j climatizarii a rece local supus...
TRANSCRIPT
1
CAPITOLUL11
INSTALATII DE CONDITIONARE
11.1. Rolul şi principalele elemente ale unei instalaţii de condiţionare aerului
Instalaţiile de condiţionare, au rolul de a menţine în încăperi parametrii
prescrişi de climă interioară (temperatura şi umiditatea). În acelaşi timp, rolul lor
este şi de a împrospăta aerul din încăperi, în scopul asigurării purităţii necesare a
acestuia [11.1, 11.2, 11.3, 11.4, 11.5]. Când singurul parametru controlat este
temperatura, avem de a face cu o instalaţie de condiţionare parţială a aerului.
Există două mari categorii de instalaţii de condiţionare a aerului:
- instalaţii de condiţionare a aerului propriu-zise, folosite în industrie;
- instalaţii de climatizare ce deservesc spaţiile de locuinţe, birouri, etc.;
În fig. 11.1 se prezintă schema de principiu a unei instalaţii de condiţionare
a aerului, cu principalele sale elemente [11.4, 11.6].
Ven
tila
tor
reci
rcu
lare
Masina
frigorifica
Ven
tila
tor
de
sufl
aj
Pompa apa calda
Aer evacuat
HFN
Centrala de tratare a aerului
Pompa
umidificatorului
Bat
eria
re
ce
MBC
Aer recirculat
Pompa apa rece
Aer
rec
icla
t
Bat
eria
pre
inca
lzir
e
Fil
tru
R
Sep
arat
or
pic
atu
ri
Um
idif
i-ca
tor
Bat
eria
inca
lzir
e
R
S
Reteaua de suflaj
Generator apa calda
Reteaua de recirculare
Guri de recirculare
Local supus
climatizarii
Guri de suflaj
Am
ort
izo
r zg
om
ot
Aer ambiant
I'
I
Jalu
zele
aer
p
roas
pat
Aer proaspat
(nou)
Figura 11.1. Schema de principiu a unei instalaţii de condiţionare:
N – aer proaspăt (nou); R – aer recirculat (reciclat); M – amestec aer nou cu aer recirculat;
BC – aer după bateria de preîncălzire (bateria caldă); F – aer după bateria rece; H – aer după bateria
de umidificare; S – aer suflat; I’ – aer interior înainte de absorbţia umidităţii; I – aer interior ambiant.
În figura 11.2 este ilustrată o secţiune prin „inima” unei instalaţii de
condiţionare în care, după filtrare, aerul supus condiţionării trece mai întâi prin
bateria de preîncălzire, apoi prin bateria rece, iar după parcurgerea umidificatorului
acesta intră în bateria de încălzire. În cele din urmă este preluat de ventilatorul de
suflaj şi trimis în încăperea destinată condiţionării.
2
Fig. 11.2 Principalele elemente ale unei instalaţii de condiţionare.
Instalaţiile de condiţionare a aerului destinate industriei, servesc pentru
menţinerea condiţiilor ambientale necesare fie pentru producţie, fie pentru stocare
produselor, aceste condiţii variind funcţie de destinaţia încăperii, de procesul
tehnologic, de debitul şi de gradul de toxicitate al degajărilor de nocivităţi.
Instalaţiile de climatizare sunt folosite pentru menţinerea unei ambianţe
confortabile în spaţiile destinate încăperilor cu cerinţe deosebite de microclimat
(locuinţe, birourilor, săli curs, săli de reuniuni, etc). În acest caz, principalii
parametrii luaţi în considerare sunt temperatura ambientală, aerul suflat, structura
pereţilor care delimitează încăperea, ca şi umiditatea relativă şi vehiculările de aer
din spaţiul respectiv. Noţiunea de confort pe care o folosim ar putea conduce la
ideea că instalaţiile de climatizare reprezintă un lux, ceea ce este adevărat în
anumite cazuri. Dar, în multe alte situaţii, instalaţia de climatizare este de strictă
necesitate, funcţie de tipul construcţiei, poziţia geografică, influenţa atmosferei
exterioare şi degajările de căldură din interior. În aceste condiţii, instalaţia de
climatizare trebuie să asigure parametrii necesari de microclimat în limite stabilite.
Din punct de vedere al aparaturii ce intră în componenţa instalaţiilor de
condiţionare şi de climatizare, acestea sunt foarte asemănătoare, diferenţa fiind
generată de scopul urmărit. Metoda de tratare a aerului determină tipul aparatelor
utilizate, dar se ia în considerare şi importanţa instalaţiei.
11.2. Sisteme şi aparate de condiţionare a aerului
În funcţie de necesităţile fiecărei instalaţii de condiţionare a aerului, trebuie
ales sistemul şi aparatul cel mai potrivit, principalele criterii considerate în această
alegere fiind condiţiile ambientale ce se urmăresc a fi obţinute, dar şi cheltuielile de
investiţie şi exploatare.
11.2.1. Sisteme cu răcire directă sau cu „detentă directă”
Sistemele cu răcire directă sunt instalaţii de condiţionare a aerului simple şi
în consecinţă costuri de investiţii scăzute. Acestea pot fi realizate sub forma unor
climatizoare individuale monobloc, a unor unităţi („dulapuri”) de condiţionare a
aerului sau ca aparate cu elemente separate în spaţiu.
3
Climatizoare individuale monobloc. Climatizorul individual (numit şi „climatizor
de fereastră”) este un aparat simplu, destinat
climatizării unei încăperi. Vaporizatorul cu
ventilatorul său sunt fixate într-o carcasa
comună de protecţie de plastic sau metalică,
montată pe unul din pereţii vitraţi ai încăperii.
Condensatorul şi compresorul sunt dispuse
spre exteriorul încăperii ce urmează a fi
climatizată (fig. 11.3).
Majoritate aparatelor de acest tip
funcţionează numai cu aer reciclat, dar există
şi unele care absorb din exterior un mic debit
de aer nou. Există anumite modele care pot
funcţiona şi ca pompă de căldură ca urmare a posibilităţii inversării ciclului
frigorific.
Răcirea condensatorului se face cu aer din exterior, întâlnindu-se mai rar
climatizoare individuale la care răcirea condensatorului este cu apă. Puterile
frigorifice sunt cuprinse între 1,2 şi 12 kW.
Există de asemenea modele care aparţin ventilo-convectoarelor şi care
presupun o maşină frigorifică incorporată şi un condensator cu aer. Ele sunt
realizate după acelaşi principiu iar dimensiunile lor permit o amplasare facilă.
Reglarea acestor instalaţii se face cu ajutorul unui termostat. În general,
selectarea vitezei de rotaţie a ventilatorului se face cu o telecomandă.
Avantajul principal al acestui tip de aparat este legat de instalarea rapidă şi
costul coborât. Dezavantaje sunt legate de problemele datorate zgomotului
(aproximativ 50÷60 dB) şi faptului că ele nu pot servi în general decât pentru
răcirea aerului, iar controlul temperaturii şi al umidităţii este mai puţin precis.
Unităţi („dulapuri”) de condiţionare
a aerului („roof-top”). Aceste aparate sunt
realizate sub forma unor structuri
paralelipipedice orizontale care pot fi instalate
în interiorul sau exteriorul clădirilor. La cele
montate în interior condensatoarele au răcire
cu apă, în timp ce la modelele pentru exterior,
răcirea se face cu aer. În primul caz, aparatele
sunt amplasate în încăperea ce urmează a fi
condiţionată, în cel de-al doilea caz ele fiind
montate pe acoperiş, terasă sau în spatele
clădirii (fig. 11.4). În practica curentă, aceste
tipuri de instalaţii se numesc chiller-e.
Unitatea de aer condiţionat este un
aparat cu detentă directă asamblat în întregime
în fabrică. Ea include un filtru, elemente ce asigură răcirea, încălzirea, ventilaţia şi
un panou de comandă. Puterile acestor tipuri de climatizoare sunt bine determinate.
Utilizarea unui „dulap” de aer condiţionat este deci limitată la un singur caz, în
Fig. 11.3. Climatizor individual.
Fig. 11.4. Unitate de condiţionare a
aerului tip „dulap”.
4
care caracteristicile sale coincid exact cu exigenţele mediului ce urmează a fi tratat.
În unele cazuri, se poate transforma o unitate de aer condiţionat în aparat de aer
condiţionat la un preţ scăzut. Trecerea de la unul la altul trebuie să se facă în urma
unui studiu laborios în care să se ţină cont de debitul de aer, presiunea statică
suplimentară necesară, puterea frigorifică totală şi factorii climatici impuşi de noua
destinaţie a aparatului. Modificarea debitului de aer se face în general acţionându-
se asupra sistemului de antrenare a ventilatorului. Trebuie să se ţină seama şi de
comportamentul maşinii frigorifice la sarcină parţială. În cazul climatizoarelor de
gabarite mici, reglarea puterii nu se poate face decât prin oprire/pornire, la puteri
mari reglarea făcându-se în trepte. Pe piaţă există un foarte mare număr de astfel de
aparate de diferite dimensiuni şi puteri, cu caracteristici variind de la un producător
la altul [11.4].
În fig. 11.5 se prezintă schematic modul de funcţionare al unui roof-top,
instalaţie foarte mult utilizată pentru condiţionarea aerului în clădirile cu
dimensiuni mari.
Fig. 11.5. Secţiune prin o instalaţie de condiţionare tip roof-top.
Domeniile de utilizare a acestor aparate sunt: magazine, supermarket-uri,
birouri, săli de calculatoare, săli de conferinţă mici, laboratoare izolate, etc. care
necesită o tratare a aerului care să includă: răcire, încălzire, filtrare, aport de aer
nou. Puterile frigorifice ce caracterizează aceste aparate au în general valori
cuprinse între 6 şi 175 kW.
Reglarea acestor aparate se face în general cu un termostat plasat pe
reţeaua de recirculare.
Avantajul lor este aceleaşi ca la climatizoarele monobloc individuale iar
dezavantajul constă în imposibilitatea de a menţine o temperatură şi o umiditate
perfect constante iar presiune suplimentară disponibilă pentru reţeaua de ţevi este
de maxim 400 Pa (40 mmH2O).
5
Aparate cu elemente separate. În
acest caz, vaporizatorul cu ventilatorul său
sunt separate de maşina frigorifică (fig. 11.6),
care poate fi echipată cu un condensator de
răcire cu aer sau cu apă. În cazul maşinilor cu
răcire cu aer, există un număr mare de
modele. Vaporizatorul poate fi realizat sub
forma unui ventilo-convector care poate fi
plasat într-o nişă, pe un perete sau într-un
tavan fals. El poate fi prevăzut cu filtre, baterii
de pre- şi reîncălzire, jaluzele de reciclare şi
amestec pentru aer. Vaporizatorul şi maşina
frigorifică, care sunt legate prin ţevile de fluid frigorific, nu trebuie să fie prea
departe unul de celălalt, putându-se ajunge la distanţe de maxim 2030 m.
Domenii de utilizare sunt aceleaşi ca la unităţile de condiţionare a aerului.
Reglarea pentru maşina frigorifică se face pornind de la un termostat amplasat pe
reţeaua de recirculare, iar pentru restul, reglarea se face ca pentru o instalaţie de aer
condiţionat cu presiune joasă clasică.
Faţă de climatizoarele individuale şi unităţile de aer condiţionat prezentate
anterior, la aceste aparate se pot ajusta în fiecare caz particular puterile
vaporizatorului şi maşinii frigorifice, în funcţie de necesităţile reale.
Dezavantajul lor este legat de faptul că atunci când aparatul funcţionează
pe răcire, nu se pot atinge o temperatură şi o umiditate relativă foarte precise. Cu
aceeaşi maşină frigorifică, nu se poate deservi decât un număr limitat de
vaporizatoare („splituri”). Tubulatura prin care circulă fluidul frigorific determină
cheltuieli suplimentare de instalare.
Toate aparatele descrise anterior funcţionează cu detentă directă, putând fi
folosite şi ca pompă de căldură aer-aer pentru încălzire primăvara şi toamna, la
temperaturi exterioare ce nu coboară de obicei sub 0 oC. Coeficientul de
performanţă în acest caz este în jur de 2,5. Puterea frigorifică a acestor pompe de
căldură fabricate în serie se încadrează între 5 şi 50 kW.
11.2.2. Instalaţii de joasă presiune şi centrale de tratare a aerului
Sistemele de joasă presiune clasice presupun tratarea aerului într-o
centrală monozonală, adică o centrală care deserveşte doar o încăpere sau un grup
de încăperi în care sarcinile termice sunt practic identice. În fig. 11.1 s-a prezentat
realizarea practică a acestui tip de centrală. În funcţie de tipul de tratare a aerului ce
trebuie realizată, anumite elemente pot varia sau pot fi chiar suprimate: de
exemplu, înlocuirea bateriei de umidificare cu un umidificator cu vapori, absenţa
conductelor de recirculare a aerului, etc.
Centrala de tratare a aerului este deseori realizată dintr-o carcasă de tablă de oţel ce
include dispozitivele specifice puse într-o ordine dată (fig. 11.7). Pentru debite de
aer mari şi mai ales în instalaţiile industriale, se folosesc centrale de tratare zidite.
Răcirea aerului se poate face cu detentă directă, cu apă răcită de o instalaţie
frigorifică sau cu apă rece naturală provenită din pânza freatică. Răcirea prin
Fig. 11.6. Aparate cu elemente separate.
6
detentă directă este limitată la cazurile în care e necesară deservirea unei singure
centrale de tratare a aerului. În cazul mai multor centrale, răcirea se face cu o
instalaţie de producţie a apei reci.
Fig. 11.7. Secţiune printr-o instalaţie de condiţionare a aerului clasică.
Domeniile principale de utilizare ale instalaţiilor clasice sunt: amfiteatre,
teatre, săli de conferinţă, anumite raioane ale marilor magazine, centre de calcul,
antrepozite, interioarele clădirilor de birouri. Se recomandă utilizarea lor pentru
sarcini frigorifice interne practic uniforme. Acest sistem se pretează îndeosebi în
cazurile în care este nevoie de un debit de aer şi o sarcină frigorifică importantă.
Din punct de vedere al reglării există mai multe posibilităţi, de exemplu
reglarea temperaturii punctului de rouă, temperaturii ambiante, a umidităţii relative,
reglarea bateriilor de pre- sau reîncălzire.
Principalele avantaje sunt legate de calcul simplu, instalare şi reglare
uşoară, cheltuieli de investiţie scăzute, cheltuieli de exploatare rezonabile şi răcirea
în totalitate cu aer proaspăt.
Acest tip de instalaţie nu poate fi folosit pentru controlarea locală şi
individuală a temperaturii, ci doar pentru locaţii asemănătoare din punct de vedere
termic. Când debitele de aer sunt importante, reţeaua de tubulatură este pe măsura
lor şi astfel apar probleme suplimentare.
Un alt tip de instalaţie de joasă presiune este instalaţia clasică de joasă
presiune cu reîncălzire finală.
În comparaţie cu sistemul precedent, o asemenea instalaţie nu diferă decât
prin adăugarea bateriilor finale de reîncălzire (fig. 11.8), ceea ce permite utilizarea
ei pentru grupuri de încăperi în care sarcinile frigorifice sunt diferite. Astfel, este
posibilă deservirea mai multor grupuri de locaţii cu cerinţe diferite în ceea ce
priveşte temperatura aerului interior.
Reglarea temperaturii ambiante se face prin încălzirea aerului suflat în
fiecare încăpere. Temperaturile mai scăzute se compensează prin reîncălzirea
terminală.
Dezavantajul acestei instalaţii îl reprezintă cheltuielile de exploatare mai
ridicate ce apar cu răcirea şi încălzirea ocazională.
În cazul instalaţiilor multizonale de tip monoreţea, răcirea se efectuează
în acelaşi mod ca la instalaţia monozonală. Totuşi, între ele există un anumit număr
7
de diferenţe notabile (fig.11.9). Fiecare locaţie sau grup de locaţii (zonă
climatizată) este deservită de o reţea de aer distinctă, temperatura de suflaj
adecvată fiind obţinută prin amestecul aerului cald cu cel rece reglat prin
intermediul unor fante (jaluzele) dispuse la refularea centralei de tratare a aerului.
Poziţia fantelor este dirijată de termostatele pentru temperatura ambiantă, debitul
de aer rămânând constant. Numărul gurilor de suflaj este egal cu numărul zonelor
deservite şi este limitat de capacitatea aparatului.
Domeniile de utilizare ale acestor instalaţii sunt aceleaşi ca la instalaţiile de
joasă presiune clasice., dar se poate efectua o reglare individuală a temperaturii
pentru fiecare zonă.
Ven
tila
tor
de
sufl
aj
Bat
eria
rec
e
Centrala de
tratare a aerului
Bat
erie
de
inca
lzir
e
term
inal
a c
u v
ane
de
regla
j
Locatia 2
Locatia 1
Fig. 11.8. Instalaţie de joasă presiune cu reîncălzire terminală.
Ret
ea d
e su
flaj
co
mu
na
pen
tru
dif
erit
ele
zone
Co
nto
r d
e am
este
c
Ret
ea a
er r
ece
Bat
eria
rec
e
Cam
era
sub p
resi
un
e
Ven
tila
tor
de
sufl
aj
Bat
eria
de
pre
inca
lzir
e
Fil
tru
M contorului de amestecRetea aer
caldBateria de
incalzire
Fig. 11.9. Centrală de tratare a aerului multizonală.
8
În cazul acestei instalaţii cheltuielile de exploatare sunt mai mici decât la
instalaţia clasică de joasă presiune cu reîncălzire terminală dar reţelele de suflaj şi
de recirculare a aerului, reprezentate prin tubulatură de diferite grosimi şi lungimi,
sunt voluminoase şi relativ scumpe. De asemenea, nu este posibilă menţinerea
exactă a valorii umidităţii dorite iar scurgerile datorate neetanşeităţilor la nivelul
clapetelor şi îmbinărilor dintre tronsoanele de tubulatură sunt principalele cauze ale
pierderilor frigorifice şi calorifice.
Centrale de tratare a aerului sunt o altă variantă de realizarea a
instalaţiilor de joasă presiune. Acestea sunt folosite în instalaţiile de joasă presiune,
în instalaţiile cu reţea dublă, pentru tratarea aerului proaspăt în instalaţii cu ejecto-
convectoare, pentru instalaţiile de ventilare şi încălzire a aerului cald în care
debitele de aer şi presiunile sunt importante şi ori de câte ori, din motive financiare,
utilizarea dulapurilor de climatizare sau a climatizoarelor cu elemente separate este
nerentabilă.
Centralele de condiţionare a aerului (fig. 11.10) permit un număr mare de
variante, datorită uşurinţei de amplasare a carcaselor de diferite dimensiuni, în
particular în distribuţia aerului (recirculare, aer nou, by-pass), filtrare, răcire,
încălzire, umidificare şi ventilare. Se comercializează modele care ating debite de
100 000 m3/h, acestea fiind realizate cu elemente suprapuse. În tabelul 11.1 sunt
prezentate principalele caracteristici dimensionale şi tehnice ale unor astfel de
centrale, care se fabrică în serie.
Tabelul 11.1. Caracteristici ale centrale de condiţionare a aerului constituite din elemente
(blocuri) standard (Luwa) (fig.11.10)
Specificaţii U.M. Model Luwair SB
2,5 4 6,3 10 16 25
Plaja debitului de aer 103 m3/h 0,7-3 1-3,6 2-5,5 3-10 5,2-18 7,3-30
Debitul de aer nominal 103 m3/h 1,6 2,3 4 5,9 10,1 15,8
Sarcina calorifică (apă caldă
la 90 oC) kW 15,7 19,8 38,4 55,8 93 139,5
Sarcina frigorifică pentru o
temperatură de intrare a
aerului de +28 oC
kW 6,5 10 17,4 24,4 46,5 66,3
Puterea motorului
ventilatorului pentru o
presiune a ventilatorului de:
600 Pa
800 Pa
1200 Pa
kW
kW
kW
0,55
1,1
1,1
1,1
1,5
1,5
2,2
3
3
3
3
4
5,5
5,5
5,5
7,5
11
11
Dimensiuni principale:
Lungime A
Lăţime B
Înălţime C
mm
mm
mm
3382
532
532
3534
605
608
3838
760
760
4142
912
912
4598
1140
1140
5054
1368
1368
Masa kg 370 475 610 830 1135 1575
9
Bateria rece
VentilatorUmidificatorBateria
caldaFiltru
Volete de amestec
Fig. 11.10. Centrală de condiţionare a aerului (Luwa).
11.2.3. Instalaţii de condiţionare a aerului cu reţea dublă
La aceste instalaţii amestecul aerului rece cu cel cald nu se mai face în
grupul de tratare a aerului ca la instalaţiile multizonale, ci într-o cutie de amestec
dispusă în încăperea ce urmează a se condiţiona (fig. 11.11).
Spaţiile ce urmează a fi condiţionate sunt deservite de o reţea de aer cald şi
o reţea de aer rece, provenind de la centrala de tratare a aerului. Cu un asemenea
sistem, este posibilă efectuarea pe reţeaua principală a unor bifurcaţii în funcţie de
numărul de locaţii deservite. În aceste condiţii, domeniile de utilizare sunt clădirile
cu încăperi numeroase sau zonele în care sarcinile suferă fluctuaţii mari, cum ar fi
laboratoarele.
Aer reciclat
Aer
pro
asp
at
Aer
ev
acuat
Aer
rec
ircu
lat
Ventilator
recirculare
Volete aer proaspat
Baterie
preincalzire
Filtru
Ventilator
de suflajRetea aer
rece
Retea aer
cald
Bateria
calda
Bateria rece
Camera de amestec
Local nr. 3
Local nr. 2
Local nr. 1
Fig. 11.11. Instalaţie de condiţionare a aerului cu reţea dublă.
10
Reglarea acestor instalaţii se face pe două nivele: reglarea centrală de
temperatură şi umiditate a aerului destinată tubulaturii de aer cald şi rece şi reglarea
individuală de temperatură pentru fiecare încăpere sau zonă, prin amestecul aerului
cald şi rece în anumite proporţii în funcţie de temperatura ambiantă.
Principalul avantaj al unor astfel de instalaţii de condiţionare este legat de
posibilitatea de racordare la numărul de încăperi dorit ele sunt însă sisteme mai
scumpe.
11.2.4. Instalaţii cu debit de aer variabil
La aceste instalaţii aerul este tratat într-o centrală de condiţionare a aerului
şi apoi este trimis la o temperatură menţinută constantă între 10÷15 oC şi o
umiditate relativă între 35÷50 % în încăperea de condiţionat, prin intermediul unei
reţele monotubulare. Fiecare locaţie este alimentată doar cu debitul de aer rece
necesar pentru a menţine temperatura ambiantă dorită. Vara, aerul suflat are rolul
de a absorbi aporturile termice (căldura degajată de persoane, iluminat, maşini,
insolaţie, transmisii prin pereţi, etc.). Iarna se utilizează o instalaţie clasică de
încălzire centrală.
Reglajul se face prin controlul temperaturii şi umidităţii aerului suflat,
reglarea individuală a temperaturii prin modificarea debitului de aer suflat,
încălzirea centrală dirijată în funcţie de temperatura exterioară şi alegerea debitului
de aer recirculat în funcţie de debitul de aer suflat. Reglarea debitului de aer suflat
se poate face fie în funcţie de temperatura ambiantă sau de la incinta de amestec,
fie utilizând difuzori cu fante echipaţi cu un regulator de debit.
Domeniile de utilizare sunt în principal construcţiile cu încăperi numeroase
pentru care se doreşte o reglare individuală de temperatură sau în care zonele
interne sunt supuse sarcinilor fluctuante (clădiri de birouri, magazine, etc.).
Avantajele acestor instalaţii sun cheltuielile de exploatare competitive şi
cheltuielile de investiţie scăzute pentru o reglare individuală ce permite controlul
temperaturii şi umidităţii.
11.2.5. Instalaţii cu ejecto-convectoare
În acest caz aerul proaspăt (primar) este tratat într-o centrală de
condiţionare a aerului şi apoi este trimis într-un convector cu inducţie, plasat în
spaţiul de climatizat. Acest aer primar iese cu viteză mare din tuburile ejecto-
convectorului, ceea ce are ca efect antrenarea prin inducţie a unei anumite cantităţi
de aer din local (aer reciclat sau aer secundar) care trece printr-un schimbător de
căldură şi apoi se amestecă cu aerul primar înainte de a se introduce în încăpere
(fig. 11.12). Este recomandat ca ţevile reţelei de suflaj să aibă diametre reduse,
obţinându-se în acest fel o viteză mare a aerului de până la 25 m/s. Schimbătorul
de căldură al ejecto-convectorului este alimentat ori cu apă rece ori cu apă caldă,
ceea ce determină fie răcirea aerului secundar, fie încălzirea lui. Se determină
starea aerului primar şi debitul său pentru că el poate asigura reînnoirea aerului
minim pe persoană, evacuarea tuturor sarcinilor latente din local, menţinerea
umidităţii relative în limitele dorite şi compensarea pierderilor sau aporturilor de
căldură. Ejecto-convectorul poate fi alimentat cu apă caldă sau cu apă rece cu
11
ajutorul unui sistem cu două, trei sau patru ţevi. Cel mai folosit este cel cu două
pentru că este mai ieftin. Răcirea aerului care are loc în centrala de tratare a aerului
primar sau în ejecto-convector se face cu apă rece.
Domenii de utilizare sunt în general încăperile situate la exteriorul
imobilelor care prezintă numeroase locaţii individuale (birouri).
Reglare se face asupra aerului primar la punct de rouă constant, dar în care
temperatura de suflaj este variabilă cu temperatura exterioară. Reglarea
temperaturii aerului secundar se face prin fante (volete) plasate la nivelul ejecto-
convectorului sau prin modificarea debitului de apă rece sau caldă.
Fil
tru
Bat
erie
pre
inca
lzir
e
Bat
erie
rec
e
Um
idif
icat
or
Sep
arat
or
pic
atu
ri
Bat
erie
cal
da
Ven
tila
tor
Aer secundar
Schimbator de caldura
apa calda si rece
Local
climatizat
Aer
pri
mar
si
aer
secu
nd
ar
Ejecto-convector
Intrare aer
primar
Apa
caldaApa calda si
rece
Aer nou
Centrala tratare
aer primar
Gri
laj
intr
are
aer
pro
aspat
Fig. 11.12. Instalaţie de condiţionare a aerului cu ejecto-convectoare.
Prin utilizarea acestui sistem se permite controlul umidităţii relative
ambiante, reglarea individuală de temperatură şi a aportului de aer nou (primar). În
schimb, cheltuielile de investiţii sunt relativ mari.
11.2.6. Instalaţii cu ventilo-convectoare
În cazul acestor instalaţii fiecare locaţie este echipată cu ventilo-
convectoare, care în funcţie de modul de funcţionare, încălzire sau răcire, sunt
alimentate cu aer cald sau rece. Rolul ventilatorului incorporat este de a asigura
circulaţia aerului în schimbătorul de căldură. Aportul de aer proaspăt se poate face
printr-o nişă situată în perete, în spatele aparatului sau printr-o reţea asemănătoare
cu cea a sistemului cu inducţie.
Aceste tipuri de instalaţii se întâlnesc în general la imobilele de birouri,
hoteluri, etc.
Ca avantaje, putem menţiona: cheltuielile de investiţie şi exploatare mai
mici, calcul simplu şi reglarea individuală de temperatură. Dezavantaje sunt legate
12
de inexistenţa unui aport raţional de aer nou, zgomot datorat ventilatorului
incorporat, probleme de întreţinere a schimbătorului de căldură.
11.2.7. Instalaţii pentru săli de calculatoare
La aceste instalaţii, aerul aspirat direct în incinta ce urmează a fi
climatizată, trece mai întâi printr-un filtru de aer şi apoi în funcţie de temperatura şi
umiditatea dorite, este răcit, încălzit sau umidificat înainte de a fi suflat prin
tavanul fals (fig. 11.13). Aerul tratat penetrează apoi tavanul fals prin găuri de
suflaj corespunzătoare şi ajunge în incintă. Răcirea se poate face prin detentă
directă sau cu apă rece. Fiecare aparat este dotat cu propria instalaţie de reglare. Se
pot utiliza unul sau mai multe aparate în funcţie de puterea dorită sau din motive de
siguranţă. Pentru incinte care nu dispun decât de unul sau două aparate, din
aceleaşi motive în caz de avarie, se vor prevede două sisteme frigorifice
independente.
Aportul de aer proaspăt necesar în cazul instalaţiilor mici şi mijlocii este
furnizat de un aparat de ventilaţie separat. Nu sunt prevăzute ventilatoare de
recirculare, deoarece debitele de aer nou utilizate sunt în general mici, iar aerul în
exces având o uşoară suprapresiune este evacuat în mod natural prin interstiţii,
fante, etc.
1. Intrare aer recirculat
2. Filtru
3. Ventilator
4. Baterie calda
5. Baterie rece
6. Aer racit
7. Tavan fals
8. Aer suflat
9. Aer reciclat
10. Umidificator
1
10
9
8 8
7
6
5
4
3
2
Fig. 11.13. „Dulap” de condiţionare a aerului de tip compact pentru săli de calculatoare.
Aceste instalaţii se folosesc pentru condiţionarea sălilor de calculatoare în
care sarcinile interne sensibile sunt foarte ridicate şi necesită valori precise ale
temperaturii şi umidităţii şi un grad crescut de filtrare, condiţii care se regăsesc în
domeniul de confort uman (temperatura: 22÷26 oC, umiditatea relativă: 40÷60%).
13
Reglarea se face pentru fiecare aparat, la nivelul intrării aerului în aparat.
Raportul debit de aer/putere frigorifică permite evitarea temperaturii de suflaj prea
scăzute.
Avantajele sunt legate de siguranţă în funcţionare crescută datorită
prezenţei mai multor aparate şi mai multor circuite frigorifice. Creşterea puterii
frigorifice şi a debitului de aer furnizat într-o sală de calculatoare este uşor de
realizat. Se realizează o economie în exploatare datorită energiei mici consumate
de ventilatoare, are loc o recuperare a căldurii degajate la condensator şi utilizarea
acesteia pentru umidificare şi reîncălzire.
Ca principal dezavantaj menţionăm necesitatea amplasării conductelor de
apă în interiorul incintei iar aparatele de condiţionare sunt dispuse în sala de
calculatoare şi prin urmare, vor ocupa o bună suprafaţă a acesteia.
11.3. Instalaţii de condiţionare a aerului cu recuperarea energiei
Aerul recirculat dintr-un local destinat condiţionării are o temperatură
cuprinsă între 20 şi 28oC, valorile mai mici fiind obţinute iarna, iar cele mai mari
vara. Scopul recuperării energiei este de a permite reutilizare în ciclul de tratare a
aerului, a căldurii sau frigului conţinute în aerul evacuat.
11.3.1. Funcţionarea cu reciclare
În instalaţiile de condiţionare a aerului şi cel mai adesea după filtrare, se
poate recircula o parte din aerul interior numai dacă acesta este poluat într-o mică
măsură, adică nu generează mirosuri neplăcute şi nu prezintă, din punct de vedere
igienic, nici o contraindicaţie. În general, volumul de aer nou admis trebuie să
permită reînnoirea unui debit minim (tabelul 11.2.)
Tabel 11.2. Debitul de aer proaspăt minim [11.4]
Din motive de igienă, este preferabil să se mărească debitele de aer
precedente cu 10 m3/h şi ele pot fi chiar dublate în imobilele de înălţime mare care
au suprafeţe importante prevăzute cu ferestre.
Când debitul de aer necesar este fixat şi când există posibilitatea ca el să
funcţioneze în amestec, această metodă trebuie să facă obiectul unui studiu serios
deoarece este cel mai simplu procedeu de recuperare a energiei. Datorită costului
Temperatura
exterioară oC
Debitul de aer nou minim pentru locaţii
cu interdicţia
fumatului
fără interdicţia
fumatului
m3/h pe persoană
-20 8 12
-15 10 15
-10 13 20
-5 16 24
0÷26 20 30
>26 15 23
14
de investiţie redus şi a costului cu energia suplimentară practic nul (nu există
motoare, pierderi suplimentare de sarcină), funcţionarea cu amestec aer nou/aer
reciclat este metoda de recuperare a căldurii cea mai rentabilă.
11.3.2. Aparate cu regenerare
Dacă funcţionarea instalaţiei trebuie să se facă integral cu aer proaspăt, se
poate utiliza în cea mai mare parte a timpului un aparat cu regenerare în care atât
reţeaua de aer evacuat cât şi cea de aer nou traversează alternativ regeneratorul,
permiţând şi recuperarea în parte a căldurii sau frigului din reţeaua de aer evacuat.
Un tip de regenerator utilizat frecvent în instalaţiile de condiţionare a
aerului (econoventul) constă într-o masă acumulatoare în rotaţie lentă care trece în
timpul mişcării prin faţa reţelei de aer evacuat şi apoi prin faţa reţelei de aer nou.
Această masă acumulatoare poate fi realizată din material higroscopic, ceea ce
permite modificarea atât a căldurii sensibile, cât şi a umidităţii.
În diagrama aerului umed, amestecul aerului este evidenţiat printr-o
dreaptă ce uneşte condiţiile de intrare ale aerului evacuat şi ale aerului proaspăt.
Bateria de preîncălzire este folosită când stările aerului evacuat şi aerului nou sunt
de aşa natură încât, dreapta care uneşte cele două puncte intersectează curba de
saturaţie.
11.3.3. Aparate cu recuperare
Când se doreşte o funcţionare integrală cu aer nou, fără umidificarea
acestuia prin aerul evacuat, se pot utiliza două metode de recuperare a căldurii.
Fig. 11.14 prezintă un dispozitiv în care sunt montate două schimbătoare
de căldură, unul pe calea de circulare a aerului evacuat şi celălalt pe calea de
circulare a aerului nou. Transferul de energie se face printr-un purtător de căldură
intermediar, cel mai adesea un lichid cu punct de congelare coborât. Această
metodă este utilizată atunci când reţelele de aer nou şi de aer evacuat sunt situate la
distanţă una de cealaltă. Când trebuie adăugate schimbătoare-recuperatoare la o
instalaţie deja existentă şi care pune probleme de dispunere, această metodă este
practic singura care permite rezolvarea efectuând operaţii minime.
A doua metodă presupune că se pot racorda cele două reţele, de aer nou şi
aer evacuat, la un schimbător de căldură comun. Schimburile energetice între cele
două reţele se fac apoi direct prin convecţie. Schimbătoarele construite după acest
model sunt aparatele cu plăci în care cele două tubulaturi sunt separate prin foi de
aluminiu sau plăci de sticlă, transferul de căldură făcându-se prin intersectarea
curenţilor sau în contracurent. La acest tip de aparate, funcţionarea este întotdeauna
de tip uscat pentru o diferenţă de umiditate specifică Δx < 3 g/kg aer uscat, în acest
caz neavând loc condensarea umidităţii conţinute de aer evacuat. Dar cum adesea
valoarea lui Δx este mai mare de 3 g/kg aer uscat, are loc condensarea apei şi
pentru temperaturi exterioare mai mici de –4 oC, formarea gheţii. Cum aceasta din
urmă trebuie eliminată neapărat, producătorii unor asemenea schimbătoare de
căldură propun dispozitive anti-îngheţ corespunzătoare.
15
Pompa de
circulatie
Vas de expansiune
cald
cald
rece
rece
Aer evacuat
Schimbator de
caldura pe calea
aerului evacuat
Schimbator de
caldura pe calea
aerului nou
Aer proaspat
Fig. 11.14. Recuperarea energiei cu ajutorul a două schimbătoare de căldură.
Aceste două metode nu sunt utilizate în instalaţiile de condiţionare a
aerului decât pentru recuperarea căldurii, recuperarea frigului fiind în general
nesemnificativă datorită diferenţelor mici de temperatură.
O altă soluţie posibilă pentru recuperarea căldurii aerului evacuat dintr-o
instalaţie de condiţionare este cea în care se foloseşte o pompă de căldură. Această
variantă are aplicaţii însă limitate datorită costurilor mari [11.3, 11.4].
11.4. Calculul instalaţiilor de condiţionare
11.4.1. Elemente de calcul
Pentru calculul unei instalaţii de condiţionare a aerului este necesar să se
cunoască următoarele date referitoare la localul ce urmează a fi climatizat (date de
intrare):
- dispunerea geografică, direcţia vântului, amplasarea în raport cu alte
clădiri sau în interiorul aceleiaşi clădiri;
- valorile temperaturilor ambientale;
- dimensiunile uşilor, ferestrelor, structura pereţilor;
- aranjament interior, iluminare, motoare, dispunerea mărfurilor, număr
de persoane, destinaţia locaţiei, tipul activităţii.
Un anumit număr din elementele precedente sunt date de utilizator iar
altele sunt determinate prin calcule şi analize, acestea fiind elementele asupra
cărora vom insista în cele ce urmează.
16
Condiţii interioare
Condiţiile interioare pentru un confort termic corespunzător sunt de obicei
stabilite prin standarde specifice pentru fiecare ţară. În tabelul 11.3 se prezintă
recomandările pentru temperatura interioară şi umiditatea relativă valabile pentru
diferite locaţii, recomandate de ASHRAE (American Society of Heating,
Refrigerating and Air Conditioning Engineers) [11.4].
Tabelul 11.3. Condiţii interioare recomandate pentru lunile de vară şi iarnă
Domenii de
aplicaţie
Vara Iarna
Confort ridicat Normal Cu umidificare Fără umidificare
T oC
%
T oC
%
t
K
T oC
%
T
K
T toC
T
K
Cond
iţii
de
con
fort
no
rmal
e:
pav
ilio
ane,
apar
tam
ente
,
hote
luri
, b
irou
ri,
spit
ale,
şco
li, et
c.
23...24 50...45 25...26 50...45 1...2 23...24 35...30 -1,5...-2 24...26 -2
Mag
azin
e, b
ănci
,
salo
ane
de
coaf
ură
,
super
mag
azin
e,
etc.
24...26 50...45 26...27 50...45 1...2 23...24 36...30 -1,5...-2 23...24 -2
Am
fite
atre
,
bis
eric
i, b
aru
ri,
rest
aura
nte
,
bucă
tări
i, e
tc.
24...26 55...50 26...27 60...50 0,5...1 22...23 40...35 -1...-2 23...24 -2
Cli
mat
ind
ust
rial
:
hal
e d
e m
onta
j,
loca
luri
teh
nic
e,
etc.
26...27 55...46 26...29 60...50 2...3 20...22 35...30 -2...-3 2123 -3
T este temperatura termometrului uscat, în ºC; - umiditatea relativă, în %;
T – diferenţa de temperatură faţă de temperatura termostatului.
În unele cazuri temperaturile şi umidităţile recomandate sunt date şi în
funcţie de condiţiile de temperatură exterioare. Astfel, în tabelul 11.4 sunt
prezentate recomandările ASHRAE pentru săli de reuniune [11.7].
Tabelul 11.4. Temperatura interioară şi umiditatea relativă pentru diferite temperaturi
exterioare
Temperatura
exterioară
Iarna Vara
< 20 oC 20
oC 25
oC 30
oC 32
oC
Temperatura
interioară 22
oC 22
oC 23
oC 25
oC 26
oC
Umiditatea
relativă min.
max.
35 %
65 %
-
65 %
-
65 %
-
60 %
-
53 %
17
În tabelul 11.5 se prezintă valorile pentru temperatura interioară în funcţie
de temperatura exterioară, care permit un confort termic interior acceptabil [11.4].
Tabelul 11.5. Temperaturile interioare funcţie de temperaturile exterioare
Deoarece nici o temperatură nu este impusă de beneficiar, determinarea
temperaturilor interioare rămâne la alegerea proiectantului. În general se
recomandă să se adopte valori apropiate celor din tabelul 11.5.
Condiţii exterioare
Condiţiile exterioare variază în funcţie de aşezarea geografică, luna din an
şi oră. Există numeroase lucrări care indică condiţiile normale de bază pentru
diferite oraşe din România [11.8, 11.9]. Aceste condiţii de bază exterioare
corespund unor temperaturi uscate şi umede simultane, care pot fi depăşite doar în
anumite perioade ale anului.
Tipul activităţii, aşezarea geografică şi alte circumstanţe, pot conduce la
necesitatea efectuării calculelor pentru o altă lună sau o altă oră decât cele pentru
care condiţiile de bază sunt în general stabilite.
În unele cazuri se prezintă valorile exterioare pentru luna iulie la ora 1500
(tabelul 11.14).
Condiţiile de bază pentru altă ora şi luna considerate, sunt calculate
adăugându-se la condiţiile standard pentru luna iulie, ora 1500
, condiţiile de bază
pentru ora şi luna considerată (tabelele 11.6 şi 11.7).
Tabelul 11.6. Corecţiile pentru condiţiile de bază pentru funcţionarea la ora considerată
Ecart în
24 de ore1)
K
Temperatura uscată /umedă
oC
Ora din zi
8 10 12 14 15 16 18 20 22 24
5 uscată
umedă
-4,7
-1,0
-3,5
-1,1
-2,8
-0,5
-0,5
0
0
0
-0,5
0
-1,1
-0,5
-1,1
-0,5
-4,2
-1,0
-9,0
-1,0
7,5 uscată
umedă
-6,2
-1,5
-4,7
-1,1
-2,8
-0,5
-0,5
0
0
0
-0,5
0
-1,1
-0,5
-1,1
-0,5
-5,2
-1,5
-7,2
-1,9
10 uscată umedă
-7,4 -2,0
-5,2 -1,4
-2,8 -0,5
-0,5 0
0 0
-0,5 0
-1,5 -0,5
-1,5 -0,5
-6,0 -1,7
-8,5 -2,2
Temperatura
exterioară
Temperatura
interioară
20 oC 22
oC 26
oC 32
oC
Maximă
Medie
Minimă
25
22
22
25
-
22
25
24
22
27
26
24
18
12,5 uscată umedă
-8,4 -2,2
-5,5 -1,6
-2,8 -0,5
-0,5 0
0 0
-0,5 0
-1,7 -0,5
-1,7 -0,5
-6,5 -1,7
-9,5 -2,5
15 uscată
umedă
-9,4
-2,4
-6,5
-1,6
-3,0
-0,5
-0,5
0
0
0
-0,5
0
-1,9
-0,5
-1,9
-0,5
-7,7
-1,8
-10,5
-3,0
17,5 uscată
umedă
-10,5
-2,9
-7,0
-1,8
-3,5
-0,7
-0,5
0
0
0
-0,5
0
-2,6
-0,5
-2,6
-0,5
-8,8
-2,4
-12,2
-3,5
20 uscată
umedă
-12,0
-3,5
-8,0
-2,2
-4,1
-1,1
-0,5
0
0
0
-0,5
0
-3,4
-0,7
-3,4
-0,7
-10,3
-2,9
-13,8
-4,0
22,5 uscată umedă
-13,5 -3,9
-9,0 -2,3
-4,4 -1,1
-0,5 0
0 0
-0,5 0
-3,9 -1,1
-3,9 -1,1
-11,7 -3,4
-15,5 -4,7
25 uscată
umedă
-14,5
-3,9
-9,5
-2,8
-4,5
-1,1
-1,1
0
0
0
-1,1
-0,5
-4,5
-1,1
-4,5
-1,1
-13,3
-4,5
-17,2
-5,5
1) Ecartul în 24 de ore reprezintă diferenţa dintre temperatura uscată minimă şi maximă
într-o zi de bază
Tabelul 11.7. Corecţiile pentru condiţiile de bază pentru funcţionarea în luna
considerată
Ecart anual1)
K
Temperatura uscată /umedă
oC
Luna
Mar
tie
Ap
rili
e
Mai
Iunie
Iuli
e
Au
gu
st
Sep
tem
bri
e
Oct
om
bri
e
No
iem
bri
e
65 uscată umedă
-19,0 -11,1
-12,0 -5,5
-6,1 -2,8
-2,5 -1,1
0 0
0 0
-4,9 -2,0
-12,2 -5,9
-22,0 -13,0
60 uscată
umedă
-16,5
-8,3
-11,0
-5,5
-6,1
-2,8
-2,1
-1,1
0
0
0
0
-3,6
-1,7
-9,3
-4,4
-16,5
-8,9
55 uscată
umedă
-16,0
-7,8
-10,5
-5,5
-6,0
-2,8
-1,8
-1,1
0
0
0
0
-3,6
-1,7
-9,0
-4,4
-15,0
-7,8
50 uscată
umedă
-16,0
-7,8
-10,5
-5,5
-5,0
-2,8
-1,8
-1,1
0
0
0
0
-3,6
-1,7
-9,0
-4,4
-14,5
-7,8
45 uscată umedă
-14,0 -7,3
-9,2 -5,1
-4,5 -2,8
-1,8 -1,1
0 0
0 0
-3,6 -1,1
-6,9 -3,4
-11,5 -6,4
40 uscată
umedă
-7,8 -
3,9
-5,5
-2,7
-2,5
-2,3
-0,5
0
0
0
0
0
-2,5
-0,5
-4,1
-2,3
-8,2
-3,9
35 uscată umedă
-5,5 -2,4
-4,0 -1,8
-1,7 -1,1
-0,5 0
0 0
0 0
-1,1 -0,5
-3,0 -1,9
-6,2 -3,0
30 uscată
umedă
-3,7 -
1,9
-2,8
-1,2
-1,7
-0,8
-0,5
0
0
0
0
0
-1,1
-0,5
-2,5
-1,4
-4,5
-2,4
25 uscată umedă
-1,5 -1,3
-1,1 -1,0
-1,0 -0,4
-0,5 0
0 0
0 0
-1,1 -0,5
-1,9 -1,0
-3,2 -1,2
1)Ecartul anual de temperatură reprezintă diferenţa dintre temperaturile uscate de bază iarna
şi vara
Aportul de aer proaspăt
Pentru nevoile fiziologice ale organismului uman, se estimează că este
necesară furnizarea unei cantităţi minime de aer proaspăt, estimată în general la
(vezi tabelul 11.2):
- 20 m3/h per persoană pentru săli de şedinţe cu interzicerea fumatului;
- 30 m3/h per persoană pentru săli de şedinţe fără interdicţie de fumat.
19
Recomandările în ceea ce priveşte debitul de aer proaspăt sunt date în
funcţie de tipul locaţiei. Astfel, în tabelul 11.8 se prezintă recomandările existente
în SUA [11.4]: Tabelul 11.8. Recomandări privind aportul de aer nou pentru diferite destinaţii ale spaţiilor
climatizate
În anumite cazuri particulare, în funcţie de tipul activităţii (de exemplu în
laboratoare, hale industriale, spitale, etc.), instalaţiile funcţionează numai cu aer
proaspăt. În general este admisă reciclarea aerului numai dacă acesta nu este
purtătorul unor mirosuri sau substanţe nocive, iar temperatura lui este
corespunzătoare.
11.4.2. Calculul sarcinii frigorifice în regim de vară
Sarcinile frigorifice nominale ale aparatelor de aer condiţionat se
determină în general pentru cazurile cele mai defavorabile, dar nu putem spune cu
certitudine la ce moment din zi aceste sarcini sunt maxime. De exemplu, în cazul
birourilor cu suprafeţe mari vitrate, sarcina maximă se înregistrează când radiaţia
solară este maximă, iar în cazul încăperilor nevitrate sarcina maximă apare la alte
ore.
Sarcina termică de vară, cuprinde o componentă de căldură sensibilă şi una
de căldură latentă, aceste două componente distingându-se în formule prin indicii
“s”(uscat, sensibil) şi “l”(umed, latent). De asemenea, se consideră aporturile de
căldură interne QI şi externe QE. Sarcină termică se defineşte ca fluxul termic
extras la un moment dat dintr-un local pentru a menţine constante temperatura şi
umiditatea în incintă.
11.4.2.1. Sarcina termică internă QI
Sarcina termică internă este compusă din următoarele fluxuri termice: QI1
emis de organismele umane, QI2 rezultat din iluminare, QI3 datorată aparaturii şi
maşinilor ce funcţionează în local, QI4 datorată diverselor materii prime sau
materiale care intră calde în încăpere, QI5 ce provine de la încăperile vecine.
Destinaţia Observaţii Debit de aer nou pe
persoană (m3/h)
baruri mulţi fumători 51
magazine mari fumatul interzis 13
magazine mici fumatul interzis 13
hoteluri mulţi fumători 51
săli de conferinţe mulţi fumători 85
birouri puţini fumători 25
birouri mulţi fumători 51
restaurante mulţi fumători 20...25
20
Fluxul termic degajat de organismele umane
Fluxul termic QI1 degajat de organismul uman este indicată în tabelul 11.9
pentru diferite activităţi; ea este compusă din căldura sensibilă şi căldura latentă
[11.4].
Tabelul 11.9. Fluxul termic QI1 al organismului uman
Gra
dul
de
acti
vit
ate
Em
isii
ter
mic
e to
tale
Tem
per
atu
ra
(ter
mo
met
rul
ui
usc
at)
ambia
ntă
Gen
eral
Ex
emple
18
20
21
22
23
24
25
26
s l s l s l s l s l s l s l s l
Org
anis
m u
man
în
rep
aos
W
116
93
23
93
23
87
29
81
35
75
41
75
41
70
46
Em
isii
vap
ori
apa
g/h
35
35
40
50
60
60
65
Mun
că
dif
icult
ate
med
ie
W
267
157
110
140
127
122
145
116
151
110
157
105
162
93
174
Lip
să
acti
vit
ate
Tea
tre
W
102
77
26
67
35
62
40
Mer
s
len
t
Bir
ou
ri
W
131
84
47
72
59
63
68
Mun
că
uşo
ară
Ate
lier
e W
220
107
113
86
134
72
148
Dan
s
Dis
cote
ci
W
249
117
132
95
154
80
169
Mun
că
dif
icil
ă
Fab
rici
W
426
177
249
153
273
142
284
Fluxul termic degajat de corpurile de iluminat
Fluxul termic cedat prin iluminat se poate calcula cu relaţia:
21
eI pllPQ 212 [W], (11.1)
unde: P este puterea totală instalată a lămpilor, în W. Dacă valoarea lui P nu este
cunoscută în stadiul de proiectare, se pot utiliza într-o primă aproximare
valorile empirice date în tabelul 11.10;
l1 - factorul de simultaneitate la un moment dat. Determinarea sa se face
cunoscând dorinţele utilizatorului. Pentru birouri individuale cu iluminat
natural, se poate pleca de la regula generală că iluminatul este oprit când
soarele străluceşte, dar în cazul marilor birouri, iluminatul se reglează
automat în funcţie de luminozitatea exterioară.
l2 - factorul de căldură reziduală a încăperilor ventilate. În cazul încăperilor
neventilate, el este egal cu 1. El depinde de modul în care încăperile sunt
parcurse de aer (ventilaţie directă, parţial directă, indirectă) şi de tipul de
recirculare (reţea izolată sau neizolată). Valoarea lui l2 poate varia între 0,7
şi 0,2 (tabelul 11.11);
pe - factorul de ponderare al iluminatului. El depinde de modul de
dispunere al corpurilor de iluminat (suspendate sau încastrate), de tipul
constructiv (mai puţin acumulativ când podeaua este izolată de o mochetă
şi construcţia este simplă sau există tavan fals şi puternic acumulativă când
construcţia este complexă iar tavanul şi podeaua nu sunt izolate) şi de
durata dintre momentul punerii în funcţiune a iluminatului şi momentul din
zi pentru care trebuie calculată sarcina. Factorul de pondere ţine cont de
faptul că razele lămpilor ating podeaua, pereţii, plafonul şi obiectele de
mobilier, iar în urma reflexiei se produce o încălzire a celor din urmă.
Emisia calorifică în mediu se face în principal prin convecţie cu un anumit
decalaj în timp şi un amortisment. Valorile factorului pe sunt date în tabelul
11.12.
Tabelul 11.10. Nivelul iluminatului mediu şi a puterii racordate pentru diferite tipuri de locaţii
şi activităţi
Destinaţia locaţiei sau tipul de
activitate
Nivelul nominal
de iluminare,
lx
Puterea racordată, W/m2
Lămpi cu
incandescenţă
Lămpi
fluorescente
Antrepozite, încăperi,
restaurante, teatre 120 27 8
Muncă de birou necesitând un
iluminat normal, săli de curs,
holuri, muncă simplă pe linii de
montaj
300 55 36
Săli de lectură, săli de
calculatoare,laboratoare,
magazine, săli de expoziţie
500 110 32
22
Supermagazine, muncă de
precizie pe linii de montaj,
vopsire
750 135 40
Săli de operaţie, desen tehnic,
montaje ale aparatelor
mecanice şi electrice de precizie
1000 - 52
Montaj de extremă precizie a
unor piese, control de înaltă
calitate al culorilor
1500 - 78
Elemente electronice
miniaturizate, ceasornicărie 2000 - 104
Tabelul 11.11. Factorul de căldură reziduală l2 pentru încăperile cu recircularea aerului şi
lămpi fluorescente
Debit de aer pentru puterea lămpii de 36 W 20
m3/h
30
m3/h
50
m3/h
100
m3/h
Recirculare
peste grinzi
Corpuri de
iluminat cu
ventilaţie
directă 0,50 0,40 0,30 0,25
indirectă 0,60 0,50 0,40 0,35
parţial
directă 0,70 0,60 0,50 0,40
Recirculare
prin
tubulatură
neizolată
Corpuri de
iluminat cu
ventilaţie
directă 0,40 0,35 0,25 0,20
indirectă 0,50 0,45 0,35 0,30
parţial
directă 0,60 0,50 0,45 0,35
Recirculare
prin
tubulatură
izolată
Corpuri de
iluminat cu
ventilaţie
directă 0,25 0,20 0,20 0,20
indirectă 0,35 0,32 0,30 0,28
parţial
directă 0,50 0,45 0,38 0,35
Tabelul 11.12. Factorul de ponderare pe pentru iluminat
Timp
Tip corp
iluminat
Timpul scurs de la punerea
în funcţiune a iluminatului
(h)
Timpul scurs de la
oprirea iluminatului
(h)
<2 2÷8 8÷16 >16 <2 2÷6 >6
Corpuri de iluminat
incorporate în plafon sau
sub plafon într-o clădire
puţin acumulativă
0,75 0,9 1,0 1,0 0,2 0,1 0
Corpuri de iluminat
ventilate prin recirculare
(clădire foarte sau deloc
acumulativă)
0,6 0,75 0,9 1,0 0,15 0,15 0,1
Fluxul termic degajat de maşini, aparate, materii diverse
23
Determinarea fluxului termic QI3 degajat de aparate şi maşini diferite,
necesită cunoaşterea unui anumit număr de date cum ar fi: puterea absorbită,
randamentul şi durata de punere în funcţiune a motoarelor, emisiile calorifice ale
aparatelor, factorii de simultaneitate. Pentru calculul cantităţii de căldură degajate
de diverse materiale QI4 este necesară cunoaşterea masei acestora, a căldurii lor
specifice precum şi a temperaturilor de intrare şi de ieşire din încăpere.
Fluxul termic provenit de la locaţiile vecine
Fluxul termic QI5 transmis prin pereţii ce separă încăperea studiată de cele
vecine, în care temperaturile sunt diferite, se calculează cu relaţia:
TkSTTkSQ PIPIiaPIPII )(5 [W], (11.2)
unde: SPI este aria peretelui interior prin care pătrunde căldura din încăperea
alăturată (vecină), în m2;
kPI - coeficientul global de transfer de căldură al peretelui considerat, în
W/(m2·K);
Ti - temperatura aerului în încăperea climatizată, în oC;
Ta - temperatura aerului în încăperea învecinată, în oC;.
Diferenţa de temperatură ΔT se poate determina aproximativ astfel [11.4]:
local necondiţionat: T = Te - Ti - 3 0C;
bucătării: T = Te - Ti - 10 0C;
apartamente cu mansardă: T = Te - Ti + 3 0C;
apartamente fără mansardă: T = Te - Ti + 12 0C,
unde: Te este temperatura exterioară, în ºC.
Valorile orientative ale ΔT = Ta- Ti sunt indicate în tabelul 11.13, în
funcţie de orientarea peretelui exterior al încăperii învecinate [11.4].
Tabelul 11.13. Valori orientative ale diferenţei de temperatură ΔT
Orientarea peretelui exterior al încăperii
vecine celei climatizate
ΔT
[OC]
NV, N, NE 2
E 3
SE, S, SV 4
V 5
11.4.2.2. Sarcina termică externă
Sarcina termică externă se compune din fluxul termic QE1, ce pătrunde
prin intermediul pereţilor exteriori şi al acoperişului, fluxul termic QE2, datorat
radiaţiei solare prin ferestre şi fluxul termic QE3 , datorată convecţiei prin ferestre.
24
Aportul de căldură prin pereţii exteriori şi plafon (QE1)
Calculul fluxului termic QE1 nu diferă de metoda de calcul obişnuită, decât
prin faptul că diferenţa de temperatură este alta decât simplul ecart de temperatură
dintre interior şi exterior. Diferenţa de temperatură a suprafeţelor exterioare
însorite care se ia în considerare este influenţată într-un procent însemnat de
capacitatea lor de acumulare a căldurii.
Astfel, fluxul termic pătruns prin elementele cu inerţie termică, opace la
radiaţia solară, se calculează cu relaţia:
n
j
meeiimeSjE TTTTkSQ1
,,1 )]()([ [W], (11.3)
unde: j = 1... n reprezintă numărul elementelor de construcţie cu inerţie termică;
S - suprafaţa elementului de construcţie considerat, în m2;
kS - coeficientul global de transfer de căldură, calculat conform STAS
6472/3-75, în W/(m2·K);
Te - temperatura exterioară echivalentă de calcul (temperatura aerului
însorit), prezentată în tabelul 11.14 conform STAS 6648/1-82, în oC;
Te,m - temperatura medie exterioară echivalentă de calcul (temperatura
medie a aerului însorit), prezentată în tabelul 11.14, în oC;
Ti - temperatura de calcul a aerului interior, considerată constantă, în oC;
η - coeficientul de amortizare a oscilaţiilor de temperatură reprezentând
raportul dintre amplitudinea oscilaţiei de temperatură pe suprafaţa
interioară a elementului considerat şi amplitudinea oscilaţiei temperaturii
echivalente de calcul ( STAS 6648/1-82);
αi - coeficientul de schimb de căldură la interior, în W/(m2 ·K).
Tabelul 11.14. Temperatura aerului însorit Te [
oC] şi temperatura medie a aerului însorit Tem
[oC] (luna iulie)
Ora
Orientarea
peretelui
Temp.
aerului
exterior,
[oC]
NE E SE S SV V NV N
Su
pra
faţă
ori
zonta
lă
Te [oC]
0 23 23 23 23 23 23 23 23 23 23
2 22 22 22 22 22 22 22 22 22 22
4 21 21 21 21 21 21 21 21 21 21
6 21 38 41 32 23 23 23 23 26 27
8 25 44 56 51 32 30 30 30 30 48
10 31 37 52 59 51 37 37 37 37 66
12 33 40 40 51 58 51 40 40 40 74
25
14 34 41 41 41 55 63 56 41 41 70
16 34 39 39 39 41 60 65 53 39 56
18 32 35 35 35 35 43 52 50 37 39
20 28 28 28 28 28 28 28 28 28 28
22 25 25 25 25 25 25 25 25 25 25
Val
oar
e
med
ie,
Te,
m [
ºC]
27 35 38 38 37 38 38 35 33 44
Observaţii:
1. Valorile sunt valabile pentru localităţi cu temperatura medie a aerului Te,m =
27 ± 1 oC.
2. Temperaturile au fost calculate pentru un coeficient de absorbţie A = 0,8.
3. Pentru alte luni valorile de calcul Te, Te,m se vor micşora respectiv cu: 2 oC
pentru iunie; 5 oC pentru mai şi septembrie; 10
oC pentru aprilie şi octombrie.
Aportul de căldură datorat radiaţiei solare prin ferestre (QE2)
Încălzirea aerului interior cauzată de insolaţie nu este efectul radiaţiei
directe decât într-o mică măsură, deoarece aerul este un gaz aproape diaterm (nu
emite şi nu absoarbe radiaţie). Razele solare ating pereţii, plafoanele şi diferitele
obiectele din încăpere, care se încălzesc şi ajung la temperaturi mai mari decât
temperatura ambiantă, emisia căldurii în aerul ambiant având loc prin convecţie de
la suprafaţa mai caldă la aerul interior. Cum pereţii care limitează locaţia au o
anumită capacitate de acumulare, cantitatea de căldură instantanee transmisă prin
convecţie în aer este mai redusă decât cantitatea de căldură provenită de la insolaţia
solară directă şi absorbită de aceşti pereţi. Factorul de acumulare reduce deci
valoarea instantanee a cantităţii de căldură cedată. Pentru a ţine cont de acest efect
de acumulare, cantitatea de căldură transmisă la un moment dat de soare prin
ferestre, se recalculează după formula:
sISSaISQ mdifE ])([ ,1max12 [W], (11.4)
unde: S1 este suprafaţa însorită a ferestrei, în m2;
S - suprafaţa totală a ferestrei, în m2;
Imax - maximul lunar al însoririi globale pentru o fereastră simplă cu
orientarea şi luna din an considerate (conform tabelului 11.15), în W/m2;
a - factorul de perturbaţie a radiaţiei solare, cu valorile [11.4]:
- în atmosferă curată a=1,15;
- în atmosfera marilor oraşe a=1;
- în atmosferă industrială a=0,87;
- pentru Nord, întotdeauna a=1.
Idif,,m - maximul lunar datorat radiaţiei difuze pentru suprafeţe vitrate simple
expuse spre nord (conform tabelului 11.15), în W/m2;
- coeficientul de emisie al sticlei şi al eventualelor ecrane antisolare
(tabelul 11.16);
}
pentru toate orientările
mai puţin Nord
26
s - factorul de acumulare, indicat în tabelul 11.17.
Tabelul 11.15. Maximul lunar al însoririi globale Imax pentru ferestre simple
Luna U.M. Punctul cardinal Suprafaţa
orizontală NE E SE S SV V NV N
Februarie W/m2 85 414 654 694 654 414 85 77 378
Martie W/m2 209 520 669 666 669 520 209 98 556
Aprilie W/m2 335 591 619 580 619 591 335 114 695
Mai W/m2 420 590 555 471 555 590 420 128 766
Iunie W/m2 436 594 528 429 528 594 436 129 787
Iulie W/m2 420 590 555 471 555 590 420 128 766
August W/m2 313 559 602 561 602 559 313 115 675
Septembrie W/m2 184 485 620 630 628 485 184 99 531
Octombrie W/m2 78 376 592 648 592 376 78 78 362
Tabelul 11.16. Coeficientul de emisie pentru diferite tipuri de sticlă şi ecrane antisolare
Sticlă Ecran antisolar complementar
Sticlă obişnuită
Vitraj simplu
Vitraj dublu
Sticlă absorbantă
Vitraj simplu
Vitraj dublu (la exterior sticlă
absorbantă, la interior sticlă
obişnuită)
Sticlă absorbantă suspendată la
cel puţin 5 cm
Sticlă reflectorizantă
Vitraj simplu (oxizi metalici la
exterior)
Vitraj dublu (strat reflectorizant
1,0
0,9
0,7
0,6
0,5
0,6
La exterior
Storuri, unghi de deschidere 45o
Perdea de pânză ventilată sus şi
lateral
Perdea de pânză netezită sus şi
lateral
Între ferestre
Storuri, unghi de deschidere 45o
La interior
Jaluzele veneţiene, unghi de
deschidere 45o
Perdea de bumbac sau material
sintetic
Folie de material plastic
0,15
0,3
0,4
0,5
0,7
0,5
0,7
27
pe faţa interioară a ferestrei
interioare, sticlă obişnuită la
interior)
Plăci de sticlă ridate (100 mm)
incolore
- cu suprafeţe netede
fără umplutură opacă
cu umplutură opacă
- cu suprafaţă structurată
(renuri,alte motive)
fără umplutură opacă
cu umplutură opacă
0,5
0,6
0,4
0,4
0,3
Prin combinarea diferitelor ecrane
antisolare, se obţine un coeficient
global aproximativ multiplicând cei doi
coeficienţi, unul cu celălalt.
Exemplu:
1. Sticlă reflectorizantă cu vitraj
dublu (1=0,5)
2. perdea de bumbac (2=0,5)
Rezultă coeficientul global: = 1 · 2 =
0,5 · 0,5 = 0,25
Tabelul 11.17. Factorul maximal de acumulare (amortizare) s a radiaţiei solare prin ferestre
Orientare
Calcul efectuat în iunie
Protecţie antisolară externă
sau fără
Protecţie antisolară internă
Construcţie
cu acumulare
redusă
Construcţie
cu acumulare
puternică
Construcţie cu
acumulare
redusă
Construcţie cu
acumulare
puternică
Ora s Ora s Ora s Ora s
NE 8.00 0,56 8.00 0,46 8.00 0,74 8.00 0,69
E 10.00 0,59 10.00 0,50 10.00 0,78 10.00 0,74
SE 11.00 0,65 11.00 0,53 11.00 0,81 11.00 0,75
S 13.00 0,7 13.00 0,57 13.00 0,83 13.00 0,77
SV 14.00 0,67 14.00 0,55 14.00 0,83 14.00 0,76
V 16.00 0,65 16.00 0,53 16.00 0,81 16.00 0,75
NV 17.00 0,66 17.00 0,53 17.00 0,81 17.00 0,75
N 18.00 0,71 18.00 0,58 18.00 0,83 18.00 0,77
Cantitatea de căldură QE2 reprezintă o parte considerabilă a sarcinii termice
totale şi pentru a diminua efectele ei nu există decât o soluţie: alegerea adecvată a
sticlei şi protecţiilor antisolare încă din stadiul de proiect. Dispozitivele exterioare
ca sticla reflectorizantă, constituie cele mai eficace ecrane antisolare, deoarece atât
factorul de emisie cât şi factorul de acumulare au valori minime.
Aportul de căldură datorat convecţiei prin ferestre (QE3)
Cantitatea de căldură QE3 se calculează cu relaţia:
)(3 ieE TTSkQ [W], (1.5)
28
unde: k este coeficientul de transfer de căldură al ferestrei în W/(m2.K), având
următoarele valori [11.4]:
- fereastră simplă cu tâmplărie de lemn: 5,23 W/(m2.K);
- fereastră simplă cu tâmplărie de metal: 5,82 W/(m2.K);
- fereastră dublă (lamă de aer de 12 mm) şi tâmplărie de lemn: 3,26
W/(m2.K);
- fereastră dublă (lamă de aer de 6 mm) şi tâmplărie de lemn: 3,95
W/(m2.K);
S - suprafaţa totală a ferestrei, în m2;
Te - temperatura exterioară instantanee (conform tabelelor 11.6 şi 11.7), în
ºC;
Ti - temperatura interioară, în ºC.
Majorările aduse la sarcina frigorifică pentru a ţine cont de
pierderile de transport
Între locul din care aerul condiţionat părăseşte aparatul de tratare a aerului
şi locul în care el pătrunde în locaţia deservită, au loc pierderi de căldură.
Pierderi prin neetanşeităţi (QP1)
Aceste pierderi au loc atât sub formă de căldură sensibilă cât şi sub formă
de căldură latentă şi depind de calitatea asamblării tronsoanelor de tubulatură.
Debitul de aer care străbate bateria de răcire trebuie să fie mărit cu debitul pierdut
prin neetanşeităţi. Nu se va ţine cont de pierderile care au loc în localul ce urmează
a fi condiţionat.
Când asamblările între ţevi sunt de bună calitate, aceste pierderi nu
depăşesc 10% din debitul total. În caz contrar, procentul poate fi mult mai mare.
Pierderi frigorifice în reţeaua de suflaj (QP2)
Aceste pierderi sunt funcţie de dimensiunile geometrice ale reţelei de
suflaj, de izolaţia sa termică şi de diferenţa de temperatură între aerul circulat şi
aerul locaţiilor necondiţionate traversate de ţevi. Aceste schimburi de căldură pot fi
calculate cu relaţia:
2
212
TTTkLPQ eP [W], (1.6)
unde: P este perimetrul reţelei de suflaj, în m;
L - lungimea tronsonului de reţea considerat, în m;
k - coeficientul de transfer de căldură al reţelei, în W/(m2.K), cu
următoarele valori [11.4]:
k=0,63 W/(m2· K) pentru conducte izolate cu vată de sticlă de
50 mm;
29
k=1,28 W/(m2· K) pentru conducte izolate cu vată de sticlă de
25 mm;
k=2,67 W/(m2· K) pentru ţevi izolate cu manşon;
k=6,28 W/m2·K pentru ţevi neizolate.
Te - temperatura mediului înconjurător (exterioară), în oC;
T1 - temperatura aerului tratat, la intrarea în tronsonul de tubulatură
considerat, în oC;
T2 - temperatura aerului tratat, la ieşirea din tronsonul de tubulatură
considerat, corespunzătoare temperaturii de suflaj Ts, în ºC.
Cum valoarea temperaturii T2 nu este decât uşor superioară temperaturii T1,
iar T1 nu este cunoscută, este posibilă simplificarea relaţiei printr-o aproximaţie,
factorul 1,1 ţinând seama de faptul că se neglijează T1. Relaţia devine:
)(1,12 seP TTkLPQ [W]. (11.7)
Dacă nu se cunoaşte perimetrul reţelei, acesta se poate determina cu
ajutorul fig. 11.15. Valorile din diagramă au fost stabilite pornind de la o viteză a
aerului de 6 m/s, un ecart al temperaturii de suflaj de 8 K şi o tubulatură de secţiune
rectangulară unde raportul cotelor este de 1 la 2 [11.4].
în
m
Fig. 11.15. Perimetrul tubulaturii funcţie de sarcina frigorifică (QE+QI)s
Pentru alte viteze şi alte intervale ale temperaturii de suflaj, perimetrul P se
obţine prin multiplicare cu factorii din tabelul 11.18.
Tabelul 11.18. Factori de conversie a valorilor din fig. 11.12 pentru alte viteze şi intervale ale
temperaturii de suflaj
Ts
K
Viteza [m/s]
4 6 8 10
6 1,42 1,16 1,00 0,90
8 1,21 1,00 0,84 0,79
10 1,10 0,90 0,79 0,69
30
Căldura degajată de ventilatorul de suflaj (QP3)
Când într-o centrală de tratare a aerului, ventilatorul este plasat după de
bateria de răcire, aportul de căldură datorat ventilatorului reprezintă o pierdere
frigorifică sensibilă suportată de aerul vehiculat prin reţea. Aportul de căldură
corespunzător este:
)(1000
3 EsIs
s
P QQT
pQ
[W], (11.8)
unde: p reprezintă presiunea manometrică totală (statică şi dinamică) a
ventilatorului, în Pa;
Ts - diferenţa dintre temperatura interioară a spaţiului condiţionat şi
temperatura de suflaj (ecart de suflaj), în K;
- coeficient dat în tabelul 11.19, în funcţie de randamentul ventilatorului
.
Tabelul 11.19. Valorile coeficientului
Majorarea sarcinii frigorifice totale pentru compensarea
pierderilor din reţeaua de recirculare
Dacă au loc pierderi frigorifice pe traseul aerul recirculat, va rezulta o
creştere a temperaturii aerului reciclat, de care va trebui să se ţină seama.
Pierderi prin neetanşeităţi (QP4)
Pierderile de aer recirculat prin neetanşeităţi conduc la micşorarea
raportului de recirculare cu efect direct asupra performanţelor instalaţiei.
Pierderi frigorifice în conductele de aer recirculat şi reciclat ( 5PQ )
Deoarece diferenţa dintre temperatura aerului recirculat şi reciclat şi
temperatura aerului înconjurător este în general redusă, această pierdere nu
intervine decât într-o mică măsură. Calculul este identic cu cel de la reţeaua de
suflaj:
Dispunerea motorului de
antrenare
Ventilator, =0,7
Instalaţie
centralizată
Ventilator, =0,5
Instalaţie
descentralizată
La exteriorul conductei de aer 0,92 1,46
La interiorul conductei de aer 1,16 1,82
31
S
CieP
V
VTTkLPQ )(9,05 [W], (11.9)
unde: P, L şi k au aceeaşi semnificaţie ca în cazul anterior;
Ti - temperatura interioară, în oC;
VC - debitul de aer reciclat, în m3/h;
VS - debitul de aer suflat, în m3/h.
Factorul 0,9 ţine cont de faptul că debitul de aer recirculat este inferior
debitului de aer suflat. Pentru determinarea lui P se pot utiliza fig. 11.12 şi tabelul
11.18.
Căldura degajată de ventilatorul de recirculare (QP6)
Echivalentul calorific QP6 al lucrului mecanic transformat în căldură de
ventilatorul de recirculare trebuie adăugat la cantitatea de căldură totală conţinută
în volumul de aer extras. El se calculează similar ca pentru aerul de suflaj:
)(1000
6 EsIs
S
C
s
P QQV
V
T
pQ
[W]. (11.10)
Răcirea aerului proaspăt
Răcirea aerului proaspăt include o componentă sensibilă şi o componentă
latentă, care se pot calcula astfel:
- pentru componenta sensibilă:
iNsNNs TTVQ 34,0 [W]; (11.11)
- pentru componenta latentă:
iNNNl xxVQ 825,0 [W], (11.12)
unde: VN este debitul de aer proaspăt, în m3/h;
TNs - temperatura termometrului uscat pentru aerul exterior, în oC;
Ti - temperatura interioară, în oC;
xN - umiditatea specifică a aerului exterior, în g/kg aer uscat;
xi - umiditatea specifică a aerului ambiant (din incinta climatizată), în g/kg
aer uscat;
Debitul de aer proaspăt VN se determină după indicaţiile de la paragraful
11.3.1.
Rezultă în final că sarcina frigorifică în regim de vară fa fi:
32
NPEI
NlNs
i
Pi
i
Ei
i
IiF
QQQQ
QQQQQQ
6
1
3
1
5
1 [W], (11.13)
11.4.3. Calculul necesarului termic la funcţionarea în regim de iarnă
În general, instalaţia de aer condiţionat este folosită şi iarna pentru
încălzirea spaţiilor, aportul de aer nou şi umidificare. În anumite cazuri, sunt
prevăzute în spaţiile condiţionate, suprafeţe de încălzire statice cu rolul de a
acoperi pierderile de căldură.
Ca şi în cazul sarcinii frigorifice, sarcina termică se compune din trei părţi:
necesarul calorific al locaţiei, pierderile datorate transportului aerului prin încăperi
cu temperaturi inferioare şi încălzirea aerului nou [11.3, 11.4].
Necesarul calorific
Doar variaţiile de căldură datorate transmisiei prin pereţi şi prin infiltraţii
constituie transferuri negative (pierderi), în timp ce celelalte sarcini, datorate de
exemplu radiaţiilor solare sau căldurii degajate de ocupanţi sau iluminat, constituie
sarcini pozitive, contribuind la încălzirea spaţiului chiar şi iarna. Deseori, iarna
sarcina frigorifică este mai importantă decât sarcina calorifică, deci uneori aerul
trebuie răcit chiar şi în această perioadă. De asemenea, este necesar să se asigure o
încălzire suficientă iarna, chiar şi atunci când spaţiile nu sunt locuite (noaptea sau
la sfârşit de săptămână).
Cantitatea de căldură pierdută prin transmisie prin pereţii exteriori se
poate calcula cu aceeaşi relaţie folosită la determinarea sarcinii termice externe QE.
Valorile coeficientului k utilizate pentru pereţii exteriori, pereţii interiori şi ferestre
sunt identici. Ca diferenţă de temperatură se consideră diferenţa dintre temperatura
exterioară şi cea interioară, valori prevăzute în STAS 6648/1-82 şi STAS 6648/2-
82.
Pierderi prin infiltraţie sunt similare cu cele precizate anterior.
Pierderi în timpul transportului aerului
La calculul sarcinii frigorifice se ţine cont după cum s-a văzut, de
pierderile prin neetanşeităţi în reţeaua de aer, crescând debitul de aer cu un anumit
procent. Pentru calculul pierderilor calorifice în reţeaua de suflaj, recirculare sau
reciclare se procedează în acelaşi mod. Trebuie menţionat însă, că tubulaturile de
reciclare şi recirculare au pierderi foarte mici.
Cantitatea de căldură degajată de ventilator este întotdeauna o sarcină
pozitivă şi determinarea sa a fost deja dată în calculul sarcinii frigorifice.
Încălzirea aerului proaspăt
Cantitatea de căldură necesară pentru încălzirea aerului nou admis, se
calculează cu relaţia:
33
NsiNCN TTVQ 34,0 [W], (11.14)
11.4.4. Calculul instalaţiei de condiţionare a aerului
Pentru calculul instalaţiei de condiţionare (fig. 11.1) a aerului se poate
folosi o metodă grafo-analitică cu utilizarea simultană a diagramei aerului umed
(fig. 11.16 şi 11.17) [11.1, 11.4, 11.7].
Fig. 11.16. Evoluţia aerului în regim de vară:
(a) diagrama Mollier (i-x); (b) diagrama Carrier (x-T).
Fig. 11.17. Evoluţia aerului în regim de iarnă:
(a) diagrama Mollier (i-x); (b) diagrama Carrier (x-T).
N
F
M
S
I
R TS
TR
TN
iS
iR iI
iN
iM
xN xI xF x
i
= 100% I’
iF xM
a
N
H
F
M
S I R
TM TI TR TN
xN
xI
x
T
= 100%
TB
C
xM
I
b
BC
F
iH = iBC
TS
N
BC
M
S
I
R
TS TR
TN
iS iR iI
iN
iM
xN xM = xBC xI = xR = xS x
i
= 100%
a
H
F
H iBC =iH
N
F
M
S
I R
TS TI ≈TI’ TR TN
xN
xI xF
x
T
= 100%
I’
TF
xM
I
b
34
Funcţionarea pe timpul verii (fig. 11.13)
Calculul debitului de aer suflat VS se face plecând de la sarcina frigorifică
nominală şi alegând o anumită diferenţă de temperatură între temperatura interioară
şi temperatura de suflaj, Ts:
s
EIs
T
QQVs
34,0 [m
3/h]. (11.15)
unde: QIs este căldura sensibilă degajată de ocupanţi (tabelul 11.9).
Este important să se realizeze o concordanţă între diverşii parametrii cum
ar fi reînnoirea aerului, tipul gurilor de suflaj şi dimensiunile spaţiului, astfel încât
să se evite formarea unor curenţi de aer în incinta supusă condiţionării, care pot
deteriora confortul termic. Gurile de suflaj clasice şi dispozitivele echivalente
admit diferenţe de temperatură Ts = 6...8 K pentru cicluri de reînnoire a aerului
cuprinse între 8 şi 12 ori pe oră. Dacă sarcina frigorifică determină un debit Vs care
conduce la un număr mai mare de reînnoiri ale aerului este necesar să se introducă
aerul în încăpere prin guri de difuzare potrivite sau să se aleagă modele care admit
diferenţe de temperatură mai importante. În acest ultim caz, se aleg guri de suflaj în
care proporţia de inducţie este importantă. În aceste aparate, aerul suflat aspiră prin
efectul ejecţiei o anumită cantitate din aerul incintei de condiţionat, cu care se
amestecă, ceea ce are ca efect scăderea temperaturii de suflaj până la o valoare
foarte apropiată de temperatura ambiantă, evitându-se riscul de inconfort.
Când proporţia de reînnoire a aerului este cu adevărat foarte importantă,
există şi o altă posibilitate de suflaj, care constă în introducerea aerului prin
intermediul unui plafon perforat. Dacă din calcul va reieşi că adoptând diferenţa de
temperatură Ts, distribuţia aerului rezultată nu este foarte corectă, va trebui reluat
calculul cu o altă temperatură de suflaj. După caz, ar putea fi necesară şi circularea
prin by-pass a unei părţi din aerul suflat pe bateria de răcire.
La ieşirea din bateria rece, debitul de aer VBC trebuie să fie egal cu debitul
de aer suflat VS, mărit cu pierderile prin fisuri care se produc în reţeaua de suflaj:
%1( BCV prin neetanşeităţi) sV [m3/h]. (11.16)
Aerul suflat trebuie să poată absorbi şi sarcina frigorifică latentă, fără ca
umiditatea relativă interioară să depăşească punctul stabilit. Deci, umiditatea
specifică a aerului suflat calculată prin formula următoare, trebuie să fie mai mică:
S
Il
V
Qx
825,0 [g/kg aer uscat]. (11.17)
unde: QIl este căldura latentă degajată de ocupanţi (tabelul 11.9).
35
În cazul unui ventilator aspirant (ventilator plasat în aval de bateria de
răcire), căldura degajată de acesta şi aportul de căldură datorat transmisiei prin
pereţii tubulaturii, duc la creşterea temperaturii aerului tratat. De aici, apare
necesitatea răcirii aerului puţin mai intens, pentru a dispune încă de temperatura de
suflaj dorită Ts la intrarea în locaţia supusă climatizării. Această diferenţă de
temperatură este:
234,0
)( 32
SBC
PPBRSVS
VV
QQTTt [K]. (11.18)
La fel, căldura degajată de ventilatorul de recirculare şi aportul de căldură
în reţeaua de recirculare şi reciclare măresc temperatura aerului reciclat. Rezultă o
diferenţă de temperatură:
R
PPVR
V
QQt
34,0
65 [K]. (11.19)
Pornind de la valorile calculate anterior, stările aerului exterior şi ambiant
şi a procentului de aer proaspăt (nou) admis, se poate continua calculul grafic.
Se dispun condiţiile aerului interior şi ale aerului exterior pe diagrama
aerului umed (puncte I şi N). Pentru condiţiile aerului recirculat (punctul R), se
pleacă de la punctul I la care se adaugă 1K, umiditatea absolută rămânând
constantă.
Se leagă punctul R de punctul N reprezentativ pentru starea aerului
exterior. Punctul M ce caracterizează amestecul se găseşte pe dreapta RN.
Pentru a găsi poziţia punctului M se scoate din lungimea RN procentul
reprezentând debitul de aer nou VN raportat la debitul de aer total VBC, valoarea
astfel obţinută fiind considerată plecând de la punctul R.
Plecând de la punctul I, se adaugă, după calcul, diferenţa de umiditate
absolută datorată aporturilor de căldură latentă (x), determinându-se astfel punctul
I` situat pe dreapta de temperatură constantă.
De la punctul I` se aduce la umiditatea absolută constantă ΔTS şi ΔTVS, ceea
ce permite obţinerea stărilor de aer F şi respectiv S, la extremitatea reţelei (după
bateria de răcire) şi după gura de suflaj.
Se unesc apoi punctele M şi F printr-o dreaptă care se prelungeşte până la
curba de saturaţie, pentru care umiditatea relativă este egală cu 100%; punctul de
intersecţie reprezintă punctul de rouă al aerului din baterie. În realitate, curba MF
nu este o dreaptă, dar pentru a simplifica, putem presupune fără probleme că ea se
apropie de o curbă.
Diferenţa de entalpie dintre punctele M şi F poate fi utilizată pentru
calculul puterii frigorifice şi apoi pentru calculul bateriei de răcire.
)(2,1 FMBCF iiVQ [W] (11.20)
36
Puterea frigorifică totală se va determina cu relaţia 11.13. Bateria de răcire
trebuie dimensionată pentru această putere frigorifică.
Funcţionarea pe timpul iernii (încălzire şi umidificare)(fig. 11.14)
Fluxurile termice pozitive sau negative, rezultate din calculul sarcinilor
termice prezentate în paragrafele anteriore sunt sintetizate în tabelul 11.20.
Tabelul 11.20. Sinteza fluxurilor termice
Tipul sarcinii Pozitiv Negativ
Fluxul termic degajat de organismele umane QI1
Fluxul termic degajat de corpurile de iluminat QI2
Fluxul termic degajat de aparate şi maşini QI3
Căldura degajată de diverse materiale QI4 QI4
Fluxul termic provenit de la încăperile vecine QI5
Aportul de căldură prin pereţi şi plafon QE1
Aportul de căldură datorat radiaţiei solare prin ferestre QE2
Aportul de căldură datorat convecţiei prin ferestre QE3
Deoarece o parte dintre fluxurile prezentate nu sunt permanente se
defineşte o sarcină termică maximă, când fluxurile cu efect pozitiv se consideră
nule iar cele cu efect negativ sunt maxime şi o sarcină termică minimă atunci când
fluxurile pozitive sunt maxime. Schimbătoarele de căldură pentru încălzirea aerului
se dimensionează la sarcina termică maximă.
Calculul se desfăşoară asemănător cazului funcţionării pe timp de vară.
Debitul de aer suflat la încălzire se recomandă să fie acelaşi cu cel utilizat pentru
funcţionarea pe timp de vară, cu condiţia ca diferenţa de temperatură de suflaj Ts
să nu fie în limite inacceptabile. Această diferenţă de temperatură se calculează cu
relaţia:
S
C
sV
QT
34,0
max, [K]. (11.21)
Pentru a evita răcirea aerului suflat prin pierderi calorifice la nivelul reţelei
de suflaj, temperatura după bateria de încălzire trebuie să fie superioară
temperaturii de suflaj.
V34,0 BC
2
P
VS
Qt [K], (11.22)
unde: QP2 reprezintă pierderile calorifice în reţeaua de suflaj, în W;
VBC - debitul de aer după bateria de încălzire, în m3/h.
37
Rezultă că temperatura de preîncălzire a aerului va fi egală cu Ti + TS +
TVS.
În unele cazuri, încălzirea aerului are loc mai întâi într-o baterie de
preîncălzire şi se definitivează în bateria de încălzire.
Umidificarea aerului ce urmează a fi suflat trebuie să se facă de la
conţinutul de umiditate xM corespunzătoare punctului de amestec până la conţinutul
de umiditate dorit în incintă xI, ţinându-se seama pe de altă parte şi de umiditatea
degajată în interiorul incintei.
În consecinţă, umidificarea suplimentară xh ce trebuie introdusă în incintă
va fi:
xxxx MIh )( [g/kg aer uscat], (11.23)
unde: xI este conţinutul de umiditate în condiţii interioare, în g/kg aer uscat;
xM – conţinutul de umiditate al amestecului aer proaspăt (nou) – aer
reciclat, în g/kg aer uscat;
x - creşterea umidităţii aerului suflat în încăpere, în g/kg aer uscat (relaţia
11.17);
Această valoare x poate fi reprezentată pe diagramă, obţinându-se astfel
curba (dreapta) umidităţii absolute constante până la care poate avea loc
umidificarea într-un umidificator cu pulverizarea apei.
Umidificarea prin pulverizare are loc la o entalpie aproape constantă
atingându-se o saturaţie a aerului suflat de 9095 %. Punctul de intersecţie al
dreptei de umiditate absolută constantă cu curba de umidificare (=ct.)
corespunzătoare saturaţiei atinse este punctul H care reprezintă starea aerului în
amonte de bateria de încălzire.
Punctul de intersecţie al aceleiaşi curbe de umidificare cu dreapta de
umiditate constantă ce trece prin M este punctul BC ce reprezintă starea aerului
după bateria de preîncălzire.
Sarcinile termice ale bateriilor de preîncălzire şi reîncălzire se calculează
astfel:
- bateria de preîncălzire:
65)(34,0 PPBCMBCBC QQVTTQ [W], (11.24)
unde: QBC este sarcina termică a bateriei de preîncălzire, în W;
TBC - temperatura după bateria de preîncălzire, în oC;
TM - temperatura amestecului aer nou/aer reciclat (punctul M), în oC;
VBC - debitul de aer după bateria de încălzire (debit-volum de aer vehiculat
de ventilatorul de suflaj), în m3/h;
QP5 - pierderi calorifice în reţeaua de recirculare şi reciclare, în W;
QP6 – fluxul termic degajat de ventilatorul de recirculare a aerului, în W.
- bateria de încălzire:
38
3)(34,0 PBCVSSUAIRC QVTTTTQ [W], (11.25)
unde: QRC este sarcina termică a bateriei de încălzire, în W;
TI - temperatura interioară, în oC;
TUA -temperatura după instalaţia de umidificare, în ºC;
TS - diferenţa de temperatură la suflare, în K;
TVS - reducerea temperaturii aerului suflat, în K;
QP3 - căldura degajată de ventilatorul de suflare a aerului, în W.
Bibliografie
[11.1] Bouteloup, J., Le Guay, M., Ligen , J. Climatisation Conditionnement d’air
- Traitement de l’air. Chaud-Froid-Plomberie, Paris, 1996.
[11.2] Carabogdan, I., Gh., Badea, A., Ionescu, L., Leca, A., Ghia, V., Nistor, I.,
Cserveny, I. Instalaţii termice industriale. Editura Tehnică, Bucureşti,
1978.
[11.3] Jones, W., P. Air Conditioning. Applications and Design. Butterworth-
Heinemann, Bristol, 1998.
[11.4] Maake, W., Eckert, H.-J., Cauchepin, J-L. Le nouveau Pohlmann. Manuel
technique du froid. Deuxième tirage. Thome 1. PYC Edition, Paris, 1988.
[11.5] Popa, B, Carabogdan, Gh., Badea, A., ş.a. Manualul inginerului
termoenergetician. Vol. 1, 3. Bucureşti, Editura Tehnică, 1961.
[11.6] Reinmuth, F. Climatisation & Conditionnement d’air modernes par
l’exemple. PYC Livres, Paris, 1999.
[11.7] *** Techniques de l’ingénieur, vol. B2 – I, Génie Energétique – Génie
Climatique, Paris, 1995.
[11.8] *** STAS 6648/1-82 Calculul aporturilor de căldură din exterior.
Bucureşti, 1982.
[11.9] *** STAS 6648/2-82 Calculul parametrilor climatici exteriori. Bucureşti,
1982.