Modello di calcolo per il comportamento delle coperture ventilate e per la determinazione dell’indice di risparmio conseguito tramite la ventilazione. APPENDICE C

APPENDICE C

Modello di calcolo per il comportamento delle coperture ventilate e per la

determinazione dell’indice di risparmio conseguito tramite la

ventilazione.

Un modello fisico che schematizzi i fenomeni di ventilazione naturale nelle coperture risulta difficoltoso per il forte legame tra il problema termico e fluidodinamico e per la non linearità di esso.

Il modello proposto, ripreso dallo studio effettuato dai professori M. Ciampi, F. Leccese e G. Tuoni del Dipartimento di Energetica in [21],[22],[23],[24], consiste nella schematizzazione della camera ventilata e nella definizione di uno schema di resistenze termiche che simuli il comportamento reale; successivamente vengono analizzate le grandezze in gioco e le equazioni che regolano il fenomeno di ventilazione (equazione di Bernoulli e primo principio della termodinamica); infine viene proposto di un algoritmo che a partire dai valori iniziali di tentativo delle temperature in gioco e tramite un procedimento iterativo, porti alla soluzione finale, ovvero alla determinazione dell’indice di risparmio S. Questo ultimo passo è stato condotto differenziando le formule usate per il calcolo delle grandezze in gioco (fattori e coefficienti di attrito, o resistenze liminari convettive) a seconda del regime di moto in cui siamo, laminare o turbolento. Nel caso ci si trovi con valori di Reynolds appartenenti alla zona di transizione, tale analisi non è effettuabile e bisogna ricondursi ad una media dei valori dell’indice ricavati per spessori corrispondenti a numeri di Reynolds precedenti e successivi alla zona di transizione.

1. Schematizzazione della camera ventilata

Il modello fisico che schematizzi il problema del canale di ventilazione (in fig. C-1) prevede le seguenti semplificazioni:

- Condotto di ventilazione a sezione costante, pari a Lf*lt.

- Condizioni stazionarie.

- Portata di aria costante lungo il canale.

- Condotto assimilabile ad un sistema aperto con un ingresso (imbocco) e una uscita (colmo).

- Pressione costante pari a quella ambiente.

- Viscosità dinamica costante al variare della temperatura - Aria considerata come gas perfetto.

- Trascuro l’influenza delle variazioni delle condizioni di moto nei pressi delle sezioni di ingresso e di uscita.

- Scambio termico per irraggiamento tra le due facce del condotto calcolato tramite relazione linearizzata.

Figura C-1 : Schematizzazione della copertura ventilata con travicelli lignei orizzontali

Si schematizza la struttura ventilata con un sistema di due pareti, quella costituita dallo strato di tegole esterne, e quella che costituisce il tetto vero e proprio interno, delimitanti l’intercapedine stessa. La falda abbia lunghezza Lf, e si estenda per una larghezza lt. Si

indica lo spessore dell’intercapedine, formato dalla somma dell’altezza dei travicelli orizzontali con quelli verticali, con la lettera h. Inoltre si definisce D il diametro idraulico con l’espressione D=2h*lt/(lt+h).

Lo scambio termico dell’intercapedine verso l’ambiente esterno e quello interno avviene per convezione, mentre quello tra le due pareti che si affacciano sull’intercapedine, avviene per irraggiamento e per convezione; soltanto nel caso di intercapedine chiusa viene presa in considerazione lo scambio conduttivo. Si può rappresentare per comodità lo scambio termico con l’uso delle resistenze termiche e dell’analogia elettrica come una maglia a triangolo (fig. C-2), in cui:

R0 sia la resistenza linearizzata radiativa.

rA sia la resistenza convettiva lato tegole.

rB sia la resistenza convettiva lato copertura.

Rseè la resistenza liminare tra le tegole e l’ambiente esterno, che è convenzionalmente

presa pari a 0,04 m2K/W, secondo i valori riportati nella UNI EN ISO 6946 per ogni direzione del flusso termico.

Rsi è la resistenza liminare tra il tetto e l’ambiente interno, che è convenzionalmente presa

per copertura pari a 0,17 m2K/W, secondo i valori riportati nella UNI EN ISO 6946 per flusso termico discendente (caso estivo).

RAè la resistenza conduttiva dello strato di tegole.

RB è la resistenza conduttiva della copertura.

Si sostituisca poi tale maglia con una stella in cui: r1= rAR0/( rA +R0+ rB) r2 = rBR0/( rA +R0+ rB) R = rArB/( rA +R0+ rB) Re = RA+Rse+r1 Ri = RB+Rsi+r2 Rt = Ri+Re

Figura C-2 : Analogia elettrica dello scambio termico tra le due facce di una copertura ventilata: maglia triangolare, a stella e schematizzazione complessiva dello scambio termico.

Inoltre introduciamo la resistenza Rp data dal parallelo delle due resistenze Ri ed Re “viste”

dal flusso d’aria:

)) 1 ( ( 1 1 1 z z R R R R _t i e P = − + =

Dove z è una grandezza adimensionale definita al paragrafo 2.

Nel caso di intercapedine non ventilata si ricorre alla normativa UNI EN ISO 6946 per definire la resistenza di parete chiusa (r0). Essa è data dal parallelo tra la resistenza

conduttiva/convettiva dello strato d’aria e la resistenza per irraggiamento, ovvero dall’inverso della somma dei coefficienti di scambio conduttivo/convettivo (ha) e

radiativo(hr). Le espressioni analitiche dei coefficienti di scambio sono date l’una nei

successivi paragrafi, l’altra nel testo della normativa riportato in fondo all’appendice.

rA rB T(x) R0 A B T1 T2 Te _Ti r1 r2 T(x) R A B T1 T2 t(x) Te Ti q1 q2 q

R

e

T(x)

R

R

i

T

e

T

i

t(x)

q

q

1

q

2

0 1 r a r h h = +

Non ho adottato il valore di resistenza termica ad intercapedine chiusa fornito in [21],[24] (pari a 0,22 m2K/W) perché , pur essendo desunto anch’esso dalla citata normativa, corrisponde ad una temperatura media delle superfici delle tegole e del sottomanto di 10°C, che in estate è improbabile. Tale valore si ritrova nella terza colonna del prospetto 2 riportato in fondo all’appendice.

Quindi la resistenza totale tra esterno ed interno (Rto) è data da:

0

to A B se si

R = +r R +R +R +R

Mentre la resistenza esterna (Reo) è data da:

0 2

eo A se

r R =R +R +

Calcolo delle resistenze convettive liminari lato tegole e lato tetto:

Occorre distinguere due casi di moto che possono verificarsi entro l’intercapedine: se il numero di Reynolds (calcolato assumendo come lunghezza caratteristica il diametro idraulico) risultante da un primo tentativo risulta maggiore di 2400-2500, allora si può considerare il moto come turbolento.

In questo caso per il calcolo della resistenza convettiva si è considerato l’intercapedine come un canale liscio, cosa del tutto non realistica ma approssimata. Per tale geometria e per scambio termico convettivo forzato, si calcola il numero di Nusselt con la formula di Gnielinski (una delle tante correlazioni possibili). Essa vale per numeri di Reynolds maggiori di 2300 (ovvero per flusso turbolento o in zona di transizione) condizione sempre verificata. Tale espressione è dunque:

        − + − = 1 Pr 8 7 , 12 1 8 Pr ) 1000 (Re 3 2 attr attr f f Nu

Dove f è il fattore di attrito, calcolato secondo la relazione di Filonenko, come:

(

)

2 10Re 1,64 log 82 , 1 1 − = f

Una volta calcolato il numero di Nusselt, si procede a calcolare il coefficiente di scambio termico convettivo e la resistenza convettiva, come:

1 aria c A B c Nuk h D r r h = = =

Se invece il numero di Reynolds risulta inferiore a 1500, o comunque ci si trova nella condizione di: Re Pr 20 f D Gz L = ≤

allora si tratta di moto laminare e la resistenza convettiva va calcolata in un altro modo. Il numero di Nusselt è dato come valore costante, indipendente dai numeri di Prandtl e di Reynolds, ipotizzando in un primo momento che la temperatura delle due superfici interna ed esterna rispetto all’intercapedine sia eguale. Il valore di Nusselt è quindi di 7,54 [19]. In tal modo si ottiene la resistenza convettiva liminare tramite la definizione di numero di Nusselt.

Per correggere l’ipotesi che abbiamo fatto, di pareti entrambe a temperatura costante, occorre modificare la formula della resistenza radiativa R0. Essa terrà conto anche di un

coefficiente conduttivo, diventando quindi: ' 0 0 1 1 0,885h R = R − k

dove h è lo spessore dell’intercapedine e R0’ è la nuova resistenza radiativa.

Occorre precisare che gli effetti della convezione naturale sul moto dell’aria entro l’intercapedine sono interamente considerati nel valore della velocità dell’aria all’imbocco (w0) e del numero di Reynolds risultanti dall’equazione di Bernoulli discussa nel prossimo

paragrafo..

Calcolo della resistenza radiativa linearizzata

Si ricava il valore del coefficiente liminare (hr) di scambio termico per irraggiamento tra le

superfici affacciate sull’intercapedine dall’espressione linearizzata del calore scambiato dalle due superfici:

1 2 1 2 3 0 ( ) 1 1 1 1 4 1 irr media r r q fF T T F a a f T h fF R h

σ

σ

= − = + − = = =

Si assumono come valori di assorbimento delle due superfici inferiore e superiore della camera di ventilazione pari a 0,9; quindi il valore dell’emittanza tra le due superfici (F) è pari a 0,8181.

La costante di Stefan-Boltzmann (σ) è pari a 5,67*10-8 W/m2K4. Quindi il valore è pari a 18,55*10-8*T3media W/m2K.

2. Analisi del problema

Per affrontare tale problema occorre definire cinque parametri adimensionali che ci saranno utili nell’analisi e nella semplificazione dei fenomeni considerati. Essi sono: Parametro ambientale (φ), definito dalla seguente espressione:

i e e T T T T − − = 0

ϕ

dove Ti è la temperatura interna del locale, T0 è la temperatura dell’aria esterna misurata

all’ombra, e Te è la temperatura aria-sole che tiene conto del contributo dato

dall’irraggiamento solare. Essa si definisce a partire dall’irraggiamento (I) misurato in W/m2, dalla resistenza liminare (Rse) tra la parete e l’ambiente esterno, dal coefficiente di

assorbimento della radiazione solare da parte della parete. Quindi: 0

e s se

T = +T a R I

Il parametro ambientale può essere negativo o positivo, a seconda che la temperatura interna al locale sia minore o maggiore rispetto a quella esterna; è invece nullo in caso di irraggiamento nullo. Può avere valore addirittura maggiore di uno se la temperatura interna al locale è minore di quella esterna (in assenza di condizionamento). Prenderò in considerazione soltanto il caso in cui 0<φ<1, corrispondente alla situazione estiva.

Portata termica specifica (γ), definita come prodotto tra la portata termica dell’aria nell’intercapedine (c) e la resistenza termica ad intercapedine chiusa (Rt0). La portata

termica dell’aria coinvolge sia le proprietà fisiche e termodinamiche dell’aria, sia le grandezze fisiche risultanti dalla risoluzione fisica del problema prima detta e si definisce in base alla seguente espressione:

0 a t p p t f t f to w hl c Gc c l L l L cR

ρ

γ

= = =

Si nota che la grandezza più importante è la velocità di imbocco (w0) data dai calcoli

seguenti. Con G si intende la portata in massa di aria che fluisce entro l’intercapedine. Frazione di resistenza affacciata sull’esterno (z), definita come il rapporto tra la resistenza termica tra l’aria di ventilazione e l’esterno (Re), e la resistenza complessiva tra

l’aria del locale e l’aria esterna (Rt), ovvero:

t e R R z=

Verrà anche usato il parametro z in caso di assenza di ventilazione (z0), definito come il

rapporto tra le due precedenti resistenze calcolate a cavità chiusa: 0 0 0 e t R z R =

Rapporto resistivo (χ), definito come il rapporto tra la resistenza termica tra l’aria del locale e quella esterna in assenza ed in presenza di ventilazione:

t t R R₀ =

χ

Tale valore indica la diminuzione di resistenza dovuta al moto d’aria nel canale di ventilazione.

Termine di correzione radiativa (H), ha origine dal fatto che i soli coefficienti di scambio termico liminari non sono sufficienti per tener conto totalmente anche dello scambio radiativo tra le facce dell’intercapedine. Tale valore è dato da:

t

R H

R =

Dopo aver definito tutte le grandezze in gioco, si può quindi scrivere le equazioni di bilancio termico dell’intercapedine, in cui si indica con t(x) la temperatura dell’aria nel punto mediano dell’intercapedine e con q i flussi termici (vedi figura C-2):

(

)

(

)

(

)

1 2 1 2 ( ) ( ( ) ( )) ( ) ( ) / ( ) / ( ) / f e e i i dT x t x T x c dx L R q q q t x T x R q t x T R q T t x R − = = − = − = − = −

Si introducono poi le seguenti quantità adimensionali, che rappresentano la prima il numero di unità di trasferimento dello scambiatore “intercapedine ventilata” (considero anche il fattore H) e la seconda il valor medio delle temperature esterna ed interna pesato rispetto alle trasmittanza 1/Re e 1/Ri:

[

]

e i m p t T z zT T cR z z H cR ) 1 ( 1 )) 1 ( ( 1 − + = = − + =

λ

Se si calcola l’espressione di t(x) e si sostituisce nell’equazione di bilancio termico precedente, si ricava un problema differenziale di questo tipo:

0 0 ( ) ( ( )) / ( 0) ( ) ( ) f m f x L m m dT x T T x L dx T x T T x T T T e λ

λ

− = − = = = − −

Tale espressione fornisce l’andamento della temperatura dell’aria entro l’intercapedine in funzione della portata, dei coefficienti di scambio termico e delle caratteristiche ambientali.

Occorre inoltre calcolare il valor medio della temperatura entro l’intercapedine, il suo inverso e la temperatura dell’aria al colmo. Le tre temperature sono date rispettivamente dalle seguenti espressioni:

0 1 ( ) m ( m)(1 ) / f T T T x dx T T T e L λ

_λ

− =< >=

_∫

= + − − 0 1 1 1 1 ( ) ln( ) / ( ) out m f T dx T T L T x

λ

T   < >= = +   

∫

(

0

)

out m m T =T − T −T e−λ

Il valore della portata termica dell’aria (c) rimane però una incognita nelle equazioni di bilancio termico. Nel caso che l’efflusso di aria entro l’intercapedine venga mantenuto meccanicamente, tramite elettroventilatori, il valore della portata d’aria fluente sarebbe un parametro noto. Invece in moltissimi casi, specialmente per le coperture, l’efflusso d’aria può essere assicurato naturalmente per effetto camino: in questi casi la portata non rappresenta un parametro indipendente, ma è conseguenza della geometria, delle caratteristiche della copertura e soprattutto del campo termico precedentemente ricavato. La stima della portata di aria, stabilita entro l’intercapedine per effetto camino, va ricavata dall’ equazione di Bernoulli, calcolata tra la sezione di ingresso e quella di uscita dell’intercapedine. Per la precisione da questa si ricava la velocità del flusso d’aria:

0 a c a pot a attr

dp+ρ de +ρ de +ρ δl =

Si fa uso anche della relazione tra densità e temperatura (si trascura la dipendenza dalla pressione) e del bilancio di massa, ovvero delle espressioni:

0 0 0 0 a a a a T T w w ρ ρ ρ ρ = =

Quindi si sostituiscono i differenziali della prima espressione con quantità integrate e mediate sulla lunghezza dell’intercapedine.

Il lavoro di attrito si suddivide in tre parti, due corrispondenti alle perdite concentrate all’imbocco e allo sbocco, e l’altra dovuta alle perdite di carico distribuite:

_ _ 0 _ 2 0 0 2 2 0 0 0 0 0 0 1 1 2 2 2 out c in c out d

a attr a attr a out attr a attr in a f out a in a out l l l l L w T T w f w f f T DT

ρ δ

ρ

ρ

ρ

ρ

ρ

ρ

= + + = < > = + +

∫

La variazione di pressione calcolata nell’ambiente esterno è data dall’espressione: 0 0 out a in dp= −

ρ

gL

∫

dove L0 rappresenta l’altezza del colmo, che dipende dall’angolo di inclinazione della

copertura (θ), ovvero: L₀ =L_f sin( )

θ

L’espressione dell’energia potenziale è:

0 0 0 0 1 out pot a a in de gL T gL T

ρ

=

ρ

=

ρ

< >

∫

2 0 0 0 1 2 out a out a c in w T de T

ρ

ρ

=  −   

∫

Quindi si può riscrivere l’equazione di Bernoulli così:

2 2 0 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 0 0 0 1 1 1 ( 1) ( 1) 2 2 0 2 out a in a out a a f a T w f w f T gL T T L w T gL f DT

ρ

ρ

ρ

ρ

ρ

− + + + < > + < > − + =

E si ricava così l’espressione della velocità del flusso d’aria:

1 2 0 0 0 0 0 1 1 1 1 2 2 2 in out out f fL T f T w gL T T DT T −  _{− < > +}    =  − < > + +     

Calcolo dei coefficienti di attrito

Nel caso di regime di moto turbolento il coefficiente di attrito per le perdite di carico distribuite si calcola con al formula di Haaland (per flusso turbolento) [20], in base al numero di Reynolds: 2 1,11 10 0,31 6,9 log 3, 7 Re f D

ε

=  _{ }   _{  +} _  _{  }  

Come si nota le grandezze in gioco sono legate tra loro e il procedimento di risoluzione del problema andrà svolto partendo da alcuni valori iniziali e poi procedendo in modo iterativo.

Inoltre sempre nel caso di regime turbolento, si tiene conto della listellatura e delle conseguenze che essa provoca sull’andamento dello strato limite e della turbolenza, semplicemente maggiorando i coefficiente di rugosità ε che entra in gioco nel calcolo precedente. Il valore minimo è di 0,005, mentre l’analisi condotta prende sempre a riferimento un valore di ε pari a 0,02.

Invece i valori dei coefficienti di frizione fout e fin sono presi negli articoli analizzati pari ai

valori minimi standard, ovvero rispettivamente 1 e 0,5. Anche io adotto tali parametri nella valutazione dell’indice di risparmio (S) per i Casali D e C. Invece per la proposta di ventilazione nel casale B, vengono presi valori più precisi, calcolati in base alle relazioni trovate nel manuale [41] in funzione della tipologia di perdita concentrata (griglia con fori non raccordati), alla frazione di area di passaggio rispetto a quella totale della griglia (pari a 0,5), e al numero di Reynolds corrispondente (valutato in prima approssimazione pari a 4000, perché anch’esso dipende da tali coefficienti). I risultati ottenuti dal calcolo sono per il coefficiente di imbocco fin e di sbocco fout rispettivamente pari a 3,8 e 5,9.

Nel caso il flusso sia laminare, il coefficiente di attrito per le perdite distribuite si calcola come [22]:

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Ma oltre a questo, occorre tener conto delle perdite di carico concentrate costituite dai listelli di supporto. Si definisce con y la percentuale di area ridotta dalla presenza dei listelli orizzontali di supporto, data dalla seguente relazione:

' h h y h − =

dove h e h’ sono gli spessori dell’intercapedine comprensivi e non comprensivi dello spessore del listello (come in figura C-1). Il valore di y viene da me preso sempre pari a 0,5 [22]. Si definisce invece ξ il coefficiente dei perdita di carico concentrata dato dalla seguente formula: 2 ( 0, 5) (1 ) y y y

ξ

= + −

Se i listelli orizzontali sono distanziati di una lunghezza p (passo), allora il coefficiente aggiuntivo rispetto al fattore fL/D, è pari a Λ, definito come:

L p

ξ

Λ =

Il passo viene usualmente preso pari a 0,3 m [22].

3. Valutazione della diminuzione del carico termico estivo da raffrescare

Il risparmio energetico delle strutture ventilate si apprezza principalmente (oltre all’introduzione di un isolamento invernale) perché viene così diminuita notevolmente la necessità di raffrescamento, ovvero la quota di energia termica entrante nel locale per insolazione.

Tale risparmio viene calcolato percentualmente come rapporto tra la variazione del flusso termico entrante con ventilazione (Q) e il flusso termico entrante senza ventilazione (Q0),

ovvero: 0 0 Q Q Q S = −

Il flusso energetico Q0 si può interpretare anche come flusso entrante nel caso di

intercapedine esistente ma chiusa.

Il flusso energetico entrante nel tetto si esprime così:

2 0 0 1 ( ) f L e i out f t T T Q q dx zc T T L R  ₋  = = − −  

∫

Mentre il flusso entrante nel tetto ad intercapedine chiusa è:

0 ( e i) to T T Q R − =

Quindi, dopo alcuni calcoli, il risparmio S è:

(

)

[

χλ

]

ϕ

χ

+ − − − − =1 cR0z( z)1 exp S t

4. Procedimento iterativo

Innanzitutto in tale fase occorre conoscere tutti i dati e le resistenze citate prima.

Dal momento che i problemi termico e fluidodinamico sono strettamente legati, occorre iniziare il calcolo con dei valori di tentativo della temperatura di uscita Tout, temperatura

media <T> e suo inverso. Quindi l’algoritmo che ho seguito è stato: Fase 1

Nella prima fase ho considerato che: -Rt = Rto, ovvero χ =1

-Re = Re0, ovvero z = z0

-H = 0

- il moto sia turbolento (eccetto che nel caso in cui metta spessori di intercapedine inferiori a 4 cm)

Quindi l’algoritmo usato nella prima fase consiste nel:

1) Definizione di primo tentativo dei valori di tentativo di <T>, Tout e fattore di attrito f.

2) Calcolo di w0 tramite la formula ricavata con l’equazione di Bernoulli.

3) Procedimento iterativo fino a convergenza per determinare due valori certi del numero di Reynolds e del fattore di attrito

4) Verifica che il numero di Reynolds corrisponda al moto turbolento ipotizzato. In caso contrario occorre cambiare l’espressione del fattore di attrito e inserire il fattore di attrito per la perdita di carico concentrata.

5) Calcolo del parametro λ.

6) Inserimento del valore di λ trovato, nella formula di calcolo della temperatura di uscita dell’aria, nella temperatura media entro il condotto e del suo inverso.

7) Sostituzione dei valori precedenti di temperatura con quelli appena trovati al punto 6) 8) Iterazione del procedimento fino a convergenza per ottenere un valore dell’indice di risparmio S

Fase 2

In questa seconda fase non si considerano più valide le ipotesi della fase 1, ma vengono calcolati tutti i parametri caratteristici.

Quindi l’algoritmo usato si basa sui dati ricavati nella fase 1, ma cambia così:

1) Calcolo del numero di Nusselt e delle resistenze liminari convettive, basandosi sul valore del numero di Reynolds ottenuto alla fine della fase 1. Vengono usate espressioni diverse a seconda che il moto sia turbolento o laminare.

2) Calcolo della resistenza Re e della resistenza Rt e di z.

3) Calcolo di χ 4) Calcolo di H

5) Inserimento di tali valori nel procedimento iterativo per determinare le temperature di uscita e media a partire dal calcolo del parametro λ.

6) Sostituzione dei valori precedenti di temperatura con quelli appena trovati al punto 5) 7) Iterazione del procedimento fino a convergenza per ottenere un valore dell’indice di risparmio S.

Riferimento alla normativa UNI EN ISO 6946:1999

Riporto qui degli estratti della normativa citata (paragrafo 5.3.1-3 e due piccole parti delle appendici A e B della stessa) che riguardano il calcolo della resistenza termica delle intercapedini di aria.

5.3 Resistenza termica di intercapedini d'aria

I valori forniti in questo punto si applicano ad un’intercapedine d'aria quando: - essa è limitata da due facce effettivamente parallele e perpendicolari alla direzione del flusso termico e con una emissività non minore di 0,8;

- il suo spessore (nella direzione del flusso termico) sia minore del 10% delle altre due dimensioni e comunque minore di 0,3 m;

- non scambino aria con l'ambiente interno. 5.3.1 Intercapedine d'aria non ventilata

Un’intercapedine d'aria non ventilata è quella in cui non vi è una specifica configurazione affinché l'aria possa attraversarla. Le resistenze termiche da utilizzare nei calcoli sono fornite nel prospetto 2. I valori della colonna "orizzontale" si applicano a flussi termici inclinati fino a ± 30° in rapporto al piano orizzontale.

Un’intercapedine d'aria non separata dall'ambiente esterno da uno strato isolante ma con delle piccole aperture verso l'ambiente esterno, deve essere considerata come intercapedine non ventilata, se queste aperture non sono disposte in modo da permettere un flusso

d'aria attraverso l'intercapedine e se non sono maggiori di:

- 500 mm2 per metro di lunghezza per le intercapedini d’aria verticali;

- 500 mm2 per metro quadrato di superficie per intercapedini d’aria orizzontali 5.3.2 Intercapedini d'aria debolmente ventilate

Un’intercapedine d'aria debolmente ventilata è quella nella quale vi è un passaggio d'aria limitato, proveniente dall'ambiente esterno attraverso aperture aventi le caratteristiche seguenti:

- > 500 mm2 ma minori di 1500 mm2 per metro di lunghezza per intercapedini d'aria verticali;

- > 500 mm2 ma minori di 1500 mm2 per metro quadrato di superficie per intercapedini d'aria orizzontali.

La resistenza termica utile di un’intercapedine d'aria debolmente ventilata è uguale alla metà del valore corrispondente del prospetto 2. Tuttavia, se la resistenza termica tra l’intercapedine d'aria e l'ambiente esterno è maggiore di 0,15 m2 K/W, essa deve essere riportata al valore 0,15 m2K/W.

5.3.3 Intercapedini d'aria fortemente ventilate

Un’intercapedine d'aria è fortemente ventilata se le aperture tra l’intercapedine d'aria e l'ambiente esterno sono maggiori di:

- 1 500 mm2 per metro di lunghezza per le intercapedini d’aria verticali; - 1 500 mm2 per metro quadrato di superficie per le intercapedini orizzontali.

La resistenza termica totale di un componente per edilizia, contenente un’intercapedine d'aria fortemente ventilata, si ottiene trascurando la resistenza termica dell’intercapedine d'aria e di tutti gli altri strati che separano detta intercapedine d'aria dall'ambiente esterno e includendo una resistenza termica superficiale esterna corrispondente all'aria immobile (vale a dire uguale alla resistenza termica superficiale interna del medesimo componente). Metodo di calcolo, presente nell’appendice B della normativa citata, della resistenza termica riportata nel prospetto 2: