159
Figura 238: Curve caratteristiche di un distributore a dislocamento 160
Figura 239: Dati caratteristici di un distributore a dislocamento 161
Figura 240: dati caratteristici di un distributore a dislocamento angolare 162
Figura 241: dati caratteristici di un distributore a dislocamento angolare 163
Figura 242: dati caratteristici di un distributore a dislocamento angolare 164
Figura 243: dati geometrici di un dislocatore rettangolare 165
Figura 244: Dati caratteristici di un dislocatore rettangolare 166

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 531
Figura 245: Dati caratteristici di un dislocatore rettangolare 167
Figura 246: Flusso laminare dal soffitto e ripresa dal pavimento 168
Figura 247: Esempio di applicazione dei sistemi laminari 168
Figura 248:Trave fredda attiva serie ACB 40 169
Figura 249:Principio di funzionamento trave fredda passiva 169
Figura 250:Principio di funzionamento trave fredda attiva 169
Figura 251: Immagine 3D che illustra il principio di funzionamento di una trave fredda attiva 170
Figura 252: Progetto di travi fredde – Dati di input 171
Figura 253: Travi fredde – Dati di calcolo 172
Figura 254: selezione delle apparecchiature di controllo di una trave fredda 172
Figura 255: Selezione degli accessori di una trave fredda 173
Figura 256: Parametri di progetto per la trave fredda 173
Figura 257: Esempio di stampa di un progetto di trave fredda 174
Figura 258: Dimensionamento rapido di trave fredda 175
Figura 259: Schema funzionale di principio della trave fredda di tipo attivo. 176
Figura 260: Tipologie di trave fredda analizzate: ugelli e batteria verticali, ugelli e batteria orizzontali,
ugelli inclinati e batteria orizzontale. 177
Figura 261: Geometrie utilizzate nelle simulazioni 3D. 178
Figura 262: Campo di velocità e linee di flusso. 179
Figura 263: Distribuzione della temperatura in condizioni invernali ed estive. 179
Figura 264: Distribuzione temperatura con la larghezza della stanza in condizioni invernali ed estive. 179
Figura 265: Distribuzione della temperatura in condizioni transitorie invernali. 180
Figura 266: Temperatura e dei vettori di velocità (condizioni invernali ed estive). 180
Figura 267: Valori di IR e cadute di pressione in corrispondenza della batteria in funzione della velocità
in ingresso dell’aria primaria. 181
Figura 268: Potenze termiche per metro lineare in regime di funzionamento estivo ed invernale. 181
Figura 269: Linee di flusso dei campi di moto e campi termici ottenuti tramite simulazione 3D. 182
Figura 270: Canale forato 182
Figura 271: -Alette inclinate α=0°. 188
Figura 272: Campo di velocità, con α=0° e v=0.2 m/s. 188
Figura 273:-α=0°,v=0.2- Velocità in funzione dell’altezza, da 25°C (in alto a sx) a 30°C (in basso a dx).
189
Figura 274: Campo di temperatura, per v=0.2 m/s, α=0° e T=27°C. 190
Figura 275: -Campo di temperatura per v=0.2 m/s, α=0° con T=25°C (sx) e T=30°C (dx). 190
Figura 276-α=0°,v=0.2- Temperatura in funzione dell’altezza,da 25°C(in alto a sx)a 30°C (in basso a
dx) 191
Figura 277: Campo di velocità, con α=0° e v=0.3 m/s. 192
Figura 278: α=0°,v=0.3- Velocità in funzione dell’altezza, da 25°C (in alto a sx) a 30°C (in basso a dx).
193
Figura 279: Campo di temperatura, per v=0.3 m/s, α=0° e T=27°C. 193
Figura 280: Campo di temperatura per v=0.3 m/s, α=0° con T=25°C (sx) e T=30°C (dx). 194
Figura 281: α=0°,v=0.3-Temperatura in funzione dell’altezza,da 25°C(in alto a sx)a 30°C(in basso a dx)
195
Figura 282: Campo di velocità, con α=0° e v=0.2 m/s. 195
Figura 283: -α=0°,v=0.2- Velocità in funzione dell’altezza, da 25°C (in alto a sx) a 30°C (in basso a dx).
197
Figura 284: Campo di temperatura, per v=0.2 m/s, α=0° e T=17°C. 197
Figura 285: Campo di temperatura per v=0.2 m/s, α=0° con T=14°C (sx) e T=20°C (dx). 198
Figura 286: α=0°,v=0.2- Temperatura in funzione dell’altezza,da 14°C(in alto a sx)a 20°C(in basso a dx)
199

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 532
Figura 287: Campo di velocità, con α=0° e v=0.3 m/s. 199
Figura 288: α=0°,v=0.3- Velocità in funzione dell’altezza, da 14°C (in alto a sx) a 20°C (in basso a dx).
200
Figura 289: Campo di temperatura, per v=0.3 m/s, α=0° e T=17°C. 201
Figura 290: Campo di temperatura per v=0.3 m/s, α=0° con T=14°C (sx) e T=20°C (dx). 201
Figura 291: α=0°,v=0.3- Temperatura in funzione dell’altezza,da 14°C(in alto a sx)a 20°C(in basso a dx)
203
Figura 292: Layout del ciclo Joule inverso 205
Figura 293: Ciclo Joule inverso per frigoriferi a gas 205
Figura 294: Esempio di diffusione di condizionatori di tipo split 207
Figura 295: Uso di R11 in Occidente 208
Figura 296: Uso di R12 in Occidente 211
Figura 297: Uso combinato di R11 ed R12 in Occidente 211
Figura 298: Andamento della curva di vaporizzazione per una miscela zeotropica 212
Figura 299: Miscele zeotropiche di refrigeranti 212
Figura 300: Diagramma h-p per R22 215
Figura 301: Diagramma h-p per R134a 216
Figura 302: Diagramma h-p per R717 (Ammoniaca) 217
Figura 303: Diagramma (T,s) per l’R407C 218
Figura 304: Diagramma (h,p) per l’R407C 218
Figura 305: Diagramma di Mollier (h,s) per l’R707C 219
Figura 306: Diagramma exergetico per l’R407C 219
Figura 307: Diagramma (T,s) per l’R404A 220
Figura 308: Diagramma (h,p) per l’R404A 220
Figura 309: Curve di Gibbs (T,s) per alcuni fluidi frigorigeni 221
Figura 310: Diagramma (h,p) per la CO 2 221
Figura 311: Ciclo frigorifero transcritico per la CO 2 222
Figura 312: Ciclo a compressione di vapori saturi nel piano (T,s) per l’R407C 223
Figura 313: Ciclo a compressione di vapori saturi nel piano (h,p) per l’R407C 223
Figura 314: Evidenziazione delle fasi di un ciclo frigorifero 223
Figura 315: Sequenza delle trasformazioni del ciclo frigorifero 224
Figura 316: Schema di impianto con desurriscaldatore 224
Figura 317: Recupero del desurriscaldamento nel piano (h,p) 225
Figura 318: Schema di impianto per recupero totale del condensatore 225
Figura 319: Recupero totale del condensatore nel piano (h,p) 226
Figura 320: Influenza dell’efficienza energetica al variare del carico 227
Figura 321: Diagramma all’indicatore del compressore 230
Figura 322: Compressore semiermetico 230
Figura 323: Compressore alternativo ermetico 231
Figura 324: Assemblaggio di un compressore alternativo a due cilindri 231
Figura 325: Assemblaggio di un compressore alternativo a 4 cilindri 232
Figura 326: Schema di un ciclo di refrigerazione bistadio composto 233
Figura 327: Prestazioni standard dei compressori alternativi 234
Figura 328: Rappresentazione nel piano (h,p) del ciclo bistadio composto con intercooler 235
Figura 329: Ciclo bistadio in cascata 235
Figura 330: Rappresentazione nel piano (h,p) del ciclo bistadio in cascata 235
Figura 331: Schema di un compressore centrifugo 236
Figura 332: Vettori per le giranti di un compressori centrifughi 236
Figura 333: Compressione a due stadi 238
Figura 334: Compressione bistadio sul piano hp 238

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 533
Figura 335: Sezione di un compressore centrifugo bistadio 239
Figura 336: Punto di lavoro di un compressore centrifugo 240
Figura 337: Abaco delle curve caratteristiche di un centrifugo 241
Figura 338: Andamento delle curve caratteristiche al variare dell’angolo di apertura 241
Figura 339: Vista di un refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della York 242
Figura 340: Refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della Carrier 245
Figura 341: Compressore Turbocor® con sezione interna 251
Figura 342: Albero motore del Turbocor® 251
Figura 343: Un’altra vista del compressore Turbocor® 252
Figura 344: Particolare dei supporti magnetici del Turbocor® 252
Figura 345: Schematizzazione del supporto magnetico del Turbocor® 252
Figura 346: Vista dell’impeller del Turbocor® 253
Figura 347: Sistema di controllo elettronico del Turbocor® 253
Figura 348: Compressore Turbocor® in funzione 254
Figura 349: Particolare del circuito frigorifero interno al Turbocor® 254
Figura 350: Layout del circuito di raffreddamento del Turbocor® 255
Figura 351: Andamento del COP del Turbocor® in funzione della percentuale di carico 255
Figura 352: Curva kW/ton del compressore Turbocor® 255
Figura 353: Esempi di installazione di compressori Turbocor® con raffreddamento ad acqua 256
Figura 354: Esempio di installazione di compressori Turbocor® della McQuay 256
Figura 355: Unità con Turbocor® raffreddata ad aria della Climaveneta 257
Figura 356: Esempio di retrofitting con compressore Turbocor® 258
Figura 357: Indici EER e IPLV per refrigeratori con Turbocor® raffreddati a d acqua e ad aria 259
Figura 358: Compressore rotativo a palette multiple 260
Figura 359: Sezione di un compressori a lobi 260
Figura 360: Viti maschio e femmina: particolare costruttivo 261
Figura 361: funzionamento del compressore a vite 262
Figura 362: Regolazione a cassonetto dei compressori a vite 262
Figura 363:Sezione di un compressore a vite 262
Figura 364: Spirale orbitante 263
Figura 365: Vista di uno scroll 264
Figura 366: Ciclo scroll completo 264
Figura 367: Il completamento della seconda orbita sviluppa la compressione massima 264
Figura 368: Durante la terza orbita i gas compressi sono evacuati verso la luce di scarico 264
Figura 369 : Al completamento dell’orbita il volume occupato dal gas si riduce a zero: espulsione gas265
Figura 370: Dispositivo per moto eccentrico e punto di scarico 265
Figura 371: Particolare dell’accoppiamento delle spirali 266
Figura 372: Sezione di un compressore scroll 266
Figura 373: Schema di una macchina frigorifera ad assorbimento 267
Figura 374: Rappresentazione del ciclo ad assorbimento 268
Figura 375Diagramma di Oldham per H 2 o e NH 3 269
Figura 376: Esempio di curve Vaporus – Liquidus 269
Figura 377: Esempio di curve (h,) 270
Figura 378: Abaco di Bosnjakovic per la miscela Acqua – Ammoniaca 271
Figura 379: Diagramma di Merkel per H 2 0 e BrLi 272
Figura 380: Ciclo ad assorbimento con recupero di calore 272
Figura 381: Ciclo ad assorbimento nel piano (h,) 273
Figura 382: Particolare del ciclo del vapore 274
Figura 383: Bilancio delle portate al generatore 274
Figura 384: Schematizzazione di un assorbitore commerciale 276

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 534
Figura 385: Un assorbitore commerciale assemblato 276
Figura 386: Layout di un assorbitore autoalimentato a due stadi 277
Figura 387: Layout di un impianto ad assorbimento integrato con energia solare 278
Figura 388: Layout di un impianto ad assorbimento per fan coil 278
Figura 389: Vista di un assorbitore alimentato ad acqua calda con potenza frigorifera da 35 kW 279
Figura 390: Foto di un assorbitore a due stadi autoalimentato 281
Figura 391: Layout di installazione per un condensatore ad acqua corrente 282
Figura 392: Esempio di refrigeratore con condensatore raffreddato ad acqua 282
Figura 393: Condensatore raffreddato con acqua di torre 283
Figura 394: Sezione costruttiva di un condensatore ad acqua (shell and tube) 283
Figura 395: Gruppo frigorifero con condensatore raffreddato ad aria in sommità 284
Figura 396: Refrigeratore raffreddato ad aria con condensatore inclinato 284
Figura 397: Torre di evaporazione commerciale 285
Figura 398: Potenzialità di torri evaporative commerciali 285
Figura 399: Schema costruttivo di una torre evaporativa commerciale 286
Figura 400: Condizioni ambientali di riferimento 287
Figura 401: Fattore correttivo per condizioni esterne non nominali per le torri di evaporazione 288
Figura 402: Torre evaporativa 288
Figura 403: Schema di installazione di una torre evaporativa 289
Figura 404: Schema di funzionamento di una torre evaporativa 289
Figura 405: Trasformazioni psicrometriche nella torre evaporativa 289
Figura 406: Torre di raffreddamento di tipo assiale 291
Figura 407: Pacco di scambio per torre di raffreddamento assiale 291
Figura 408: Distribuzione dell’acqua in una torre di raffreddamento assiale 291
Figura 409: Potenzialità termiche nominali per una torre di raffreddamento assiale 292
Figura 410: Torre di raffreddamento centrifuga 292
Figura 411: Distribuzione dell’acqua nelle torri di raffreddamento centrifughe 292
Figura 412: Potenzialità nominali per le torri di raffreddamento centrifughe 293
Figura 413: Sezione di un evaporatore ad acqua 293
Figura 414: Sezione di un evaporatore shell and tube 294
Figura 415: Schema di un evaporatore shell and coil 294
Figura 416: Evaporatore ad espansione diretta 294
Figura 417: batteria evaporatrice con valvola termostatica 295
Figura 418: Sezione di una valvola termostatica 295
Figura 419: Azione della valvola Termostatica 296
Figura 420: Layout della valvola termostatica 296
Figura 421: Schema di installazione di una valvola termostatica elettrica 297
Figura 422: Layout di un separatore d’olio 298
Figura 423: Separatore di liquido a rallentamento 298
Figura 424: Dati generali per la dichiarazione ISPESL 320
Figura 425: Dati per il Modulo RD 320
Figura 426: Dati per il Modulo RR 321
Figura 427: Esempio di maschera di selezione dei dati del generatore 321
Figura 428: Esempio di dati per generatore 321
Figura 429: Dimensionamento del vaso chiuso, Modulo RR1 322
Figura 430: Esempio di software di selezione e progetto di componenti di sicurezza ISPESL 322
Figura 431: Maschera di selezione e progetto di un vaso chiuso 323
Figura 432: Selezione di un vaso chiuso da un data base commerciale 323
Figura 433: Selezione di una valvola di sicurezza da un data base commerciale 324
Figura 434: Maschera di selezione e progetto di una valvola di sicurezza 324

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 535
Figura 435: Maschera di selezione della valvola di intercettazione del combustibile 325
Figura 436: Maschera si selezione di una valvola di intercettazione combustibile da data base 325
Figura 437: Visualizzazione dei componenti di sicurezza ISPESL 325
Figura 438: Esempio di schema centrale per dichiarazione ISPESL 326
Figura 439: Maschera di input dei dati generali per la dichiarazione ISPESL 326
Figura 440: Uso di Excel per la dichiarazione ISPESL 327
Figura 441: Modello RD della dichiarazione ISPESL 328
Figura 442: Maschera per l’input dei generatori 329
Figura 443: Maschera di input per la Relazione ISPESL 329
Figura 444: Maschera di input per vaso di espansione chiuso 330
Figura 445: Maschera per l’elenco dei circuiti di impianto 330
Figura 446: Maschera di calcolo del vaso chiuso di un circuito 331
Figura 447: Maschera di calcolo del vaso chiuso di un circuito – Valori calcolati 331
Figura 448: Maschera per la richiesta di verifica impianto all’ISPESL 332
Figura 449: Maschera di input per i dati integrativi di calcolo 332
Figura 450: Tabella dei diametri interni delle tubazioni di sicurezza 333
Figura 451: Tabella di archivio di vasi di espansione 333
Figura 452: Tabella delle valvole di sicurezza 334
Figura 453: Tabella delle valvole di intercettazione combustibile 334
Figura 454: Tabella delle valvole di scarico termico 334
Figura 455: Angoli fondamentali per l’irradiazione solare. 336
Figura 456: Fattore di trasmissione di alcuni tipi di vetro 362
Figura 457: Schema di un collettore solare piano 362
Figura 458: Spaccato di un collettore solare piano 363
Figura 459: Illustrazione schematica della distribuzione dell’energia nei collettori solari piani 366
Figura 460: Retta di efficienza per un collettore solare piano 367
Figura 461: Esempio di cut-off con utilizzatore ad alta temperatura 368
Figura 462: Esempio di cut-off con utilizzatore a bassa temperatura 368
Figura 463: Esempio di cut-off con utilizzatore a bassa temperatura per docce 369
Figura 464: Andamento del cut-off per circuito chiuso a bassa temperatura 369
Figura 465: Andamento delle temperature per circuito aperto 370
Figura 466: Tipologie di attacco dei tubi alla piastra captatrice 371
Figura 467: Schema di un sistema locale per produzione di acqua calda sanitaria 371
Figura 468: Collettore solare piano a tubi d’acqua 372
Figura 469: Layout di un impianto solare domestico 373
Figura 470: Vista di un boiler di accumulo per impianti solari 373
Figura 471: Schema di installazione di un impianto solare domestico 374
Figura 472: Boiler per sistemi localizzati con scambiatore del tipo tube and tube e a shell and tube 375
Figura 473: Sezione di un accumulatore solare ad acqua calda 376
Figura 474: Schema di un impianto centralizzato per la produzione dell’acqua calda 379
Figura 475: Centrale di Trattamento Aria con ricircolo e recuperatore di calore 382
Figura 476: Schema di funzionamento di un deumidificatore igroscopico continuo 383
Figura 477: Schematizzazione di un deumificatore solare 383
Figura 478: Layout di un dessiccatore alimentato ad energia solare 384
Figura 479: Esempio di UTA con deumidificatore solare 385
Figura 480: Schema di integrazione del vapore solare in un impianto termoelettrico a ciclo combinato
(fonte Enel) 386
Figura 481: Gli specchi parabolici (fonte Enel) 387
Figura 482: Layout di massima (fonte Enel) 387
Figura 483: Schema a blocchi - centrale a ciclo combinato (fonte Enel) 388

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 536
Figura 484 : Ciclo Bryton, Ciclo Hirn 389
Figura 485:Centrale Archimede 390
Figura 486: Centrale Archimede 390
Figura 487: Concentratore Parabolico Lineare 392
Figura 488: Specchi e collettori in fase di montaggio (fonte Enel) 393
Figura 489: Moduli rispettivamente a 8, 6 4 elementi. 393
Figura 490: Layout del collettore 394
Figura 491: Combinazione olio diatermico – miscela sali fusi 395
Figura 492: Diagramma di Stato miscela sali fusi 395
Figura 493: Sali fusi: densità in funzione della temperatura 396
Figura 494: Sali fusi: calore specifico in funzione della temperatura 396
Figura 495: Sali fusi: viscosità assoluta in funzione della temperatura 396
Figura 496: Sali fusi: conducibilità termica in funzione della temperatura 397
Figura 497: Impianto a torre con campo ad eliostato 399
Figura 498: Varie di tipologie di collettori solari di potenza 399
Figura 499: Centrale solare con collettori parabolici e olio diatermico 400
Figura 500: Confronto fra impianto ad olio diatermico e DSG 400
Figura 501: Esemplificazione dell'instabilità di Ledinegg 401
Figura 502: Le varie trasformazioni di fase lungo un tubo bollitore DGS 401
Figura 503: Sezione del tubo bollitore ricevente 402
Figura 504: Layout della test facility DISS per la sperimentazione del DSG 403
Figura 505: Layout di un impianto solare DSG completo con sistema di accumulo 403
Figura 506: Legge di Planck per l’emissione radiativa del corpo nero 404
Figura 507: Distribuzione radiativa del corpo nero 404
Figura 508: Distribuzione reale della radiazione solare 405
Figura 509: Distribuzione dello spettro di alcune sorgenti luminose 405
Figura 510: Curve isoradiative per l’Italia 406
Figura 511: La cella fotovoltaica 407
Figura 512: Schema di funzionamento della cella fotovoltaica 407
Figura 513: Curva caratteristica tensione – corrente per una cella solare 407
Figura 514: Esempio di curve caratteristiche per una cella fotovoltaica 408
Figura 515: Configurazione di rete in sistemi residenziali 408
Figura 516: Componenti fondamentali di un sistema fotovoltaico 409
Figura 517: Data Sheet di una cella fotovoltaica 409
Figura 518: Caratteristiche tecniche e costruttive di un pannello fotovoltaico 410
Figura 519: Modulo di celle fotovoltaiche 410
Figura 520: Connessione circuitale dei moduli fotovoltaici 411
Figura 521: Particolare dell’array di celle fotovoltaiche 411
Figura 522: Tipologia di posa : a inseguimento, a cavalletto, su pali 411
Figura 523: Tetto fotovoltaico - Esempio di installazione 412
Figura 524: Problemi di installazione sui tetti 412
Figura 525: Particolari di installazione sui tetti 413
Figura 526: Installazione su facciate verticali 413
Figura 527: Installazione su facciate inclinate 414
Figura 528: Installazione di pannelli nell’isola di Vulcano – Potenza 80 kWep 415
Figura 529: Impianti da 3.3 MWep di Campo Serre (Salerno) 415
Figura 530: Installazioni particolari di pannelli fotovoltaici 416
Figura 531: La prima turbina eolica - F. Brush (1849-1929) 419
Figura 532: Gedser Wind Turbine (1956-57) 420
Figura 533: Mulini ad assi verticali e primo impianto con turbine da 630 kW 420

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 537
Figura 534: Azione del vento 421
Figura 535: Utilizzo dell’energia eolica 421
Figura 536: Campo di generatori eolici su terraferma 421
Figura 537: Campo di generatori eolici in mare 422
Figura 538: Generatori eolici in mare – torre da 133 m e diametro di 122 m 422
Figura 539: La prima turbina eolica - F. Brush (1849-1929) 424
Figura 540: Gedser Wind Turbine (1956-57) 425
Figura 541: Schema di funzionamento di un generatore elettrico eolico 426
Figura 542: Mulini ad assi verticali e primo impianto con turbine da 630 kW 426
Figura 543: Campo di generatori eolici su terraferma 426
Figura 544: Campo di generatori eolici in mare 427
Figura 545: Generatori eolici in mare – torre da 133 m e diametro di 122 m 427
Figura 546: Mappa del vento in Italia 428
Figura 547: Evoluzione della numerosità e della potenza degli impianti eolici in Italia 429
Figura 548: Numerosità e potenza degli impianti eolici nelle regioni italiane nel 2008 429
Figura 549: Confronto a livello regionale per numerosità e potenza degli impianti eolici 430
Figura 550: Distribuzione regionale percentuale impianti a fine 2009 430
Figura 551: andamento storico della produzione reale e normalizzata per impianti eolici 431
Figura 552: Ore equivalenti di utilizzazione dal 2004 al 2009 in Italia 432
Figura 553: Distribuzione percentuale delle ore equivalenti di utilizzazione degli impianti eolici in Italia
433
Figura 554: Curve di potenza in funzione della velocità del vento 434
Figura 555: Tipica distribuzione di Weibull 441
Figura 556: Utilizzo dell’energia eolica 453
Figura 557: Distribuzione di Weibull e utilizzo dell’energia eolica 453
Figura 558: Distribuzione del vento a Taiwan 454
Figura 559: Frontespizio della pubblicazione di Betz 455
Figura 560: Ipotesi di Betz 455
Figura 561: Distribuzione dei coefficienti C T e C P 458
Figura 562: Distribuzione dei filetti nel mulino reale 458
Figura 563: Distribuzione dei regimi di funzionamento di una turbina reale 459
Figura 564: Parametro 460
Figura 565: Definizione del Lift e del Drag 461
Figura 566: Forze agenti sulle pale 461
Figura 567: Il Lift 462
Figura 568: Rappresentazione vettoriale delle forze agenti sulla pala 462
Figura 569: La forza Drag 463
Figura 570: Distribuzione di C T e C D 464
Figura 571: Distribuzione delle perdite 464
Figura 572: Evoluzione dei moderni rotori 465
Figura 573: Schema di impianto con sistema di regolazione a valvola miscelatrice 467
Figura 574: Andamento della temperatura esterna nel sistema studiato e della potenza ceduta 468
Figura 575: Andamento della temperatura ambiente termostatata 468
Figura 576: Schema di controllore neurale 468
Figura 577: Andamento della temperatura interna prevista dal controller neurale 469
Figura 578: Andamento della potenza ceduta prevista dal controller neurale 469
Figura 579: Schema del sistema di controllo digitale 469
Figura 580: Sistema da regolare 470
Figura 581: Controllore a circuito aperto 471
Figura 582: Sistema di regolazione a controreazione, Circuito chiuso 471

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 538
Figura 583: Regolazione della temperatura dell’acqua calda in caldaia 471
Figura 584: Sistema di regolazione con valvola a 3 vie miscelatrice 472
Figura 585: Schema di regolazione chiuso a feedback 472
Figura 586: Schema di regolazione ON OFF con differenziale 473
Figura 587: Funzione di risposta di un regolatore ad azione proporzionale 474
Figura 588: Schema costruttiva di una valvola 475
Figura 589: Curve caratteristiche lineari ed equipercentuale di una valvola 476
Figura 590: Tipologie di valvole a tre vie: Miscelatrici e Deviatrici 476
Figura 591: Sistema di controllo con sonda esterna ed interna 478
Figura 592: Sistema di controllo centralizzato mediante computer 479
Figura 593: Esempio di regolazione computerizzata di 3 refrigeratori d’acqua 479
Figura 594: Esempio di controllo distribuito e bus di trasmissione dati 480
Figura 595: Esempio di controllo di UTA 481
Figura 596: Esempio di controllo elettronico di una Centrale Termica 482
Figura 597: Legenda dei simboli utilizzati per lo schema di centrale precedente 483
Figura 598: Gestione automatizzata di un intero edificio 483
Figura 599: Gestione integrata di tutti gli impianti di un edificio 484
Figura 600: Linearità di un sensore di temperatura 485
Figura 601: Esempio di controller locale con convertitori A/D e D/A incorporati 485
Figura 602: Collegamenti del controller locale ai dispositivi e al computer centrale 486
Figura 603: Esempio di collegamenti dei linee dei segnali al bus dati 487
Figura 604: Esempio di collegamenti di controller locali su più dispositivi 487
Figura 605: Layout del controller principale di impianto 488
Figura 606: Esempio di programmazione dei controller locali 488
Figura 607: Esempi di programmazione dei controller locali : librerie di sottoprogrammi 489
Figura 608: Configurazione dei set point di un controller 489
Figura 609: Collegamento del controller locale al supervisor e all’unità di programmazione 490
Figura 610: programmatore per EPROM di controller locali 490
Figura 611: Schema di collegamento delle apparecchiature al bus 491
Figura 612: Insieme di controller locali collegati in rete ad una unità centrale 491
Figura 613: Curve di regolazione delle centraline 493
Figura 614: Curve di regolazione linearizzate 494
Figura 615: Velocità di corrosione in funzione delle temperatura superficiale 495
Figura 616: Caldaia con valvola a tre vie 495
Figura 617: Andamento delle temperature nella zona di corrosione 495
Figura 618: Caldaia con valvola a tre vie e ricircolo 496
Figura 619: Caldaia con valvola a quattro vie 496
Figura 620: Schema di regolazione di zona 496
Figura 621: Schema di applicazione di una valvola termostatica sul radiatore 497
Figura 622: Valvola termostatica con controllo sul ritorno 497
Figura 623: Valvola miscelatrice a tre vie sul radiatore 497
Figura 624: Spostamento del punto di lavoro per effetto della parzializzazione 498
Figura 625: Regolazione on-off di una batteria ad espansione diretta 499
Figura 626: Regolazione del carico sensibile per un ambiente 500
Figura 627: Effetto del carico latente non compensato 501
Figura 628: Regolazione del carico sensibile con batteria di postriscaldamento 503
Figura 629: Schema di regolazione con batteria di post riscaldamento 503
Figura 630: Regolazione del carico latente con batteria di postriscaldamento 503
Figura 631: Sistema di controllo On-Off 504
Figura 632: Sistema di controllo della temperatura della batteria 505

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 539
Figura 633: Controllo mediante post riscaldamento 506
Figura 634: Controllo con post riscaldamento in impianto multizona 506
Figura 635: Controllo a portata d’aria variabile (VAV) 507
Figura 636: Controllo mediante by pass per singola zona e multizona 508
Figura 637: Controllo mediante doppio condotto 508
Figura 638: Miscelatore di aria per sistemi a doppio condotto 509
Figura 639: Esempio di costruzione elementare (intelligente) 509
Figura 640: Veduta di un moderno edificio a forte contenuto tecnologico (ignorante) 510
Figura 641: Simboli per Impianti Termotecnici 511
Figura 642: Simboli per Impianti Termotecnici 512
Figura 643: Simboli per Impianti Termotecnici 513
Figura 644: Simboli per Impianti Termotecnici 514
Figura 645: Simboli per Impianti Termotecnici 515
Figura 646: Simboli per Impianti Termotecnici 515
Figura 647: Simboli per Impianti Termotecnici 516
Figura 648: Simboli per Impianti Termotecnici 517
Figura 649: Simboli per Impianti Termotecnici 518
Figura 650: Simboli per Impianti Termotecnici 518

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 540
INDICE DELLE TABELLE
Tabella 1: Dati caratteristici per una caldaia in acciaio 21
Tabella 2: Dimensioni minime consigliate per le centrali termiche 34
Tabella 3: Dati tecnici relativi ai refrigeratori d’acqua (e/o pompe di calore) 45
Tabella 4: Dati tecnici circuitali di una famiglia di refrigeratori 55
Tabella 5: Dati circuitali in free cooling di una famiglia di refrigeratori 56
Tabella 6: Dati tecnici per potenze frigorifere 57
Tabella 7: Dati tecnici in riscaldamento di una pompa di calore 58
Tabella 8: Esempio di dati per radiatori commerciali 62
Tabella 9: Potenzialità frigorifera di fan coil a due tubi con differenza di temperatura acqua – ambiente
88
Tabella 10: Potenzialità termica di fan coil a due tubi con differenza di temperatura acqua – ambiente 89
Tabella 11: Dimensioni delle CTA e loro potenzialità 93
Tabella 12: Dimensioni tipiche per varie grandezze 96
Tabella 13: Classificazione dei filtri per CTA 98
Tabella 14: Criteri di selezione dei filtri 99
Tabella 15: Dimensioni dei filtri per le varie grandezze delle CTA 100
Tabella 16: Potenzialità delle unità di condizionamento 102
Tabella 17: Modalità di installazione delle unità di condizionamento 103
Tabella 18: Potenzialità degli idrosplit 106
Tabella 19: Dati tecnici dei recuperatori di calore 108
Tabella 20: Confronto delle caratteristiche dei terminali a turbolenza 118
Tabella 21: Caratteristiche aerauliche dei diffusori 119
Tabella 22: Dati dimensionali per diffusori elicoidali 126
Tabella 23: Dati caratteristici di diffusori elicoidali 129
Tabella 24: Dati caratteristici per diffusori a portata variabile 131
Tabella 25: Dati caratteristici dei diffusori lineari 133
Tabella 26: Dati caratteristici dei diffusori ad ugello 136
Tabella 27: Proprietà termofisiche dell'aria. 177
Tabella 28: Valori dei parametri adottati nelle simulazioni. 178
Tabella 29-Dimensioni caratteristiche per la bocchetta. 187
Tabella 30: Classificazione degli impianti frigoriferi 204
Tabella 31: Indici ODP per alcuni CFC 208
Tabella 32: Fluidi frigorigeni di vecchia generazione- Indici ODP e GWP 208
Tabella 33: Confronto fra le proprietà dei refrigeranti più usuali 209
Tabella 34: Confronto degli indici ODP e GWP dei alcuni refrigeranti 209
Tabella 35: Indice CO 2 per varie nazioni nel mondo e in Europa 210
Tabella 36: Alcuni dati caratteristici dei fluidi refrigeranti 213
Tabella 37: Proprietà termofisiche di alcuni fluidi frigorigeni 214
Tabella 38: Confronto delle efficienze per funzionamento standard –10, +30 °C 214
Tabella 39: Grandezze termodinamiche per R22 215
Tabella 40: Grandezze termodinamiche per R134a 216
Tabella 41: Grandezze termodinamiche per R717 (Ammoniaca) 217
Tabella 42: Parametri di esercizio adottati da ARI ed AICARR 227
Tabella 43: Valori di calcolo per l’indice ESEER 228

IMPIANTI TERMOTECNICI - VOL. 2° 541
Tabella 44: Classificazione dei compressori per tipologia 229
Tabella 45: Parzializzazione del carico nei gruppi frigoriferi 232
Tabella 46: Confronto dei dati di progetto per R11 e NH 3 237
Tabella 47: Dimensioni della girante per R11 e NH 3 238
Tabella 48: Confronto delle dimensioni della girante per R11 ed NH 3 bistadio 239
Tabella 49: Peso Molecolare di alcuni CFC 239
Tabella 50: Variazione del COP per un compressore centrifugo con inverter da 1 MW 243
Tabella 51: Prestazioni di un centrifugo con inverter 244
Tabella 52: Dati caratteristici di un compressore centrifugo con inverter da 1 MW 245
Tabella 53: Dati caratteristici di un refrigeratore con compressore centrifugo con inverter della Carrier,
potenza 1 MW 250
Tabella 54: Spettro di rumore emesso dal Turbocor® per due potenzialità 256
Tabella 55: Data sheet dei refrigeratori Climaveneta 257
Tabella 56: Didascalie della Figura 399 286
Tabella 57: Calcolo dei coefficienti di Hottel 338
Tabella 58: Fattore di assorbimento al variare dl numero di lastre 365
Tabella 59: Coefficienti globali di perdita al variare del numero di vetri 365
Tabella 60: Schema circuitale di un impianto solare con integrazione termica per riscaldamento 374
Tabella 61: Dati tecnici di accumulatori ad acqua 377
Tabella 62: Caratteristiche miscela 395
Tabella 63: Parametri riassuntivi dell’applicazione all’impianto di Priolo Gargallo 398
Tabella 64: Radiazione mensile media in alcune località 406
Tabella 65: Potenziali effetti ambientali 424
Tabella 66: Produzione (in MWh) in Italia dal 2004 al 2009 431
Tabella 67: Ore equivalenti di utilizzazione in Italia dal 2004 al 2009 432
Tabella 68: Parametro 435
Tabella 69: Analisi statistica della potenza in funzione della velocità del vento 436
Tabella 70: Parchi eolici in Sicilia al 2009 437
Tabella 71: Esempio di dati di distribuzione dell’energia eolica 454
Tabella 72: Coefficienti correttivi dei corpi scaldanti 492
Tabella 73: Valori tipici per la costante di regolazione 494