Instalatie DE Incalzire A Unei Hale CU Pompa DE Caldura

INSTALAȚIE DE ÎNCALZIRE A UNEI HALE

CU POMPĂ DE CALDURĂ

CUPRINS

Memoriu tehnic

1. Introducere

1.1. Descrierea funcționării sistemelor de incalzire cu pompe de caldură

1.2. Stabilirea dimensiunilor si amplasamentul

Memoriu justificativ de calcul

2. Determinarea necesarului de caldură

2.1. Temperatura exterioara de calcul

2.2. Parametri climatici interiori

2.3. Calculul pierderilor de caldură

2.3.1. Sarcina termică transmisă prin elementele constructiei

2.3.2. Sarcina termică transmisă prin acoperiș

2.3.3. Sarcina termica transmisă prin pardoseală

2.3.4. Caculul sarcinii termice pierdute prin deschiderea ușilor

2.3.5. Calculul sarcinii termice dată de iluminat

2.3.6. Calculul termic dat de stivuitoare

2.4. Calculul sarcinii termice transmise datorită procesului de ventilare

2.4. Calculul necesarului de caldură pentru prepararea apei calde

3. Soluții tehnice de incălzire utilizând pompe de caldură

3.1. Varianta sol-apă

3.2 .Varianta aer-apă

3.3 .Varianta apă-apă

4. Calculul termic al sistemului de incălzire utilizând pompe de caldură

4.1. Schemele constructive si funcționale ale schimbătoarelor de căldură

4.1.1. Condensatorul

4.1.2. Vaporizatorul

4.1.2.1. Vaporizator in pompe de caldură apă-apă

4.1.2.2. Vaporizator in pompe de căldura sol-apă cu colectori

4.1.2.3. Vaporizator in pompe de căldură sol-apă cu vaporizare directa

4.2. Calculul de alegere a agentului frigorific

4.3. Calculul instalatiei in varianta apă-apă

4.3.1. calculul instalației cu ajutorul diagramei lgh-p

4.3.2. Calculul termic al instalației cu ajutorul programului CoolPack

4.3.3. Calculul termic al instalației cu ajutorul programului EES

4.4. Calculul instalației in varianta sol- apă

4.5. Calculul instalației in varianta aer-apă

5. Analiza comparativa tehnico-economica și alegerea soluției optime

5.1. Analiza tehnică

5.2. Analiza economică

6. Calculul de proiectare si alegere a aparatelor componente

6.1. Alegerea pompei de caldură

6.2. Alegerea ventiloconvectoarelor

6.3. Alegerea boilerului

7. Norme de tehnica securitații muncii

8.1. Reguli generale

8.2. Reguli privind agentul frigorific

8.3. Reguli privind conectarea electrică

8.4. Reguli privind darea in exploatare si intreținerea

8. Schema instalației

9. Anexe

10. Bibliografie

1.Introducere

1.1 Descrierea rolului și funcționării sistemelor de încalzire cu pompe de căldură.

Resursele limitate de combustibil convențional și orientarea la nivel mondial spre protecția mediului au atras dupa sine folosirea a noi surse de energie regenerabilă , una dintre ele fiind folosirea energiei captate de la soare si stocată in mediile naturale precum aerul , roca, solul sau apele subterane. Folosirea pompelor de caldură a inceput in anii 80 dar datorită deficiențelor tehnice a dus la o decădere rapida a folosirii lor. Aceste deficiențe au fost inlăturate și astăzi, pompele de căldură reprezintă echipamente de incălzire sigure , eficiente și inovative cu funcționare economică din punct de vedere al consumului de energie electrică

Pompa de căldură poate fi comparată cu funcționarea inversă a unui frigider , Aceasta preluind căldura stocată intr-o sursă de caldură și o transferă sistemului de incălzire din interiorul unui imobil pe când frigiderul preia căldura din interiorul lui si o transferă in exterior, ( fig. 1.1)

Fig.1.1 Principiul de funcționare al unei pompe de căldură [1]

Pentru ca pompa de căldură să poată extrage energia acumulată in sursa de căldură și să o transfere în sistemul de incălzire al imobilului sunt necesare trei circuite separate

Circuitul primar, care va extrage energia termică din sursa de căldură și va menține o temperatură de ieșire scăzută pentru a putea prelua energia disponibilă din această sursă

Circuitul agentului frigorific , care este un circuit închis ce preia energia termică captată din sursa de căldură si o transferă către circuitul agentului termic

Circuitul agentului termic este reprezentat de către sistemul de încalzire al imobilului si boilerul pompei de caldură

In figura ce urmează se va observa clar cele trei circuite ( fig. 1.2)

Fig.1.2 Circuitele de funcționare ale pompelor de căldură [2]

În continuare voi prezenta procesele care au loc in fiecare circuit in parte. Din circuitul primar face parte un colector care este umplut cu un amestec de glicol si apă pentru a fi protejat la ingheț, care este agentul primar . Acest circuit poate fi folosit in trei variante : Scufundat intr-un lac , ingropat in sol sau in aer liber , de unde va capta energia termică inmagazinată crescând astfel temperatura agentului primar . Acesta va fi impins in vaporizatorul pompei de căldură

Agentul frigorific , care este în circuit închis este împins de catre compresor prin vaporizator , (care este un schimbător de căldură) și forțat sa fiarbă pe măsură ce presiunea din ventilul de expansiune scade , iar apoi vaporizează sub forma de gaz.

Datorita diferenței de temperatura dintre cei doi agenți si conform principiului întâi al termodinamicii agentul primar va ceda energia captata agentului frigorific in vaporizator . Agentul frigorific care conține acum o cantitate mare de energie sub forma de căldură , va fi transferat spre compresor unde i se va ridica atât temperatura cât și presiunea

Agentul frigorific î-si va continua apoi traseul spre condensator . Aici are loc procesul de condensare , agentul frigorific cedează energia sa termică catre agentul secundar din circuitul de incălzire . Temperatura agentului frigorific va scădea și î-și va relua starea lichidă de agregare

Circuitul de incălzire care a preluat energia termică cedată de agentul primar în condensator va transporta această energie până la radiatoare, ventiloconvectoare , incălzire prin pardoseală și boiler . Agentul frigorific trece apoi prin ventilul de expansiune unde presiunea sa va scădea și va incepe sa vaporizeze iar intregul proces se va relua.

Aceste pompe de căldură sunt extrem de eficiente deoarece foloseste energia termică disponibilă din sursa de căldură și redă de doua sau trei ori mai multă energie termică decât energia electrică consumată În situația în care se vor realiza construcții moderne cu izolație termică imbunatațită și cu reducerea necesarului de căldură , utilizarea acestor pompe reprezintă cea mai buna opțiune , fiind o metodă foarte economică și ecologică de incălzire a imobilelor (fig. 1.3 ) .

Fig.1.3 Coeficientul de performanța al pompei de căldură [3]

1.2 Stabilirea dimensiunilor și a amplasamentului

Hala pentru care vrem să proiectam această instalație de incălzire se află situată in localitatea Sebeș din județul Alba .

Clima are unele caracteristici specifice, mai aparte datorită existenței lanțului carpatic ce indeplinește rolul benefic de paravan , impiedicând intemperiile reci dinspre nord-est. Aflată la adăpost, depresiunea are un climat de nuanța mediteraneană, cu ierni blânde fără viscole mari, cu veri răcoroase, prelungite și un echilibru atmosferic favorabil. Temperatura aerului atinge cota medie multianuala de 9,6oC. Media lunii ianuarie se ridică la -2,4oC iar a lunii iunie la 19,9oC. Precipitatiile atmosferice sunt în general constante totalizând o medie anuală de 976 mm.

Fig.1.4 Vedere din satelit a amplasamentului [2]

Fig.1.5 Plan fațade [3]

Zona climatică III, având temperaturi de calcul de -18oC iarna ( conform anexa D din Normativul C 103/3-97) . Vânturile nu prezintă caracteristici deosebite . Valoarea de referință a presiunii vântului avînd intervalul mediu de recurență IMR=50 ani este de 0,5KN (conform Cod de proiectare indicativ NP082-94 Bazele proiectării și acțiunii vântului asupra construcțiilor). Valoarea caracteristică din zăpada pe sol So,k=2,0KN/m2 (conform Cod de proiectare indicativ C.R.1-1-3-2005 Evaluarea acțiunii zăpezii asupra constructiilor).

Fig.1.6 Plan bază hală [4]

Hala se întinde pe o suprafață de 4220,10 m2. Anvelopa clădirii, alcătuită din pardoseală pereți laterali și acoperiș reprezintă o suprafață de 10807,78 m2. Pardoseala care cuprinde o suprafață de 4220,1 m2 este realizată dintr-un strat de beton armat cu grosimea de 0,3 m și care are un coeficient de transfer termic, λ=1,74 W/mK .

Pereții laterali (fig.1.11.) reprezintă o suprafață de 2060 m2 și sunt alcătuiți din;

• Panouri sandwich (fig.1.9) de tipul TOP WALL de 0,080 m , cu o suprafață de 1837,92 m2 , și care au coeficientul global de transfer termic k = 0,27 W/m2 K. Panourile sandwich reprezintă o soluție practică și economică, destinată inchiderii clădirilor industriale, comerciale sau depozite. Acestea sunt panouri termoizolante având ca izolant spuma poliuretanică. Sunt folosite la realizarea închiderilor exterioare sau la pereți de compartimentare, pentru o gamă variată de lucrări cu diferite destinații

Fig 1.9.Panou sandwich perete [3]

Fig 1.10.Detalii de îmbinare și montaj [3]

Tabel 1.1.Parametri panoului în funcție de grosime [3]

• Perete beton armat cu înalțimea de 0,85 m , grosimea de 0,25m , având o suprafață totală de 222,22 m2 și conductivitatea temică λ=1,74 W/mK (punctul 1 , fig 2.8.) .

• Uși acces PVC-U cu grosimea de 0,020 m , având o suprafață totală de 40,2 m2 și conductivitatea termică λ=1 W/mK (punctul 4 fig.2.8.) .

• Geamuri termopan cu grosimea de 0,024m și o suprafață totală de 33,6 m2 și având conductivitatea termică λ=1,4 W/mK.

Acoperișul are o suprafață de 4527,54 m2 și este alcătuit din;

• Panouri sandvich de tip TOP ROOF-CTB-C5 (fig.1.12.) cu grosimea de 0,04 m , având o suprafață de 4171,54 m2 și coeficientul global de transfer termic k = 0,43 W/m2 K.

Fig .1.12.Panou sandwich acoperiș [3]

Luminatoare din plăci de policarbonat de tipul Macrolux(fig 1.13.) cu grosimea de 0,00613 m având suprafața de 356 m2 și coeficientul global de transfer termic k = 3,6 W/m2K.

Izolarea termică oferită de plăci este ridicata

Fig 1.13.Placă policarbonat luminator

• Trape aerisire (fig1.14.), din policarbonat 0,00613 m , având suprafața totală de 96 m2 și coeficientul global de transfer termic k = 3,6 W/m2K.

2.Determinarea necesarului de căldură pentru încălzirea halei

2.1.Temperatura exterioară de calcul

Starea atmosferei într-un punct oarecare poate fi exprimată cu ajutorul câtorva mărimi fizice : temperatura și umiditatea aerului, viteza vântului, cantitatea de precipitații, presiunea atmosferică. Acestea sunt denumite elemente meteorologice principale ale climei. Există și o serie de parametri atmosferici cu influență redusă asupra construcțiilor, cum ar fi starea de electrizare a atmosferei, radioactivitatea, compoziția chimică, conținutul de suspensii etc.

Elementele meteorologice variază în timp sub influența factorilor climatici: radiația solară, natura terenului, relieful, vegetația, circulația generală a aerului, altitudinea, apropierea mării, etc. Din punct de vedere al comportării termice a clădirilor parametrul cel mai important este temperatura aerului exterior, care prezintă variații periodice (diurne și anuale) și neperiodice (accidentale).

. Elementele exterioare de construcție (pereți de închidere, acoperișuri etc.) se află sub influența directă a condițiilor climatice care depind în primul rând de amplasament. Pentru evaluarea performanțelor higrotermice ale acestor elemente, se utilizează valori convenționale ale parametrilor climatici privind:

temperaturile convenționale ale aerului exterior pentru perioadele de iarnă și de vară;

umiditatea aerulferite destinații

Fig 1.9.Panou sandwich perete [3]

Fig 1.10.Detalii de îmbinare și montaj [3]

Tabel 1.1.Parametri panoului în funcție de grosime [3]

• Perete beton armat cu înalțimea de 0,85 m , grosimea de 0,25m , având o suprafață totală de 222,22 m2 și conductivitatea temică λ=1,74 W/mK (punctul 1 , fig 2.8.) .

• Uși acces PVC-U cu grosimea de 0,020 m , având o suprafață totală de 40,2 m2 și conductivitatea termică λ=1 W/mK (punctul 4 fig.2.8.) .

• Geamuri termopan cu grosimea de 0,024m și o suprafață totală de 33,6 m2 și având conductivitatea termică λ=1,4 W/mK.

Acoperișul are o suprafață de 4527,54 m2 și este alcătuit din;

• Panouri sandvich de tip TOP ROOF-CTB-C5 (fig.1.12.) cu grosimea de 0,04 m , având o suprafață de 4171,54 m2 și coeficientul global de transfer termic k = 0,43 W/m2 K.

Fig .1.12.Panou sandwich acoperiș [3]

Luminatoare din plăci de policarbonat de tipul Macrolux(fig 1.13.) cu grosimea de 0,00613 m având suprafața de 356 m2 și coeficientul global de transfer termic k = 3,6 W/m2K.

Izolarea termică oferită de plăci este ridicata

Fig 1.13.Placă policarbonat luminator

• Trape aerisire (fig1.14.), din policarbonat 0,00613 m , având suprafața totală de 96 m2 și coeficientul global de transfer termic k = 3,6 W/m2K.

2.Determinarea necesarului de căldură pentru încălzirea halei

2.1.Temperatura exterioară de calcul

Starea atmosferei într-un punct oarecare poate fi exprimată cu ajutorul câtorva mărimi fizice : temperatura și umiditatea aerului, viteza vântului, cantitatea de precipitații, presiunea atmosferică. Acestea sunt denumite elemente meteorologice principale ale climei. Există și o serie de parametri atmosferici cu influență redusă asupra construcțiilor, cum ar fi starea de electrizare a atmosferei, radioactivitatea, compoziția chimică, conținutul de suspensii etc.

Elementele meteorologice variază în timp sub influența factorilor climatici: radiația solară, natura terenului, relieful, vegetația, circulația generală a aerului, altitudinea, apropierea mării, etc. Din punct de vedere al comportării termice a clădirilor parametrul cel mai important este temperatura aerului exterior, care prezintă variații periodice (diurne și anuale) și neperiodice (accidentale).

. Elementele exterioare de construcție (pereți de închidere, acoperișuri etc.) se află sub influența directă a condițiilor climatice care depind în primul rând de amplasament. Pentru evaluarea performanțelor higrotermice ale acestor elemente, se utilizează valori convenționale ale parametrilor climatici privind:

temperaturile convenționale ale aerului exterior pentru perioadele de iarnă și de vară;

umiditatea aerului exterior;

regimul vânturilor (viteza de calcul a aerului exterior).

În funcție de caracteristicile climatice în condiții de iarnă, teritoriul țării este împărțit în 4 zone (fig. 2.1.), cu valorile temperaturii exterioare conform. tabelului 2.1

Tabel 2.1. Zona și valoarea temperaturii [4]

Tabel 2.2.Temperatura de calcul în ziua de iarnă [4]

Fig.2.1. Zonarea climatică a României pentru perioada de iarnă

Fig. 2.2. Umiditatea aerului exterior: variația anuală a parametrilor caracteristici

Umiditatea relativă a aerului exterior este aproximativ 90% (fig.2.2.) iar viteza vântului de 6m/s.

Temperatura solului , la cota stratului invariabil (CSI), considerată la adâncimea de 7,0 m de la CTS, este constantă tot timpul anului și are valorile din tabelul 2.1.3.,în funcție de zona climatică.În fig.2.l.2. se prezintă variația convențională a temperaturilor în sol, rezultată dintr-un calcul unidirecțional, pe baza temperaturilor Te și Tp (tabelul 2.1.3.și fig 2.2) și a conductivităților termice. Se precizează caracterul convențional și acoperitor al variației temperaturilor în sol între valorile efective ale temperaturilor de calcul Te (laCTS) și Ti (la CSI).

Tabel 2.3.Temperaturi convenționale de calcul

Fig.2.3.Variația convențională a temperaturilor în sol considerată în calcule

2.2. Parametri climatici interiori

,,O ambianță poate fi caracterizată din punct de vedere higrotermic prin temperatura aerului interior, temperatura suprafețelor delimitatoare și, pe de altă parte, prin umiditatea și viteza de mișcare a aerului.

Cercetări bazate pe experimentări pe grupuri mari de persoane, menținute în medii cu caracteristici diferite, au condus la concluzia că starea de confort termic poate fi realizată pentru diferite combinații de valori ale parametrilor microclimatici, în corelație cu natura activității și îmbrăcăminte. Astfel, o persoană trecută succesiv prin încăperi cu aceeași temperatură, dar cu umidități diferite, are senzația de mai cald acolo unde umiditatea este mai mare. Efectul este minor în cazu temperaturilor apropiate de 20 °C , dar devine mai important la temperaturi mai ridicate contribuind la accentuarea stării de cald înăbușitor sau „zăpușeală”. Dimpotrivă, o umiditate scăzută a aerului determină uscarea mucoaselor, cuplurile de valori temperatură – umiditate determinând anumite zone de confort.

O influență accentuată asupra confortului termic o exercită temperatura suprafețelor limitatoare ale unei încăperi, explicabil prin faptul că schimburile de căldură prin radiație (dintre corp și suprafețele pereților, pardoselii și tavanului) intervin cu o pondere importantă.

Viteza de mișcare a aerului influențează confortul încăperilor, o viteză mare reclamând o temperatură mai ridicată și invers, efectul temperaturilor ridicate atenuându-se prin creșterea vitezei de mișcare a aerului. Satisfacerea exigențelor de confort reclamă anumite valori pentru parametrii microclimatului interior funcție de destinația spațiului, respectiv natura activității și îmbrăcăminte.

Temperatura minimă a aerului interior, ce asigură în anotimpul rece un nivel acceptabil de confort în încăperilor clădirilor de locuit și o parte dintre clădirile publice (spitale, grădinițe, creșe etc.), este Ti = +18…+22 °C.

Pentru încăperile clădirilor publice cu regim normal de climat interior (teatre, cinematografe, scoli, cluburi, gări, clădiri social-administrative etc.), temperatura minimă de confort a aerului interior este Ti = +16…+20 °C.

Diferența de temperatură pe verticală între nivelul gleznelor (la 0,1 m de pardoseală) și nivelul capului (1,8 m pentru o persoană în picioare și 1,1 m pentru o persoană șezând) trebuie să respecte condiția: T ≤ 3,0 C.

Umiditatea relativă a aerului interior trebuie să fie în intervalul 30…70%.

Viteza de mișcare medie a aerului nu trebuie să depășească 0,15 m/s.”[5]

2.3. Calculul pierderilor de căldură

Pentru efectuarea calculelor în vederea alegerii și dimensionării instalației termice, pentru încalzirea unei clădiri, trebuie, mai întâi, să se determine necesarul de căldură specific spațiului considerat . Necesarul de căldură pentru o clădire se determină în funcție de pierderile de căldură prin pereți, necesarul de căldură pentru obținerea apei calde menajere și necesarul de căldură pentru reîmprospătarea aerului, avându-se în vedere și alte pierderi care mai pot apărea, de exemplu pierderile de căldură datorate deschiderii ușilor sau prin neetanșeități.

Necesarul de căldură determină în mod direct consumul de energie. În vederea scăderii consumului de energie se studiază, mai întâi, posibilitățile de reducere a necesarului de căldură prin reducerea, pe cât posibil a pierderilor de căldură prin pereți, producerea apei calde menajere în regim de acumulare, scăderea necesarului de căldură pentru reîmprospătarea aerului prin folosirea unei părți din energia reziduală a aerului viciat, exhaustat pentru preîncălzirea aerului proaspăt, care este introdus în incinta încalzită.

Necesarul de căldură se calculează cu relația :

[W] (2.1)

unde:

este sarcina termică sau puterea transmisă prin elementele construcției, în [W];

este sarcina termică sau puterea transmisă datorita ventilării sau aerisirii, în [W];

este sarcina termică sau puterea transmisă pentru prepararea apei calde menajere, în [W]

2.3.1.Sarcina termică transmisă prin elementele construcției

Sarcina sau puterea termică transmisă prin elementele construcției, prezintă la rândul ei mai multe componente care pot fi însumate

[W] (2.2)

unde:

este sarcina sau puterea termică transmisă prin pereți, în [W];

– este sarcina sau puterea termică transmisă prin tavan, în [W];

-este sarcina sau puterea termică transmisă prin pardosea, în [W];

-este sarcina sau puterea termică transmisă prin uși, în [W];

– reprezintă degajările de căldură interne în [W]

Sarcinile termice transmise prin perețiii clădirii se determină cu relații de calcul de tipul:

[W] (2.3)

unde:

reprezintă coeficientul global de transfer termic prin perete, în [W/m2K];

reprezintă suprafața peretelui, în [m2];

reprezintă temperatura în interiorul locuinței, în[˚C];

reprezintă temperature exterioară, în [˚C].

Coeficientul global de transfer termic , se determină cu relația (2.4):

[W/m2K] [6] (2.4)

unde:

este rezistența termică de convecție pe suprafața interioară a peretelui,în [m2K/W];

este suma rezistențelor termice a diferitelor straturi de materiale ce compun peretele, în [m2K/W];

este rezistența termică de convecție pe suprafața exterioară a peretelui, în [m2K/W];

este rezistența termică a stratului de izolație termică a peretelui, în[m2K/W];

Valoarea coeficientului de transfer termic la interior se consideră :

αi = 8 W/m2K

iar la exterior:

αe = 24 W/m2K

Tabelele următoare reprezintă calculele sarcinii termice transmisă prin anvelopa clădirii;

Tabel 2.4.Sarcina termică transmisă prin pereții halei

=45516,12 W

Tabel 2.6. Sarcina termică transmisă prin pereții vestiarului

= 2922,014 W

Sarcina termică totală transmisă prin pereți este;

11 = h log + vest 11= 48438,13 W 11 = 48,43 kW

2.3.2.Sarcina termică transmisă prin acoperiș

12=116312,7+2696,1=119008,8 W 12= 119 kW

2.3.3.Sarcina termică transmisă prin pardosea

13 = 4618,3+271,3= 4889,6 W 13 = 4,9 kW

În figurile următoare se prezintă ponderea suprafețelor elementelor anvelopei clădirii și fluxurile termice pierdute prin acestea;

Fig.2.4.Ponderea suprafețelor anvelopei clădirii

Fig.2.5.Sarcina termică pierdută prin anvelopa clădirii

În vederea realizării instalației de incălzire se pot aduce unele îmbunătățiri anvelopei clădirii în scopul reducerii pierderilor de căldură. Elementele construcției la care se poate interveni în vederea îmbunătățirii performanțelor energetice sunt panourile sandwich. În funcție de grosimea panoului , pierderile de căldura prin anvelopa clădirii pot fi reduse .Dacă se va folosi panou cu grosimea de 0,14m, pierderea de căldura va fi de 10844 W fata de 20914,5 W. Deci o diferenta de 10 kW.

Fig 2.6.Influența grosimii izolației asupra fluxului termic

Sarcina totală transmisă prin anvelopa clădirii va fi:

A = 11 + 12 + 13 = 48,43 + 119 + 4,9 = 172,33 kW

Sarcina totală transmisă prin anvelopa clădirii reprezintă 172,3 kW, dar conform SR 1907 pentru hale cu lățimi mai mari de 10 m și înălțimi mai mari de 5 m se aplică un factor de corecție E = 1,12 .

Deci sarcina totală transmisă prin anvelopa clădirii va fi :

A= 206 kW

2.3.4.Calculul sarcinii termice pierdută prin deschiderea ușilor

Sarcina termică pierdută prin deschiderea ușilor este dată de relația ;

= [ 8 + ( 0,0670 · Δtu )] · τu ·ρai · lu · hu · [7] (2.5.)

În care : Δtu = te – ti , în [K] , -diferența dintre temperatura aerului din exteriorul ușii te , și temperatura aerului din interiorul camerei ti ;

τu – timpul de deschidere a ușilor , în [min/h ];

ρa,i – densitatea aerului din spațiu încălzit , in [kg/m3 ];

ρa,e –densitatea aerului de pe suprafața exterioară a ușii , in [kg/m3 ]

lu –latimea ușii , in[ m ]

hu –înalțimea ușii , in[ m ]

ia,e –entalpia aerului de pe suprafața exterioară a ușii ,în [kJ/kg ]

din diagrama i – x , pt . te = -18˚C,șiφ = 85% ; i = -16,62 kJ/kg

ia,i entalpia aerului din interiorul halei ,în [kJ/kg ]

din diagrama i – x , pt . ti = +16˚C,φ = 65%; i = 34,70 kJ/kg

cpa -coeficient de diminuare dat de prezența unei perdele de aer la ușă ;

cpa = 1 – pentru uși fără perdea ;

cpa =0,25 – pentru uși cu perdea ;

calcul pentru o ușă secționată fără perdea de aer

= [ 8 + ( 0,0670 · 34 )] · 1 ·1,222 · 4 · 5 · = 10,3 kW

calcul pentru o ușă secționată cu perdea de aer

Qdu = [ 8 + ( 0,0670 · 34 )] · 1 ·1,222 · 4 · 5 · = 2,5 kW

Pentru calcul se ia în considerare varianta b de unde rezultă;

-pentru hală logistica duh = 2,5 ·2 = 5 kW

În vederea realizării investiției, hala se va dota cu perdele de aer, la uși, pentru a se evita pierderile de căldură . O instalație de perdea de aer constă în introducerea cu viteză mare ( 8 – 15 m/s ) a unui debit de aer sub forma unui jet plan , pe toată lățimea ușii (fig.2.3).

Fig.2.7.Structura unei perdele de aer [4] Fig.2.8.Perdele verticale bilaterate

Aerul necesar este aspirat din exterior sau interior cu ajutorul unui ventilator și este refulat sub forma unei perdele prin fanta canalului de distribuție, vertical,în planul ușii, spre exteriorul acesteia.

Refularea aerului se face printr-un distribuitor de aer de tip uniform,montat în partea de jos a ușii sau pe tocul acesteia . Jetul de aer este trimis sub un unghi α față de planul ușii . Aerul rece din exterior are tendința de a intra în incintă prin deschiderea respectivă, ceea ce conduce la schimbarea direcției jetului,care se înconvoaie , axul acestuia întâlnind din nou planul ușii la distanșa ho de pardoseală.

Pentru ușile secționate se vor folosi perdele verticale bilaterale . Acestea au două canale de distribuție dispuse pe cele două laturi verticale opuse (fig.2.4. ).Aerul ce se refulează va fi aspirat din interiorul halei din partea superioară, unde aerul este mai cald decât în partea de lucru,iar posibilitatea ca aspirația să producă curenți de aer este redusă din cauza înalțimii mari a halei și avolumului mare de aer pe care îl conține.

2.3.5.Degajări de căldură interne

2.3.5.1 Degajări metabolice care provin de la personal

Fluxul termic emis de o persoană adultă variază între 65 W (perioada somnului) și 200 W

(activitate fizică moderată). Valoarea depinde și de suprafața corpului și de gradul de îmbrăcare al acesteia. Pentru o persoană adultă tipică (suprafața corpului cca. 1,6 m²), valorile fluxului termic emis funcție de activitatea desfășurată de aceasta sunt date în tabelul 2.10.

Tabel 2.10.Valori ale fluxului de căldură emis de corpul uman în funcție de activitate

Sarcina termică dată de personalul de deservire se exprimă prin relația:

pd = ,în [W] (2.6)

în care:

np- numarul persoanelor de deservire;

qp-cantitatea de caldura degajată în unitatea de timp de o persoană în [W]

τp il -durata activitații persoanelor în h/zi

pentru hală logistică: pd = = = 1500 W

pentru vestiar : pd = = 6,25 W

Fluxul total de căldură degajat de personalul de deservire este :

pd = 1506,25 W = 1,5 Kw

2.3.5.2 Sarcina termică dată de materialul rulant

Materialul rulant ce se folosește la ridicarea și manipularea pieselor din hala este reprezentat de patru motostivuitoare

Sarcina termică dată de acestea este:

mr = , în [W] [7] (2.7)

În care,

nmr – numărul de material rulant

Pmr – puterea totală a materialului rulant , ce se compune din suma puterii motrice și puterea de ridicare ,în W.

τmr –durata în care materialul rulant acționează

24 – numărul de ore într-o zi

pentru hală logistica mr = = 8893,3 W

Fluxul de căldură degajat de materialul rulant este : mr = 8,9 kW

2.3.5.4.Sarcina termică dată de iluminat

Cantitatea de căldură degajată de sursele de iluminat se determină cu relația;

il = [W] [7] (2.9)

în care ,n – numărul lămpilor;

P – puterea fiecărei lămpi , în W ;

τil – timpul de iluminare a lămpilor ,în h/zi ;

24 – numărul de ore într-o zi ;

În tabelul 2.12 sunt trecute degajările de căldură produse de corpurile de iluminat în cele trei compartimente ale halei .

Tabel 2.12.Degajările de căldură provenite de la iluminat

il = 12,015 kW

2.4.Sarcina termică transmisă datorita ventilării

Ventilarea halei se face în mod natural prin trapele de aerisire situate în acoperiș. Acest sistem se bazează pe principiul mișcării aerului ascensional datorită diferențelor dintre temperatura interioară și cea exterioară.

Sarcina termică pierdută prin reînprospătarea aerului se calculează cu relația;

= ·Δi ,în [kW] [4] (2.10 )

în care:

– debitul masic de aer exterior introdus în hală,în [kg/s]

Δi – diferența de entalpii dintre aerul din interior și cel exterior,în [kJ/kg]

Debitul masic de aer proaspăt introdus în interior este dat de relația;

= , [kg/s] (2.11 )

În care:

– debitul volumic al aerului exterior ce se introduce în hală,în [m3/zi;]

ρai – densitatea aerului din interior, în [kg/m3]

Deoarece debitul volumic al aerului exterior este în [m3/zi] , la numitor se trec 24ore,iar fiecare oră are 3600 secunde.

Debitul volumic de aer de reîmprospătare se calculează cu relația:

= V · n , [m3/zi] (2.12)

În care :

V – volumul de aer din spațiu interior, în[ m3]

n – rata de reînprospătare a aerului și are valoarea:

n = , [zi-1] (2.13)

Tabel 2.13.Fluxul de căldură pierdut prin reîmprospătarea aerului

Sarcina termică pierdută prin reînprospătarea aerului este:

= 15 kW

2.5.Necesarul de căldură pentru prepararea apei calde menajere

„Prepararea apei calde menajere, reprezintă o componentă importantă a necesarului de căldură al unui imobil. În cazul utilizării surselor regenerabile de energie, cum sunt energia solară sau energia geotermală utilizată în pompele de căldură, temperatura apei calde menajere preparate, va fi de cca.45°C. În cazul în care căldura pentru prepararea apei calde se obține prin arderea unor combustibili clasici solizi, lichizi sau gazoși, biomasă solidă, biogaz, etc., temperatura apei va fi de 60…65°C. În ambele cazuri, temperatura apei la utilizare va fi de cca. 40°C, acestă temperatură fiind reglată prin adaos de apă rece.

Prepararea apei calde menajere cu ajutorul energiilor regenerabile, se realizează în regim de acumulare. Nu se utilizează niciodată regimul “instant” de preparare a apei calde, deoarece acesta din urmă, presupune sarcini termice mari, deci echipamente scumpe. Astfel, cu ajutorul surselor regenerabile de energie, apa caldă menajeră este preparată în boilere, al căror volum de acumulare trebuie determinat în funcție de consumul zilnic de apă pe care trebuie să îl asigure.

O problemă importantă a prepararării apei calde menajere la temperaturi sub 60°C, este că în boilerele aflate sub această temperatură, se poate dezvolta o bacterie, denumită Legionella Pneumophila. Această bacterie nu afectează sistemul digestiv, dar este extrem de agresivă pentru sistemul respirator, afectând plămânii și poate provoca inclusiv moartea pacienților. În băi, bacteria menționtă poate să ajungă din apă în aer, iar de aici poate să fie inhalată în plămâni. Denumirea bacteriei este legată de legiunile romane, deoarece membrii acestora au fost primii oameni care au contactat boala, intrând în contact cu apă contaminată. Datorită acestei bacterii,cel

puțin boilerele pentru prepararea apei calde menajere la temperaturi sub 60°C, trebuie prevăzute și cu o rezistență electrică, sau cu o altă sursă de căldură, deoarece apa caldă menajeră

din boiler trebuie încălzită pentru cel puțin pentru o oră pe zi, până la temperatura de 60°C, la care această bacterie este distrusă

În instalațiile pentru prepararea apei calde menajere se pot utiliza diferite tipuri de boilere, așa cum se observă în figurile 2.17….2.20., care pot fi racordate la diverse echipamente de încălzire funcționând cu diverse surse de energie.

Fig.2.17.Boiler vertical cu o serpentină Fig.2.18.Boiler vertical cu două serpentine și

rezistență electrică

Fig.2.19.Boiler vertical electric Fig.2.20.Boiler orizontal cu o serpentină

Calculul de dimensionare a boilerelor pentru prepararea apei calde menajere, are ca scop determinarea volumului acestora, cel puțin egal cu volumul zilnic necesar de apă caldă. Pentru dimensionarea orientativă, din punct de vedere termic, a sistemului de preparare a apei calde menajere, în cazul utilizării surselor regenerabile de energie, se poate considera un consum normal de apă caldă de 50 l/pers/zi, la temperatura de 45°C. În cazul în care beneficiarul estimează că va depăși consumul normal de apă caldă, se va ține seama de acest lucruși se va dimensiona boilerul pentru consumul de apă indicat de beneficiar.

Volumul minim al boilerului Vbmin, se poate calcula cu relația:

Vb min = (2.14.)

unde

– n – numărul de persoane; n = 10

– Czn – consumul zilnic normat pe persoană, luat în considerare; Czn= 50 l

– tacm – temperatura apei calde menajere la punctul de consum; tacm= 45 °C

– tar – temperatura apei reci la intrarea în boiler; tar= 8 °C

– tb – temperatura apei calde din boiler tb= 60 °C

În cazul utilizării energiei solare, sau energiei geotermale (pompe de căldură) boilerele se vor supradimensiona față de volumul minim de apă, cu un factor de supradimensionare f=1,5…2. În cazul preparării apei calde menajere la 45°C, acestă supradimensionare are scopul ca în timpul utilizării apei calde, să nu fie sesizată o scădere progresivă evidentă a temperaturii apei, datorate pătrunderii treptate în boiler a apei reci care completează apa caldă consumată. În cazul boilerelor cu volumul minim calculat după relația matematică prezentată anterior, pe măsură ce s-ar consuma apa caldă din boiler și aceasta ar fi înlocuită de apă rece, s-ar sesiza scăderea treptată a temperaturii apei calde, ceea ce ar crea un fenomen de disconfort evident în cazul utilizării unor cantități mai mari de apă caldă, la un moment dat (ex. în timpul dușului). În cazul instalațiilor de preparare a apei calde menejare cu ajutorul combustibililor clasici, a biomasei solide, a biogazului sau a energiei electrice, nu este necesară supradimensionarea boilerului.

Ținând seama de cele menționate anterior, volumul boilerului Vb, se va calcula cu relația:

Vb = f ·Vb min = f · (2.15.)

f = 1,6 Vb = 1,6 · = 569 litri

În acest caz se va alege un boiler de 600 l, prevăzut cu o serpentină racordată la pompa de căldură și o rezistență electrică pentru ridicarea zilnică a temperaturii până la 60˚C.

Sarcina termică necesară pentru prepararea apei calde menajere se determină cu relația:

= [kW] (2.16.)

Unde .

m este cantitatea de apă caldă preparată:

m = n Czn·ρ [kg]

ρ este densitatea apei, care variază în funcție de temperatură, dar pentru calcule orientative se poate considera ρ = 1000 kg/m3 ;

n-numărul de persoane

Czn -consumul normat pe persoană;

cw căldura specifică a apei, se poate considera cw = 4,186 kJ/kgK

tb –temperatura până la care este încălzită apa din boiler;

tr – temperatura apei reci;

τ – timpul în care este încălzită apa” [9]

Sarcina termică necesară pentru prepararea apei calde menajere este;

= = 3,22 kW

Necesarul de căldură pentru hală este :

= A + du – pd – pd – m – il + V + acm = 200 kW

= 200 kW

3.Soluții tehnice de încalzire utilizând pompe de căldura

Unul din principalele obiective al politicii energetice la nivel mondial este reducerea consumurilor de combustibil fosil ( fig. 3.1.) . În această ordine de idei, folosirea surselor regenerabile de energie pentru incălzirea locuințelor, este un obiectiv atent urmarit , având ca scop într-n context de dezvoltare durabilă, creșterea siguranței în alimentarea cu energie , dezvoltarea la scara comercială a tehnologiilor energetice viabile și protejarea mediului înconjurător. Instalațiile termice ce folosesc surse de energie regenerabilă sunt în prezent o soluție convenabilă pentru o energie ieftină și relativ curată.

Fig.3.1. Evoluția consumului cumulat de energie primara la nivel mondial si previziunile

Internațional Energy Agency pâna în anul 2030 [4]

Deoarece nu produc emisii poluante, energiile regenerabile prezintă reale avantaje pentru mediul mondial și pentru combaterea poluării locale. Reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră devenind o preocupare de actualitate pe plan mondial, are ca scop folosirea energiilor regenerabile. Studiile oamenilor de știință au devenit în ultimii ani tot mai unanime în a aprecia că o creștere puternică a emisiilor mondiale de gaze cu efect de seră, va conduce la o incălzire globala a atmosferei terestre ( fig. 3.2.), cu efecte dezastruoase asupra mediului înconjurător

Fig.3.2. Emisiile anuale de dioxid de carbon defalcate pe diferiți combustibili [5]

Ținând seama de timpul de implementare a unor noi tehnologii si de înlocuire a instalațiilor existente , este necesar sa se accelereze ritmul de dezvoltare a noilor tehnologii curate și a celor care presupun consumuri energetice reduse . Pentru utilizarea practică a surselor de energie , pe lângă o temperatură cât mai constantă pe parcursul întregului an, mai trebuie respectate următoarele criterii:

– Disponibilitate suficientă, capacitate cât mai mare de acumulare, nivel cât mai ridicat de temperatură, regenerare suficienta, captare economica , timp redus de așteptare ,să nu fie corosivă.

Funcționarea pompelor de căldură are la bază principiul al doilea al termodinamicii. Acest principiu ne spune că pentru a putea face posibilă trecerea căldurii de la un corp cu o temperatură mai scazută la un corp cu o temperatură mai ridicată este nevoie de consum de lucru mecanic

Prin utilizarea unei instalații termice sub forma unei pompe de căldură se face posibilă preluarea energiei termice solare, înmagazinată sub forma de caldură din apă, sol sau aer și folosirea ei pentru încălzirea locuințelor

Toate aceste surse de căldură mai sus menționate, reprezintă un acumulator al sursei de energie solare , astfel încât utilizând aceste surse , se utilizează indirect energia solară. Pentru mediul din care se extrage căldura, apa,solul sau aerul se foloșeste denumirea de sursă caldă sau de mediu răcit . Mediul în care se valorifica căldura se numeste sursa rece sau mediu încălzit. În componența unei pompe de căldura se regasesc în mod obligatoriu urmatoarele componente : un vaporizator, un condensator și un ventil de laminare. Fără aceste aparate instalația nu ar putea funcționa. Alte componente care se mai gasesc in instalatiile pompelor de căldură sunt schimbatoarele de căldură intermediare a căror importanța le face sa fie folosite frecvent. Un rol important le au și elementele de automatizare care realizează o crestere a randamentului instalației si o utilizare usoară .

3.1. Varianta sol- apă

Pompa de căldură în varianta sol- apă utilizează energia solară stocată in sol. Solul capteaza energia solară fie direct prin radiație, fie sub formă de căldură provenită de la precipitatii si din aer . Solul înmagazinează și menține căldura pe o perioadă mai lungă de timp ceea ce conduce la un nivel de temperatură al sursei de căldură aproximativ constant de-a lungul unui an ceea ce facilitează funcționarea pompelor de căldură cu un randament ridicat. Temperatura în sol se situeaza intre 7 si 130 C pe toată perioada unui an la o adâncime de 2m.

Cantitatea de căldurăcare se poate utiliza și prin urmare mărimea suprafeței necesare depinde foarte mult de calitatea solului. Mărimile determinante referitor la acest aspect sunt în primul rând cantitatea de apă din sol , cantitățile de componente minerale si mărimea porilor umpluti cu aer . Capacitatea de acumulare si conductibilitatea termică sunt cu atât mai mari cu cât solul este umectat cu apă si cu cât cantitatea de componente minerale este mai ridicată iar numarul de pori este mai redus

În următorul grafic (fig. 3.3) avem reprezentate variația temperaturii in sol

Fig.3.3 Variația temperaturii în sol [6]

Solul are proprietatea de a acumula și a menține energia solară pe o perioadă mai mare de timp, ceea ce duce la o funcționare a pompelor de căldură cu un coeficient de performanță ridicat datorat in principal unui nivel de temperatura aproximativ constant pe durata întregului an .

Căldura acumulată în sol se preia prin schimbătoare de căldură montate orizontal, numite și colectori pentru sol (fig.3.4) sau prin schimbătoare de căldură montate vertical sub denumirea de sonde pentru sol Aceste instalații funcționează în regim monovalent și se utilizează aproximativ la fel cu cele care extrag căldura din apa freatică, deoarece sondele și schimbătoarele de căldură se vor monta cât mai aproape de suprafața pânzei freatice. Montarea sondelor si a schimbătoarelor de căldură la un nivel inferior pânzei freatice nu se aproba de obicei , deoarece nu se poate prevenii avarierea orizontului pânzei freatice. Astfel se va proteja apa aflată la un nivel inferior

Fig.3.4. Instalatie termica cu pompă de căldură de tip sol-apă cu captatoare plane sau

verticale [7]

Preluarea căldurii din sol se face prin intermediul tuburilor din polietilenă , montate în sol pe o suprafață mare . Tuburile se amplasează paralel, în sol , la o adâncime de 1,2m pâna la 1,5m și în functie de diametrul tubului , la o distanța de cca. 0,3m până la 0,7m astfel încât pe fiecare metru pătrat de suprafață de captare să fie montat cca. 1,43m până la 2m de tub .

Avantajele sistemului sunt fiabilitatea, simplitatea in realizarea lui, investiție relativ mică, COP relativ ridicat . Dezavantajul principal al sistemului este necesarul ridicat de spațiu si faptul că nu poate fi amplasat pe orice sol . In cazul utilizării colectorilor orizontali, in jurul tuburilor nu trebuie sădite plante cu rădăcini foarte adânci.Regenerarea solului se realizează deja incepând cu a doua jumătate a sezonului de incălzire prin radiație solară si precipitații mai abundente, astfel încat este necesar să se poată asigura faptul că pentru sezonul următor“acumulatorul” sol este pregătit din nou pentru incalzire. Datorita suprafețelor mari de teren necesare pentru montarea colectorilor orizontali, uneori este dificila realizarea sistemului din motive de spațiu.Pentru suprafețe de teren mici, sondele pentru sol (fig.3.5.) reprezintă o alternativă la colectorul amplasat orizontal in sol.

Acestea se pot introduce la adâncimi de 50 până la 150 m. Sondele sunt fabricate de obicei din tuburi de polietilenă și de obicei se montează patru tuburi paralele ( sonda cu tub dublu cu profil U ). Amestecul apă-agent de protecție la ingheț curge până la nivelul cel mai de jos prin două tuburi și revine la vaporizatorul pompei de căldură prin celelalte două. Astfel se preia cădura din sol, pe toata lungimea tuburilor. Spațiile dintre tuburi și sol trebuie umplute cu un material cu o conductivitate termică bună ( bentonita).

Fig. 3.5. Pompă de căldură cu sistem de sonde verticale [8]

3.2. Varianta aer – apă

Pompa de căldură aer-apă extrage, din aerul exterior, energia solară înmagazinată sub formă de căldură și o introduce în circuitul pentru încălzire(fig.3.7.). Pompa de căldură aer–apă, reprezintă un sistem relativ simplu de montat și nu necesită lucrări speciale de amenajare ca săpături sau foraje. La fel ca pompele de căldură pentru sol și apă, pot funcționa pe durata întregului an. Dezavantajul major al sistemului este faptul că nu poate funcționa monovalent la temperaturi foarte scăzute ( începând de la cca.-15ºC ). Aceste pompe pot funcționa bivalent- paralel monoenergetic prin folosirea unei rezistențe electrice care intră în funcțiune latemperaturi foarte scăzute ( sub -15º C ). Datorită acestui fapt puterea de incalzire este limitată.

Fig.3.6. Pompe de căldura sistem aer – apă cu modul exterior [9]

Cu toate că pompa de căldură aer –apă are cel mai scăzut COP dintre toate pompele de căldură la care facem referire, ea este una dintre cele mai vândute pompe de căldură din Europa,fiind extrem de utilizată atât la sistemele de preparare a apei calde menajere cât și la încălzire. Modulul de aer poate fi montat atât în interiorul, cât și în exteriorul locuinței (fig.3.7.).

3.2. Varianta apă – apă

Pompa de caldură apă-apă (fig.3.6.) are un rol deosebit de important în industrie sau în exploatarea la maximum a izvoarelor geotermale. Apele reziduale sau apele geotermale cu temperaturi maxime de 28-30 ºC pot fi cu succes valorificate. În cazul apelor geotermale izvorul poate fi multiplicat prin folosirea în cascadă a mai multor pompe de căldură.. Evident se va ține cont de calitatea apei, acest impediment putând fi evitat prin folosirea unor schimbatoare de căldură adecvate (anticorosive). Pompa de căldură apă-apă poate fi utilizată și prin exploatarea apei din lacuri, fluvii, ape de tunel, baraje (care au temperaturi cuprinse între 8 – 12 ºC). Sistemul apă-apă este numit și sistem de captare cu buclă deschisă.

Acest tip de pompă de căldură poate realiza cel mai ridicat COP dintre toate tipurile la care ne referim. Un astfel de sistem apă-apă poate ajunge usor la un COP=5 și chiar îl poate depăși dacă este bine realizat și corect dimensionat. De asemenea poate furniza puteri impresionante ajungând la mii de kW, pe o singura unitate sau cuplând mai multe unități de putere mai mica. Cu toate acestea, până la ora actuală, cel puțin in Europa, nu este cea mai răspândită pompă de caldură.

Motivele sunt mai multe:

• calitatea apei trebuie să îndeplinească practic calitatea apei potabile;

• apa extrasă din straturile freatice trebuie reinjectată in sol (puțul de injecție trebuie să fie amplasat la min. 5m in aval față de direcția de curgere a apei in pânza freatică)

• pentru fiecare kW termic instalat este necesar un volum minim de apă de 160litri/ora, adică 0.16mc

Fig.3.6. Pompe de căldura sistemapă-apă [10]

4.Calculul termic al instalației

Calculul termic are ca scop determinarea schimburilor energetice cu exteriorul, realizate de instalația de încălzire.

Mărimile de intrare sunt:

– puterea instalației [kW];

– natura agentului frigorific;

– condițiile de lucru, reprezentate de temperaturile de vaporizare t0 și de condensare tk.

Mărimile calculate sunt:

– debitele masic [kg/s] și volumice aspirate [m/s] de agent frigorific;

– schimburile energetice cu exteriorul.

Schema instalației cu interacțiunile energetice este reprezentată în figura 4.1., iar procesele de lucru sunt reprezentate în figura 4.2. Reprezentarea efectivă a ciclului de funcționare a instalației în diagrama termodinamică lgp-h, este posibilă numai după determinarea presiunilor de vaporizare p0 și de condensare pk. Aceste presiuni se citesc din tabele sau diagrame termodinamice și depind de natura agentului frigorific și de temperaturile de vaporizare t0 și de condensare tk

Fig.4.1 Schema instalațiiei

Fig.4.2 Procesele de lucru în diagrama lgp-h

t0 = temperatura de vaporizare

tk = temperatura de condensare

1 – 2 = procesul de comprimare a vaporilor

2 – 3 = condensarea vaporilor

3 – 4 = procesul de subrăcire a lichiduluivaporilor

4 – 5 = procesul de laminare

5 – 6 = procesul de vaporizare

Principiul de funcționare:

Compresorul aspiră vaporii supraîncălziți din schimbătorul de căldură regenerativ, îi comprimă adiabatic din starea 1 cu presiunea p0 și temperatura de supraîncălzire t1, până în starea 2 cu presiunea pk și temperatura de refulare t2. Vaporii supraîncălziți de starea 2 intră în condensator unde se răcesc izobar până la starea 2’ aflată pe curba limită din dreapta (de vapori saturați uscați), iar apoi se condensează până la starea 3, izoterm-izobar, ca urmare a cedării fluxului de căldură de supraîncălzire și de condensare mediului de, răcire aer sau apă.

Agentul frigorific condensat (lichid) cu starea 3 intră în schimbătorul de căldură regenerativ unde cedează un flux de căldură agentului frigorific în stare de vapori și se subrăcește până la starea 4. Agentul frigorific lichid subrăcit cu starea 4 se laminează ( destinde )izentalpic de la presiunea pk la presiunea p0 în ventilul de laminare până la starea 5.Amestecul de lichid și vapori cu starea 5 ajunge în vaporizator unde vaporizează izoterm-izobar până la starea 6,adică cu schimbare de fază, preluînd fluxul de căldură de la mediul răcit.Vaporii de agent frigorific, saturați –uscați, cu starea 6 pătrund în schimbătorul de căldură regenerativ unde se supraâncălzesc izobar până la starea 1 preluînd de la agentul frigorific lichid ce se subrăcește un flux de căldură. Compresorul aspiră vaporii de agent frigorific supraâncălziți cu starea 1, ciclul frigorific se închide iar procesul se repetă.

4.1 Schemele constructive și funcționale ale schimbătoarelor de căldură

4.1.1 Condensatorul

Schema de principiu a unui condensator care încălzește aer, este prezentată în figurile 4.3 și 4.4. Agentul frigorific intră în aparat sub formă de vapori supraîncălziți (refulați de compresor)(v.si.), și iese din acesta sub formă de lichid subrăcit (l.s.). Aerul la intrarea în condensator(a.i.) este rece, iar la ieșirea din acesta (a.e.) devine cald, deoarece în aparat preia căldura cedată de agentul frigorific.

Fig.4.2 Procesul de condensare Fig.4.3Schema condensatorului racit cu aer

Regimul termic al condensatorului care încălzește aer (fig.4.5.) este determinat de caracteristicile constructive ale aparatului (materiale, dimensiuni geometrice, starea suprafețelor, etc.), de regimul de curgere (debite, respectiv viteze de curgere), de amplasarea ventilatoarelor care asigură circulația aerului, etc.

Fig.4.4 Regimul termic al condensatorului racit cu aer

Calculul regimului termic al condensatorului care încălzește aer, constă în determinarea tuturor temperaturilor caracteristice. Un obiectiv important al calculului regimului termic, este determinarea temperaturii de condensare tk, care reprezintă unul din parametrii interni de lucru ai instalației.

Temperatura aerului la intrarea în condensator tai, este cunoscută, reprezentând temperatura dorită a aerului, în incinta în care este amplasat condensatorul.

Temperatura aerului la ieșirea din condensator a fost notată, cu tae, iar variația temperaturii aerului în condensator, sau gradul de încălzire a aerului, a fost notată cu Δtak.

Δtak = tae – tai [°C]

Variația temperaturii aerului în condensator, are în cazul unor construcții uzuale și în condiții de lucru normale, valori în intervalul:

Δtak = 5…10°C

Temperatura aerului, la ieșirea din condensator se poate determina cu relația:

tae = tai + Δtak = tai + 5…10 [°C]

Diferența dintre temperatura de condensare și temperatura aerului la ieșirea din aparat, este pentru construcții uzuale și condiții normale:

tk – tae = 5…10°C

Diferența totală de temperatură din condensator, este diferența dintre temperatura de condensare și cea a aerului la intrarea în acesta, iar în condițiile prezentate, se poate constata că valorile normale pentru aceasta sunt:

Δttotk = tk – tai = 10…20°C

Temperatura de condensare, se poate determina direct în funcție de temperatura aerului la

intrarea în condensator și diferența totală de temperatură în condensator:

tk = tai + Δttotk = tai + 10…20 [°C]

Presiunea de condensare pk, se determină, dacă se cunoaște temperatura de condensare, cu ajutorul diagramelor sau tabelelor termodinamice, corespunzătoare agentului de lucru din instalație:

tk → pk

Gradul de subrăcire a condensului Δtsr, reprezintă diferența dintre temperatura de condensare și temperatura lichidului la ieșirea din condensator:

Δtsr = tk – tsr = 4…7 [°C]

Temperatura de subrăcire, cea la care iese agentul frigorific lichid din condensator, se poate calcula cu relația:

tsr = tk – Δtsr = tk – 4…7 [°C]

În figura (4.6.) este prezentată schema de montaj a condensatorului unei pompe de căldură, într-un sistem de încălzire prin pardosea

Fig.4.5 Schema de montaj a condensatorului pompei de căldură într-un

Sistem de ăncălzire prin pardosea

În cazul utilizării unui asemenea sistem de încălzire, temperatura pardoselii poate fi considerată relativ constantă. Valoarea acestei temperaturi depinde de tipul materialelor utilizate la finisajul pardoselii (gresie, marmură, parchet, mochetă, etc.). Uzual, valoarea acestei temperaturi se găsește în intervalul 25…29°C. Temperatura agentului termic din serpentinele sistemului de încălzire prin pardosea, este cu câteva grade mai mare decât temperatura pardoselii, pentru a putea să transfere căldură acesteia.Regimul termic al serpentinelor sistemului de încălzire prin pardosea, este prezentat în figura 4.6.

Fig.4.6 Regimul termic al serpentinelor sistemului de încalzire prin pardosea [11]

Diferențele de temperatură dintre temperatura pardoselii și temperatura agentului termic preparat în condensatorul pompei de căldură sunt reduse. Astfel se poate considera:

tr = tmp + (2…3)°C

tt = tmp + (5…9)°C

tt – tr = (3…6)°C

În condensatorul pompei de căldură, agentul termic trebuie să primească în principiu aceeași cantitate de căldură pe care a cedat-o în sistemul de încălzire prin pardosea, sau altfel spus, sarcina termică a condensatorului, trebuie să fie egală cu a serpentinelor de încălzire prin pardosea. În orice caz, în condensator, temperatura agentului termic se modifică de la valoarea tr la valoarea tt.Temperatura agentului frigorific din condensator, trebuie să fie în orice secțiune a acestuia, superioară temperaturii agentului termic.

Regimul termic al condensatorului este prezentat în figura 4.8.

Fig.4.7 Regimul termical condensatorului [11]

Temperatura de refulare a vaporilor din compresor, depinde de condițiile de funcționare ale compresorului și de natura agentului frigorific din pompa de căldură. Temperatura de condensare, poate fi calculată în funcție de valoarea temperaturii agentului termic pe turul sau pe returul sistemului de încălzire în pardosea.

tk = tr + ( 6…12 )°C

tk = tt + ( 3…6 )°C

În cazul utilizării unui sistem de încălzire bazat pe ventiloconvectoare, regimurile termice ale

ventiloconvectoarelor și al condensatorului sunt asemănătoare din punct de vedere al diferențelor de temperatură cu regimurile termice ale sistemului de încălzire prin pardosea. Cea mai importantă deosebire este aceea că temperaturile pe turul și returul agentului de încălzire, respectiv temperatura de condensare, sunt mai ridicate cu cca. 5°C.

În cazul utilizării pompelor de căldură cuplate cu un sistem de încălzire bazat pe ventiloconvectoare,temperatura de condensare se găsește uzual în intervalul tk = 45…50°C, temperatura pe turul agentului temic utilizat pentru încălzire se găsește în intervalul

tt = 40…45°C, iar temperatura pe returul agentului temic utilizat se găsește uzual în intervalul tr = 35…40°C.

Temperatura de condensare, poate fi calculată în funcție de valoarea temperaturii agentului termic pe turul sau pe returul sistemului de încălzire în pardosea.

tk = tr + ( 6…15 )°C

tk = tt + ( 5…10 )°C

4.1.2 Vaporizatorul

Regimul termic de funcționare a vaporizatoarelor pompelor de căldură destinate încălzirii

aerului sau apei, depinde de tipul sursei de căldură utilizate de pompa de căldură.

4.1.2.1 Vaporizator în pompe de căldură aer- aer și aer- apă

Procesul de vaporizare este reprezentat în figura 4.8., unde se observă că în interiorul țevilor, cantitatea de lichid se reduce treptat spre ieșirea agentului frigorific din aparat. Ultima porțiune a serpentinei este integral umplută de vapori

–

Fig.4.8 Procesul de vaporizare Fig.4.9 Schema răcitorului răcit cu aer

Schema de principiu a unui vaporizator care preia căldură de la aer, este prezentată în figura 4.9. Agentul frigorific provenit de la ventilul de laminare, intră în aparat sub formă de vapori umezi (v.u.) (amestec de lichid și vapori saturați) și iese din aparat sub formă de vapori supraîncălziți (v.si.). Aerul la intrarea în vaporizator (a.i.) este cald, iar la ieșirea din acesta (a.e.) devine mai rece, deoarece în vaporizator, aerul cedează căldura preluată de agentul frigorific. De regulă, aerul la intrarea în vaporizator este reprezenat de aerul exterior.

Presiunea agentului frigorific în vaporizator, este considerată constantă și are valoarea presiunii de vaporizare p0. Această ipoteză este corectă în condițiile în care se neglijează pierderile de presiune din vaporizator, datorate curgerii în condiții reale a agentului frigorific.

Regimul termic al vaporizatorului care preia căldură de la aer, este determinat de caracteristicile constructive ale aparatului (materiale, dimensiuni geometrice, starea suprafețelor, etc.), de regimul de curgere (debite, respectiv viteze de curgere), modul de amplasare a ventilatoarelor care asigură circulația aerului, etc. și este prezentat în figura 4.10

.

Fig.4.10 Regimul termic al vaporizatorului răcitor de aer [15]

Calculul regimului termic al vaporizatorului constă în determinarea tuturor temperaturilor caracteristice. Obiectivul principal al calculului regimului termic, este determinarea temperaturii de vaporizare t0, care reprezintă unul din parametrii interni de lucru ai instalației.

Temperatura aerului la intrarea în vaporizator tai, este cunoscută, indiferent de tipul aplicației, reprezentând temperatura aerului exterior.

Temperatura aerului la ieșirea din vaporizator a fost notată cu tae, iar variația temperaturii aerului în vaporizator, sau gradul de răcire a aerului, a fost notată cu Δta0.

Δta0 = tai – tae [°C]

Variația temperaturii aerului în vaporizator, are în cazul unor construcții uzuale și condiții de lucru normale valorile:

Δta0 = 6…10°C

Temperatura aerului, la ieșirea din vaporizator se poate determina cu relația:

tae = tai – Δta0 = = tai – 6…10 [°C]

Diferența dintre temperatura aerului la ieșirea din aparat și temperatura de vaporizare, este la construcții uzuale și în condiții normale:

tae – t0 = 6…10°C

Diferența totală de temperatură din vaporizator, este diferența dintre temperatura aerului la intrarea în acesta și temperatura de vaporizare, iar în condițiile prezentate, valoarea normală este:

Δttot0 = tai – t0 = 12…20°C

Temperatura de vaporizare, se poate determina direct în funcție de temperatura aerului la intrare și diferența totală de temperatură în vaporizator:

t0 = tai – Δttot0 = tai – 12…20 [°C]

Presiunea de vaporizare p0, se determină, dacă se cunoaște temperatura de vaporizare, cu ajutorul diagramelor sau tabelelor termodinamice, corespunzătoare agentului de lucru din instalație:

t0 → p0

Gradul de supraîncălzire a vaporilor Δtsi, reprezintă diferența dintre temperatura vaporilor la ieșirea din vaporizator și temperatura de vaporizare:

Δtsi = tsi – t0 [°C]

Valorile normale ale gradului de supraâncălzire, se încadrează în intervalul:

Δtsi = 5…8°C

Temperatura de supraîncălzire, cea la care ies vaporii de agent frigorific din vaporizator, se poate calcula cu relația:

tsi = t0 + Δtsi [°C]

4.1.2.2 Vaporizator în pompe de căldură apă-apă

Din punct de vedere constructiv, vaporizatorul acestor pompe de căldură este realizat sub forma unui schimbător de căldură cu plăci brazate, iar schema de montaj în instalație este prezentată în figura 4.11.

Fig.4.11 Schema de montaj a vaporizatorului unei pompe de căldura apă-apă[15]

După ventilul de laminare, la intrarea în vaporizator, agentul frigorific se găsește în domeniul de vapori umezi, adică reprezintă un amestec de lichid și vapori saturați. Lichidul vaporizează în contact termic cu apa freatică de la care preia căldură, iar la ieșirea din vaporizator se obțin vapori de agent frigorific, ușor subrăciți, având starea 2. . În orice secțiune a vaporizatorului, agentul frigorific are temperatura mai scăzută decât a apei de la care preia căldura, așa cum se observă în figura 4.12., care prezintă regimul termic al vaporizatorului.

Fig.4.12 Sregimul termic al vaporiztorului unei pompe de căldură

apă-apă.[15]

Temperatura apei la intrarea în vaporizator, are valoarea twi = 10…12°C, relativ constantă în tot timpul anului. Variația temperaturii apei în vaporizator Δtw este:

Δtw = twi – twe = (3…6)°C

Temperatura apei la ieșirea din vaporizator twe se calculează cu relația:

twe = twi – Δtw = = twi – (3…6)°C

Direfența totală de temperatură din vaporizator Δttot0 este:

Δttot0 = (6…10)°C

Temperatura de vaporizare t0 se poate calcula cu relația:

t0 = twi – Δttot0 = twi – (6…10)°C

Dacă se cunoaște temperatura de vaporizare, cu ajutorul tabelelor sau diagramelor termodinamice, se poate determina presiunea de vaporizare p0:

t0 → p0

Gradul de supraîncălzire Δtsi asigurat în vaporizator este:

Δtsi = (4…7)°C

4.1.2.3 Vaporizator în pompe de căldură sol-apă cu colectori

În cazul pompelor de căldură sol-apă, există trei situații posibile de funcționare a vaporizatoarelor și anume:

– Pompă de căldură sol-apă cu colectori orizontali;

– Pompă de căldură sol-apă cu colectori verticali;

– Pompă de căldură sol-apă cu vaporizare în sol.

În primele două cazuri, construcția vaporizatorului este realizată sub forma unui schimbător de căldură cu plăci brazate, dar diferă regimul termic de funcționare a vaporizatorului, iar în al treilea caz, vaporizatorul este construit sub formă de serpentine realizate din țevide cupru cauciucate, amplasate direct în sol.

Schema de montaj a vaporizatoarelor pompelor de căldură sol-apă cu colectori orizontali, este prezentată în figura 4.14, iar schema de montaj a vaporizatoarelor pompelor de căldură sol-apă cu colectori verticali, este prezentată în figura 4.15. În ambele variante, agentul de lucru pe circuitul intermediar, este un antigel, pentru a preveni orice posibilitate de înghețare a agentului de lucru pe acest circuit.

Fig.4.13 Schema de montaj a voporizatorelor Fig.4.14 Schema de montaj a vapori-

cu colectori orizontali [15] zatoarelor cu colectori verticali [15]

Schema regimului termic, pentru cele două tipuri de colectori, este prezentată în figura

4.15. Singurele diferențe constau în valorile absolute ale temperaturilor.

Fig.4.15 Schema regimului termic al colectorilor de căldură din sol [15]

În cazul colectorilor orizontali, la adâncimea de cca. 1,5m temperatura solului poate fi

considerată tsol=5…7°C, iar în cazul colectorilor verticali, la adâncimi de peste 15…20m,

temperatura solului poate fi considerată tsol=10°C

Temperatura agentului intermediar la ieșirea din vaporizator, respectiv la intrarea în colectori, twe se calculează cu relația:

twe = tsol – Δttotc = tsol – (8…12)°C

Variația temperaturii agentului intermediar, în colectori Δtw, este:

Δtw = (3…6)°C

Temperatura agentului intermediar la intrarea în vaporizator, respectiv la ieșirea din colectori, twi, se calculează cu relația:

twi = twe + Δtw = twe + (3…6)°C

În figura 4.16. este prezentată schema regimului termic al vaporizatorului pompelor de căldură sol-apă, cu colectori.

Fig.4.16 Schema regimului termic al vaporizatorului pompelor de căldură sol-apă

cu colectori [15]

În vaporizator, agentul intermediar cedează căldura absorbită din sol, cu ajutorul colectorilor orizontali sau verticali.Diferența totală de temperatură pe vaporizator Δttot0 este:

Δttot0 = (8…12)°C

Temperatura de vaporizare t0 se calculează cu relația:

t0 = twi – Δttot0 = twi – (8…12)°C

Un avantaj al utilizării colectorilor verticali, este reprezentat de faptul că în adâncime, temperatura solului poate fi considerată constantă și după ce se extrage căldură o perioadă îndelungată, în timp ce în cazul colectorilor orizontali, după o perioadă îndelungată de exploatare, la sfârșitul sezonului de încălzire se poate constata o ușoară scădere a temperaturii solului, care însă va crește la loc pe timpul verii, până la începutul următorulu sezon de încălzire

4.1.2.3 Vaporizator în pompe de căldură sol-apă cuvaporizare directa

Schema de montaj a vaporizatorului pompelor de căldură cu vaporizare directă în sol,

este prezentată în figura 4.18. În cazul acestor pompe de căldură, vaporizatorul este amplasat

direct în sol, iar agentul frigorific (cel mai adesea propan – R290), preia caldura direct de la

sol, fără a mai fi necesară prezența unui circuit intermediar.

Fig.4.17 Schema de montaj a voporizatorului pompelor de caldura cu vaporizare

directa in sol

La adâncimea de montaj a vaporizatorului, de cca. 1,5m temperatura solului poate fi

considerată tsol=5…7°C.

Diferența totală de temperatură pe vaporizator Δttot0 este:

Δttot0 = (8…12)°C

Temperatura de vaporizare t0 se calculează cu relația:

t0 = tsol – Δttot0

t0 = tsol – (8…12)°C ’’[15]

4.2 Calculul de alegere a agentului frigorific

Agenții figorifici sunt fluide care transportă în interiorul unor instalații frigorifice sau pompe de căldură, căldura preluată de la corpurile supuse răcirii către corpurile care preiau această căldură.Pentru a putea fi folosiți în aceste instalații, agenții frigorifici trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

să fie inofensivi față de organismul uman și natură

presiunea de vaporizare apropiată de presiunea atmosferică și ușor superioară acesteia, pentru a nu apare vidul în instalație

presiunea de condensare cât mai redusă

căldura preluată prin vaporizare să fie cât mai mare pentru a asigura debite masice reduse

căldura specifică în stare lichidă să fie cât mai mică

volum specific al vaporilor cât mai mic pentru a se obține dimensiuni de gabarit reduse a compresoarelor

să nu fie inflamabili, explozivi sau toxici

să nu corodeze metalele din care este făcută instalația

să fie inerți față de lubrifianți

să aibă vâscozitate mică

să nu fie poluanți

Utilizarea unor freoni necorespunzători poate duce la scăderea eficienței instalației sau la supradimensionarea componentelor acesteia, ceea ce atrage după sine creșterea prețului de achiziție. Pentru a nu se utiliza denumirile chimice complicate ale acestor substanțe, agenții frigorifici au fost denumiți freoni și sunt simbolizați prin majuscula R, (de la denumirea în limba engleză – Refrigerant) și li s-a asociat un număr care depinde de compoziția chimică.

Pentru alegerea freonului se va face un calcul comparativ cu ajutorul programului CoolPack a cărui interfață pentru introducerea datelor și afișarea rezultatelor este prezentată în figura 4.18, iar rezultatele calculului sunt trecute în tabelul 4.1.

Fig.4.19. .Interfața programului CoolPack pentru introducerea datelor si afișarea rezultate

Tabel 4.1.Parametri obținuți pentru diferiți freoni

În urma calculelor se observă că deși agentul frigorific R 290 are un coeficient de performanță ridicat, lucrează la presiuni scăzute cu un debit mai redus, acesta prezintă o inflamabilitate ridicată și din acest motiv este supus unor reguli stricte ce adaugă costuri instalației. Agentul frigorific R134a lucrează la presiuni reduse ,are coeficietul de performanță cel mai ridicat,dar fiind o instalație de putere mare ,programul de selecție al compresoarelor ce lucrează cu acest agent, nu deține date decât de puteri reduse.

Se alege agentul frigorific R410A pentru că debitul aspirat de compresor este cu mult mai mic decât al celorlalți agenți analizați, ceea ce duce la scăderea dimensiunilor compresorului.R410A este un agent frigorific ecologic, fără clor, fiind un amestec aproape azeotropic format din R32/R125, cu o putere frigorifică mare.Glisarea lui este foarte mică,dincare cauză este considerat azeotrop,comportându-se ca un agent frigorific pur.

4.3.Calculul instalației în varianta apă – apă

Condițiile de lucru sunt reprezentate de regimurile termice ale condensatorului (fig.4.20. )și al vaporizatorului (fig.4.21. )

Fig.4.20.Regimul termic al condensatoru

Fig.4.21.Regimul termic al vaporizato

Fig.4.21.Regimul termic al vaporizatorului

Fig.4.21.Regimul termic al vaporizatorului

4.3.1.Calculul instalației cu ajutorul diagramei lgp-h

Utilizând programul Cool Pack, meniul Refrigeration Utilites, obținem o diagramă în coordonatele logp-h a freonului R410A (fig.4.22.) ales pentru funcționarea instalației. Reprezentarea efectivă a ciclului de funcționare a instalației în diagrama termodinamică lgp-h, este posibilă numai după determinarea presiunilor de vaporizare p0 și de condensare pk. Aceste presiuni se citesc din diagrama termodinamica și depind de natura agentului frigorific și de temperaturile de vaporizare t0 și de condensare tk:

t0 → p0 ; tk → pk

Fig 4.22. Reprezentarea proceselor de lucru în diagrama logp-h

După determinarea presiunilor de lucru, este posibilă citirea din diagrama termodinamica a valorilor tuturor parametrilor termodinamici, în stările caracteristice ale cicluluide lucru: entalpie specifică h, entropie specifică s, volum specific v și titlu x. Cu aceste valori se întocmește un tabel al parametrilor de stare.

Tabelul 4.2..Parametri termodinamici in starile caracteristice ale ciclului frigorific

Cu valorile din tabel se calculează:

debitul masic de agent frigorific

[kg/ s][7] (4.1.)

= 1,424 kg /s

debitul volumic aspirat de agent frigorific:

= · v [m/s] (4.2.)

=0,0259 m/s = 93,24 m3/h

puterea necesara comprimarii

P=· (h2-h1) [kw] (4.3.)

P= 35,58 kw

sarcina termica a vaporizatorului:

=· (h1-h5) [kw] (4.4)

= 198 kw

eficienta frigorifica

(4.5.)

ε = 6,5

Verificarea corectitudinii calculelor se efectuează prin scrierea ecuației de bilanț:

(4.6)

233,7= 35,58 + 198 – ecuatia se verifica

4.3.2Calculul termic al instalației cu ajutorul programului Cool Paak

Pentru a realiza acest calcul, în meniul principal al programului CoolPack se va alege din meniul „CoolTools: Cycle analysis” opțiunea „One-Stage cycle with dry expansion evaporators”, care semnifică ,,Cicluri într-o treaptă cu expansiune uscată din evaporator”. Pentru efectuarea calculelor, există câteva date de intrare care trebuie transmise programului CoolPack pentru ca acesta să poată efectua calculul, printre care se numără:

-temperaturile de vaporizare și de condensare;

-supraîncălzirea și subrăcirea agentului frigorific;

-natura agentului frigorific;

-puterea frigorifică a instalației.

Fereastra principală a programului, conține în partea dreaptă reprezentarea proceselor de lucru în diagrama lgp-h și în stânga un set de butoane pentru selectarea opțiunii dorite. Dacă acționăm butonul “Cycle Spec.” apare interfața pentru introducerea datelor și afișarea rezultatelor.

Fig.4.23..Fereastra principală de calcul a programului

Fig.4.24..Interfața pentru introducerea datelor si afișarea rezultatelor

Dupa introducerea datelor, efectuarea calculelor aste comandată prin selectarea opțiunii “Calculate”din partea de jos a ecranului. La acționarea butonului “State Points”, programul poate să prezinte valorile parametrilor termodinamici în punctele caracteristice ale ciclului.

4.3.3.Calculul termic al instalației cu ajutorul programului EES

{Date de intrare}

{Agent R410A}

Q_dot_k=200 {kw}

{ Regimul termic al condensatorului}

t_wi_cond=t_k-12 {grade celsiu} {temperatura apei la intrare in condensator}

t_we_cond=t_wi_cond+7 {grade celsius} {temperatura apei la iesirea din condensator}

t_k=t_t+5 {grade celsius} {temperatura de condensare}

t_sr_cond=t_k-5 {grade celsius} {gradul de subracire al condensatorului}

{Regimul termic al ventiloconvectorului}

t_t=45 {grade celsius} {temperatura pe tur}

t_r=t_t-5 {grade celsius} {temperatura pe retur}

{Regimul termic al vaporizatorului si al serpentinei din apa}

t_we=t_wi-5 {grade celsius} {temperatura la iesirea din vaporizator}

t_wi=20 {grade celsius} {temperatura de intrare in vaporizator}

t_0=t_wi-8 {grade celsius} {temperatura de vaporizare}

t_si_vapor=t_0+5 {grade celsius} {gradul de supraincalzire al vaporilor}

{Calculul regimului termic}

p_0=Pressure(R410A,T=T_0,x=1) {bar} {presiunea de vaporizare}

p_k=Pressure(R410A,T=T_k,x=0) {bar} {presiunea de condensare}

{Starea 1}

p_1=p_0 {bar}

t_1=t_0+5 {grade celsius}

h_1=Enthalpy(R410A,T=T_1,P=P_1) {kj/kg}

s_1=Entropy(R410A,T=T_1,P=P_1) {kj/kg*k}

v_1=Volume(R410A,T=T_1,P=P_0) {m^3/kg}

{Starea 2}

p_2=p_k {bar}

s_2=s_1 {kj/kg*k}

t_2=Temperature(R410A,P=P_k,s=s_1) {grade celsius}

h_2=Enthalpy(R410A,s=s_1,P=P_k) {kj/kg}

v_2=Volume(R410A,s=s_1,P=P_k) {m^3/kg}

{Starea 3}

p_3=p_k {bar}

t_3=Temperature(R410A,h=h_3,p=p_k) {grade celsius}

h_3=ENTHALPY(R410A,x=0,P=P_k)

{Starea 4}

p_4=p_k {bar}

t_4=t_k-5 {grade celsius}

h_4=Enthalpy(R410A,T=T_4,P=P_k) {kj/kg}

s_4=Entropy(R410A,T=T_4,P=P_k) {kj/kg*k}

v_4=Volume(R410A,T=T_4,P=P_k) {m^3/kg}

{Starea 5}

h_5=h_4 {kj/kg}

p_5=p_0 {bar}

t_5=Temperature(R410A,P=P_0,h=h_5) {grade celsius}

s_5=Entropy(R410A,h=h_5,P=p_0) {kj/kg*k}

v_5=Volume(R410A,T=T_0,P=P_0) {m^3/kg}

{Starea 6}

p_6=p_0 {bar}

t_6=t_0 {grade celsius}

h_6=Enthalpy(R410A,T=T_0,x=1) {kJ/kg}

{Calcul termic }

Q_dot_k=m_dot*(h_2-h_4) {kg/s}

Q_dot_0=m_dot*(h_1-h_5) {kw}

P=m_dot*(h_2-h_1) {kw} {puterea consumata de compresor}

{Eficienta pompei de caldura}

epsilon=Q_dot_k/P

{Calculul tevilor}

d_1=sqrt((4*m_dot)/(rho_1*w_1)) {teava de la vaporizator la compresor }

rho_1=1/v_1

w_1=10 {m/s} {viteza agentului in teava w=10….15 m/s }

d_2=sqrt((4*m_dot)/(rho_2*w_2)) {teava de la compresor la condensator }

rho_2=1/v_2

w_2=15 {m/s} {viteza agentului in teava w=15…20 m/s}

d_3=sqrt((4*m_dot)/(rho_3*w_3)) {teava de la condensator la ventilul de laminare }

rho_3=1/v_4

w_3=0.5 {m/s} {viteza agentului in teava w=0,5 m/s}

d_4=sqrt((4*m_dot)/(rho_4*w_4)) {teava de la ventilul de laminare la vaporizator }

rho_4=1/v_5

w_4=10 {m/s} {viteza agentului in teava }

4.4.Calculul instalației în varianta aer – apă

La fel ca și în cazul variantei apă-apă, calculele se fac în același mod, iar ca date de intrare se modifică doar regimul termic al vaporizatorului.

Fig,4.25.Fereastră afișare date calcul varianta aer-apă

4.5.Calculul instalației în varianta sol – apă

La fel ca și în cazul variantelor apă-apă și aer-apă, calculele se fac în același mod ,doar căîn acest caz se fac pentru două tipuri de colectori: cu colectori orizontali

Fig.4.26.Fereastră afișare date calcul varianta sol-apă (colectori orizontali)

cu colectori verticali

Fig.4.27.Fereastră afișare date calcul varianta sol-apă (colectori verticali)

Datele obținute în urma efectuării calculelor se centralizează în tabelul 4.4.pentru o mai bună vizualizare în vederea alegerii variantei celei mai bune.

Tabel 4.4.Rezultatele obținute în urma efectuării calculelor

5.Analiza comparativă tehnico – economică și alegerea soluției optime

5.1.Analiza tehnică

Pe baza tabelului 4.4. din capitolul anterior se pot face ,pentru o mai bună vizualizare, diagrame (fig.5.1. și fig5.2.) privind influența tipurilor de pompe studiate, asupra unor factori ca eficiența instalației și puterea de comprimare. Cu sol – apă 1 s-a notat pompa cu colectori orizontali, iar cu sol – apă 2 s-a notat pompa cu colectori verticali.

Fig.5.1.Influența tipului de pompă asupra coeficientului de performanță

Fig.5.2.Influența tipului de pompă asupra puterii compresorului

În urma analizării celor două figuri și a tabelului 4.4.,se constată că din punct de vedere tehnic, pompa de căldură apă – apă reprezintă cea mai bună soluție pentru încălzire, atât prin prisma coeficientului de performanță ridicat cât și a funcționării cu un compresor cu putere electrică scăzută.

5.2.Analiza economică

Rentabilitatea unei pompe de căldură depinde de mai mulți factori cum ar fi:

Coeficientul de performanță al pompei (COP)

Numărul de ore de funcționare pe durata unui an

Cheltuieli de investiție

Pentru o analiză economică a pompelor de căldură se va calcula costul pe zi, lună, an, al energiei consumată de pompa de căldură.Pentru a efectua acest calcul se presupune că pompa de căldură funcționează la parametri nominali, deci la capacitatae maximă, timpul de fucționare fiind de 14 ore pe zi, costul unui kWh de energie electrică fiind de 0,5 RON/kWh.

În continuare se va prezenta un procedeu de calcul pentru costul energiei electrice consummate, și anume:

Cenergie= P · τ · Ee ·n

unde:

P- puterea compresorului

– timpul de funcționare al instalației

Ee- costul unui kWh de energie alectrică

n- numărul de ore dintr-o zi, numărul de zile al unei luni,

Calculele se vor face cu ajutorul programului Excel șă se vor trece în tabelele5.1. – 5.4., iar pentru o mai bună vizualizare se vor face și diagrame.

Tabel 5.1.Costul energiei consumate pentru o oră de funcționare

– costul per kilowatt este de: 0.5395 RON/KW. (actualizat 27 februarie 2015)

– 1 EURO = 4.4395 RON

Fig.5.3.reprezentare costului unei ore de încălzire

Tabel 5.2.Costul energiei consumate pentru o zi de funcționare

Fig.5.4.Reprezentarea costului unei zile de încălzire cu pompă de căldură

Tabel 5.3.Costul energiei consumate pentru o lună de funcționare

Fig 5.3.Reprezentarea costului lunar al încălzirii

Tabel 5.4.Costul energiei consumate pentru un an de funcționare

Fig 5.4.Reprezentarea costului anual al încălzirii

După studierea tabelelor și a diagramelor se observă că, din nou pompa de căldură apă – apă, reprezintă cea mai bună opțiune pentru încălzire, datorită prețului mai scăzut al energiei necesare funcționării acesteia.Nici pompa de căldură sol – apă cu colectori orizontali nu are un cost ridicat al încălzirii dar necesită o suprafață mare pentru asezarea colectorilor ceea ce crește prețul de cost al instalației, pe când pentru pompa apă – apă, forajul pentru aducerea apei la suprafață există, bazinul de acumulare al apei există,deci costurile de instalare sunt minime.

6.Calculul de proiectare și alegere a aparatelor componente

6.1.Alegerea pompei de căldură

În capitolul anterior s-au analizat cele patru tipuri de pompe de căldură și s-a ajuns la concluzia că pompa de căldură apă-apă, reprezintă cea mai rentabilă soluție, iar faptul ca apa se ia din bazinul de acumulare al turnului de racire ne avantajeaza foarte mult deoarece acesta are o temperatura ridicata a apei ( 20oC)

Fig 6.1.Reprezentarea schemei hidraulice

În urma calculelor făcute, pompa de căldură apă-apă care se va folosi pentru încălzire are o capacitate de 200kW, puterea compresorului fiind de 35,58 kW. Fiind o pompă de putere mare,oferta pieței de desfacere este limitată. Datorită faptului că iernile sunt uneori blânde iar perioada de încălzire prezintă temperaturi exterioare cu mult superioare temperaturii de calcul, se va proiecta o instalație cu doua pompe de căldură apă-apă care vor lucra în tandem.

Această soluție va duce la o scădere a consumului de energie.Fiecare din cele doua pompe vor avea o capacitate de încălzire de 101 kW,iar puterea compresorului va fi de 23,6 kW. Se alege pompa de caldura de la Ferroli W10W45 Model 110.2 din catalogul de prezentare

Fig 6.2.Oferta pompe de caldura Ferroli

Fig 6.3.Schema hidraulica cu producre de apă caldă

Aceasta serie de pompe de caldură apă-apă, satisface cerintele de incălzire si producere a apei calde menajere pentru instalatii de dimensiuni medii si mari . Toate instalațiile sunt potrivite pentru instalare in interior și pot fi aplicate pentru ventiloconvectoare, instalații de incălzire prin pardoseală, si radiatoare . Sistemul de control permite sa administreze circuitul agentului frigorific si intreaga instalație , cu posibilitatea de a alege diferite soluții atât pentru incălzire și răcire cat și pentru apă caldă menajeră. Oferă posibilitatea integrării altor surse de incălzire cum ar fi panouri solare . Funcția de incălzire poate fi optimizată in funcție de temperatura ambiantă și de temperetura exterioară, prin crearea de curbe climatice adaptabile la caracteristicile de construcție. Eate posibila de asemenea, gestionarea apei calde menajere prin controlul supapei cu trei căi putându-se programa cicluri anti legionela .

Funcția de răcire poate fi realizată prin răcire pasiva ( răcire liberă) , răcire activă ( circuit de agent frigorific , inversiune) sau prin ambele sisteme actionate in ordine . Când instalația este utilizată in regim de incălzire prin pardoseală, pentru evitarea aparitiei condensului, poate fi instalat in senzor de umiditate în încăpere. In timpul funcționării pe modul de racire, o parte din puterea de incalzire in exces poate fi recuperată pentru produceres de apă caldă menajeră

Ceasul programator intern permite definirea unor programe de comutare pe zi sau pe timp de noapte dacă este necesar, pentru toate cele trei moduri de funcționare, incălzire , racire sau producere de apă caldă menajeră

Circuitul de agent frigorific este echipat cu compresoare scroll montate pe suporti cu amortizoare . Schimbatoare de caldura brazate in plăci, ventil de expansiune electronic si ventil de inversare a ciclului pentru unitațile reversibile . Compresoarele funcționează in tandem pe un singur circuit de agent frigorific, permițînd astfel modularea capacitații in funcție de solicitările instalației și pentru a garanta o eficiență sezonieră garantată.

Pompa de căldură este izolata termic și acustic pentru a putea fi folosita in locuri interne . Schimbatoarele de căldură si toată instalatia hidraulica este izolată termic pentru evitarea apariției condensului si pentru reducerea pierderilor de căldură

Schema pompei de căldură și părtile componente

Compresoare ermetice scroll (montați in tandem)

Schimbatorul de căldura al instalatiei

Schimbătorul de căldură de la sursă

Valva de expansiune

Filtru uscător

Valva pe patru căi pentru ciclu reversibil

Fig 6.3.Schema pompei de căldură și părtile componente http://www.ferroli.ro/media/pdf/Manual_Instalare_Utilizare_HGW_EN.pdf

6.6.Alegerea ventiloconvectoarelor

Ventiloconvectoarele reprezintă o soluție elegantă, eficientă și confortabilă pentru încălzirea oricărei incăperi. Argumentele pro sunt nenumărate și toate la fel de importante pentru beneficiarul unui astfel de sistem: confort termic mult imbunatățit; reducerea curenților convectivi în interiorul spațiului de locuit; aspectul estetic si siguranța în exploatare; silențiozitatea în funcționare; fiabilitate ridicată datorată funcționării la temperaturi mici (agentul termic care circulă prin conducte, armături și echipamente, are o temperatură de până la 40-45°C, conductele de polietilenă fiind garantate peste 50 de ani). Reglarea temperaturii este asigurata de un mecanism care masoară în permanență temperatura exterioară și temperatura interioară a fluidului purtător de căldură care circulă prin conducte.

Pentru hala de producție,întrucât necesarul de căldură este de 182,4 kW, alegerea s-a oprit asupra ventiloconvectorului VOLCANO VR2, care are o putere de încălzire de 11,4 kW.Din acest tip se vor folosi 18 unități dispuse ca în figurile din capitolul…..

Caracteristici principale:

– carcasa rezistenta la temperatura ridicata si la coroziune

– aspect estetic

– schimbator cu doua randuri

– incalzitor pe baza de apa

– ventilator axial economic

– stator ventilator

– directionare jetul de aer cald in 4 directii cu ajutorul paletelor

– raza optima a fluxului de aer

– posibilitate de rotire orizontala a dispozitivului la 60 de grade

– posibilitate de ajustare verticala la 60 de grade

– functionare silentioasa

– poate fi monatat atat pe perete cat si pe plafon cu ajutorul consolelor de prindere.

Fig 6.3.

Graficul de mai jos prezintă intervalele debitelor de aer pană in puctul in care viteza pe axa debitului de aer este de 0.5 m/s (viteza recomandată in zonele ocupate pentru obiective industriale), in funcție de locul de instalare a unitatii orizontal pe perete si de pozitia obturatoarelor de aer. Viteza medie a aerului in sectiunea transversala a debitului de aer este de 1/3 din viteza aerului pe axa debitului de aer. Este important ca unitatea sa fie instalata echilibrat (drept). http://www.arenainstalatiilor.ro/aeroterma-cu-apa-vts-euroheat-volcano-vr2-30-60-kw

Fig 6.3.Graficul debitelor de aer Fig 6.3.Dimensiunile de gabarit

6.7.Alegerea boilerului

În urma calculelor efectuate în capitolul 2, a rezultat că este necesar, pentru încălzirea apei calde de un boiler cu o capacitate de 750 l. Boilerul ales este un boiler izolat (fig.6.) de tipul ECOUNIT 750-2 WB de la Ferolli

Fig 6.3 http://www.ferroli.ro/media/pdf/Manual_Instalare_Utilizare_ECOUNIT_WB.pdf

Fig 6.3 http://www.ferroli.ro/media/pdf/Manual_Instalare_Utilizare_ECOUNIT_WB.pdf

Caracteristici boiler Ferroli ECOUNIT 750-2 WB :

– izolatie termica eficienta cu spuma poliuretanica dura grosime 50 mm la modelele de 400 si 500 litri;
– spuma poliuretanica moale grosime 100 mm la modelele de 750, 1000 si 1500 litri;
– serpentine cu suprafata mare care asigura transfer de caldura rapid si eficient;
– tratament interior impotriva coroziunii cu Titanium Email (DIN 4753-3)
– instalare usoara
– flansa de inspectie 
– constructie robusta: presiune maxima de lucru 10 bar pentru vasul de apa calda menajera(acm), respectiv 16 bar pentru serpentine.
– posibilitatea de montare a unei rezistente electrice de 3/ 4,5/ 6 sau 7,5 kW pentru modelul de 400, 500 si 750L
– posibilitatea de montare a doua rezistente electrice de 3/ 4,5/ 6 sau 7,5 kW pentru modelul de 1000L
– posibilitatea de montare a trei rezistente electrice de 3/ 4,5/ 6 sau 7,5 kW pentru modelul de 1500L

Caracteristici tehnice boiler Ferroli ECOUNIT 750-2 WB :

– volum – 750 l
– suprafata serpentina inferioara – 2,1 mp
– suprafata serpentina superioara – 1,4 mp
– sectiune serpentina inferioara – 1"
– sectiune serpentina superioara – 1"
– putere serpentina inferioara – 80 kw
– putere serpentina superioara – 50 kw
– sectiune recirculare ACM – 3/4"
– sectiune ACM – 1"

DIMENSIUNI:
– diametru – 950 mm
– inaltime – 2000 mm

Greutate – 263 kg

7.Schema de automatizare

7.1.Analiza funcțiilor sistemului de automatizare (reglare + protecție)

„Temperatura necesară interioară este reglată prin modificarea curbei caracteristice a pompei de căldură, care reprezintă modalitatea de calcul a temperaturii tur a agentului termic. Temperatura agentului termic este calculată pe baza temperaturii exterioare și a două valori ajustabile: CURVE și ROOM. Cu cât temperatura exterioară este mai scăzută, cu atât temperatura agentului termic este mai ridicată. Temperatura agentului termic va crește exponențial pe măsură ce temperatura exterioară scade.

Curba caracteristică va fi reglată la instalare. Ea trebuie adaptată ulterior pentru a obține o temperatură de interior plăcută în orice condiții meteorologice. O curbă caracteristică corect reglată reduce nevoile de mentenanță și consumul de energie.

Fig 7.3. Creșterea sau scăderea CURVE modifică panta curbei

8.Norme de tehnica securității muncii

8.1.Reguli generale

Pentru o bună funcționare a instalațiilor cu pompe de căldură și evitarea unor eventuale accidente în timpul funcționării acestora, trebuie ținut cont de anumite reguli pentru siguranță;

Pompa de căldură trebuie instalată de către personal calificat iar procesul de instalare trebuie să urmeze reglementările și regulile locale aplicabile precum și aceste instrucțiuni de instalare.

Acest aparat nu este destinat folosirii de către persoane (inclusiv copii) cu capacități fizice, senzoriale sau psihologice reduse, sau care nu au cunoștințele sau experiența necesară, decât dacă sunt supravegheate sau dacă au primit instrucțiuni referitoare la felul în care aparatul funcționează de la o persoană calificată.

Copii nu au voie să se joace cu acest aparat.

Pompa de căldură trebuie amplasată într-un mediu ferit de îngheț.

Pompa de căldură trebuie instalată într-un spațiu dotat cu sifon de pardoseală.

Pompa trebuie amplasată pe o bază solidă. Baza trebuie să poată suporta greutatea netă a pompei de căldură când aceasta este plină.

Pentru a preveni scurgerile, asigurați-vă că nu există nici o tensionare a conductelor de conectare!

Este foarte important ca sistemul de încălzire să fie aerisit în totalitate după instalare!

Acolo unde este cazul, trebuie instalați robineți de umplere/golire. Instalarea trebuie efectuată în conformitate cu reglementările și regulile locale aplicabile.

Boilerul trebuie dotat cu o supapă de siguranță corespunzătoare (furnizată).

Sistemele de încălzire cu radiatoare și dotate cu vas de expansiune închis trebuie de asemenea dotate cu un manometru și o supapă de siguranță, de minimum DN 20 pentru o presiune de deschidere de maximum 1, 5 bar sau altele conforme cerințelor specifice ale țării.

Conductele de apă caldă, apă rece și cea de descărcare de la supapa de siguranță trebuie să fie fabricate dintr-un material rezistent la căldură și la coroziune (ex. Cupru). Conductele de descărcare ale supapelor de siguranță trebuie să aibă o conexiune deschisă către scurgere și un flux vizibil către aceasta într-un ferit de mediu îngheț.

Conducta de legătură dintre vasul de expansiune și supapa de siguranță trebuie să aibă tot timpul panta în sus. O pantă continuu ascendentă înseamnă că respectiva conductă nu trebuie să aibă o pantă descendentă de la poziția orizontal în nici un punct.

Instalarea trebuie efectuată într-o manieră ce previne transmiterea vibrațiilor de la pompa de căldură spre clădire, vibrații ce produc zgomot.

8.2.Reguli privind agentul frigorific

Lucrările asupra circuitului agentului frigorific trebuie efectuate doar de către personal calificat! Doar personal calificat în frigotehnie poate efectua lucrări la circuitul agentului frigorific.

Cu toate că circuitul de răcire al pompei de căldură (circuitul agentului frigorific) este umplut cu un agent frigorific fără clor și aprobat ecologic ce nu va afecta stratul de ozon, lucrările la aceste sisteme pot fi efectuate doar de persoane autorizate.

. Folosit normal și în condiții normale, agentul frigorific are o toxicitate redusă. Cu toate că toxicitatea sa este redusă, aceasta poate cauza rănirea (sau poate fi potențial periculos) în circumstanțe anormale sau atunci când este folosit abuziv. Vaporii agentului frigorific sunt mai grei decât aerul, iar în spații închise, în eventualitatea unei scurgeri, concentrațiile pot crește rezultând un risc de sufocare datorat lipsei de oxigen. Spațiile în care vaporii grei se pot aduna sub nivelul aerului trebuie deci să fie bine ventilate.

Agentul frigorific expus unei flăcări deschise creează un gaz otrăvitor și iritant. Acest gaz poate fi detectat datorită mirosului său, chiar și la concentrații mai mici decât nivelul permis. Evacuați zona până când aceasta a fost suficient ventilată. Orice persoană ce prezintă risc de otrăvire de la vapori trebuie să se mute sau să fie mutată imediat la aer curat.

Când se repară circuitul agentului frigorific, lichidul nu trebuie eliberat din pompa de căldură – trebuie distrus în cadrul unei fabrici speciale. Golirea și reumplerea trebuie efectuate folosindu-se agent frigorific nou ce va fi introdus prin robineții de umplere.

Când pompa de căldură va fi reciclată, agentul frigorific trebuie extras pentru distrugere. Va trebui să urmați regulile și reglementările locale referitoare la distrugerea agentului frigorific.

8.3.Reguli privind conectarea electrică

• Instalarea electrică poate fi efectuată doar de un electrician autorizat și trebuie să urmeze regulile și reglementările locale aplicabile.

• Instalarea electrică trebuie efectuată folosindu-se cabluri permanent rutate. Sursa de alimentare trebuie să poată fi separată cu ajutorul unui disjunctor cu distanța de minim 3 mm între contacte.

• Cutiile de conexiune pot fi extrem de periculoase datorită riscului de șocuri electrice. Sursa de alimentare trebuie izolată înainte de pornirea instalației electrice. Pompa de căldură este conectată intern în fabrică, din acest motiv, procesul de instalare electrică constă din branșarea la sursa de alimentare.

• Senzorul pentru temperatura camerei este conectat la o tensiune scăzută de siguranță.

8.4.Reguli privind darea în exploatare și întreținerea

Instalația poate fi dată în folosință dacă sistemul de încălzire, boilerul și sistemul circuitului primar au fost umplute și apoi aerisite. Altfel, există posibilitatea ca pompele de circulație să fie avariate.

Dacă instalația va fi folosită doar în regimul încălzire auxiliar, trebuie asigurat mai întâi că sistemul de încălzire este umplut și că nici pompa circuitului primar, nici compresorul nu pot fi pornite..

Dacă instalația nu este folosită pe timpul iernii, apa din sistemul de încălzire trebuie evacuată, altfel există riscul de apariție a unor defecțiuni cauzate de îngheț.

Doar personalul autorizat poate instala, opera și executa lucrări de întreținere și reparații asupra pompei de clădură. Doar electricieni autorizați pot modifica instalația electrică.

Doar personalul autorizat poate efectua modificări asupra următoarelor componente:

– Unitatea pompei de căldură

– Conductele pentru agentul frigorific, agentul primar, circuitul de încălzire și sistemul electric.

– Supapă de siguranță

Nu blocați niciodată conducta de legătură cu supapa de siguranță.

Apa se dilată când este încălzită, iar acest lucru înseamnă că o cantitate mică de apă este eliberată din sistem prin intermediul acesteia. Apa ce se scurge poate fi fierbinte! De aceea, asigurați curgerea către un sifon de pardoseală, acolo unde nu există riscul de opărire.

Datorită riscului de coroziune, evitați folosirea diferitelor tipuri de substanțe în vecinătatea pompei de căldură. Acest lucru se aplică în special:

-Solvenților

-Agenților de curățare clorurați

-Vopselelor

-Adezivilor

9.Schema instalației

Fig 7.3. Creșterea sau

10.Anexe

Calculul termic al instalației cu ajutorul programului EES

{Date de intrare}

{Agent R410A}

Q_dot_k=200 {kw}

{ Regimul termic al condensatorului}

t_wi_cond=t_k-12 {grade celsiu} {temperatura apei la intrare in condensator}

t_we_cond=t_wi_cond+7 {grade celsius} {temperatura apei la iesirea din condensator}

t_k=t_t+5 {grade celsius} {temperatura de condensare}

t_sr_cond=t_k-5 {grade celsius} {gradul de subracire al condensatorului}

{Regimul termic al ventiloconvectorului}

t_t=45 {grade celsius} {temperatura pe tur}

t_r=t_t-5 {grade celsius} {temperatura pe retur}

{Regimul termic al vaporizatorului si al serpentinei din apa}

t_we=t_wi-5 {grade celsius} {temperatura la iesirea din vaporizator}

t_wi=20 {grade celsius} {temperatura de intrare in vaporizator}

t_0=t_wi-8 {grade celsius} {temperatura de vaporizare}

t_si_vapor=t_0+5 {grade celsius} {gradul de supraincalzire al vaporilor}

{Calculul regimului termic}

p_0=Pressure(R410A,T=T_0,x=1) {bar} {presiunea de vaporizare}

p_k=Pressure(R410A,T=T_k,x=0) {bar} {presiunea de condensare}

{Starea 1}

p_1=p_0 {bar}

t_1=t_0+5 {grade celsius}

h_1=Enthalpy(R410A,T=T_1,P=P_1) {kj/kg}

s_1=Entropy(R410A,T=T_1,P=P_1) {kj/kg*k}

v_1=Volume(R410A,T=T_1,P=P_0) {m^3/kg}

{Starea 2}

p_2=p_k {bar}

s_2=s_1 {kj/kg*k}

t_2=Temperature(R410A,P=P_k,s=s_1) {grade celsius}

h_2=Enthalpy(R410A,s=s_1,P=P_k) {kj/kg}

v_2=Volume(R410A,s=s_1,P=P_k) {m^3/kg}

{Starea 3}

p_3=p_k {bar}

t_3=Temperature(R410A,h=h_3,p=p_k) {grade celsius}

h_3=ENTHALPY(R410A,x=0,P=P_k)

{Starea 4}

p_4=p_k {bar}

t_4=t_k-5 {grade celsius}

h_4=Enthalpy(R410A,T=T_4,P=P_k) {kj/kg}

s_4=Entropy(R410A,T=T_4,P=P_k) {kj/kg*k}

v_4=Volume(R410A,T=T_4,P=P_k) {m^3/kg}

{Starea 5}

h_5=h_4 {kj/kg}

p_5=p_0 {bar}

t_5=Temperature(R410A,P=P_0,h=h_5) {grade celsius}

s_5=Entropy(R410A,h=h_5,P=p_0) {kj/kg*k}

v_5=Volume(R410A,T=T_0,P=P_0) {m^3/kg}

{Starea 6}

p_6=p_0 {bar}

t_6=t_0 {grade celsius}

h_6=Enthalpy(R410A,T=T_0,x=1) {kJ/kg}

{Calcul termic }

Q_dot_k=m_dot*(h_2-h_4) {kg/s}

Q_dot_0=m_dot*(h_1-h_5) {kw}

P=m_dot*(h_2-h_1) {kw} {puterea consumata de compresor}

{Eficienta pompei de caldura}

epsilon=Q_dot_k/P

{Calculul tevilor}

d_1=sqrt((4*m_dot)/(rho_1*w_1)) {teava de la vaporizator la compresor }

rho_1=1/v_1

w_1=10 {m/s} {viteza agentului in teava w=10….15 m/s }

d_2=sqrt((4*m_dot)/(rho_2*w_2)) {teava de la compresor la condensator }

rho_2=1/v_2

w_2=15 {m/s} {viteza agentului in teava w=15…20 m/s}

d_3=sqrt((4*m_dot)/(rho_3*w_3)) {teava de la condensator la ventilul de laminare }

rho_3=1/v_4

w_3=0.5 {m/s} {viteza agentului in teava w=0,5 m/s}

d_4=sqrt((4*m_dot)/(rho_4*w_4)) {teava de la ventilul de laminare la vaporizator }

rho_4=1/v_5

w_4=10 {m/s} {viteza agentului in teava }

Bibliografie

1.http://caloric.ro/shop/modules/blockstore/201003121159000.illu_SCHEMA_BOSCH_POMp A_DE_CALDURA.jpg fig 1.1 [1]

2. http://www.calorserv.ro/images/articles/generic/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg fig 1.2 [2]

3. http://www.aer-conditionat-mitsubishi.ro/images/des_puhz-sw_5.gif [3]

4. http://www.regenerabile-viessmann.ro/content/dam/regenerabile- vieesmann/ghidul_viessmann/ghidul_viessmannpentruincalzireinteligenta-cap1.pdf [4]

5. http://ro.wikipedia.org/wiki/Combustibil_fosil#mediaviewer/File:Global_Carbon_Emissions.svg [5]

6. httpwww.ecospace.roimagessol_apa.jpg [6]

7. httpwww.eforajeputuriapa.rouploadsprodforaje-pompe-de-caldura_loqg.jpg [7]

8. httpwww.infoconstructii.comwp-contentuploads201112pic-article-90.jpg [8]

9. Pompe-de-caldura-Mideahttpblog.romstal.rowp-contentuploads201502Pompe-de-caldura-Midea.jpg [9]

10. Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs [10]

11. Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs

Pompe de caldura – Flavius Blajean.pdf – Multinvest

Bibliografie

http://caloric.ro/shop/modules/blockstore/201003121159000.illu_SCHEMA_BOSCH_POMPA_DE_CALDURA.jpg fig 1.1 [1]

http://www.calorserv.ro/images/articles/generic/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg fig 1.2 [2]

http://www.aer-conditionat-mitsubishi.ro/images/des_puhz-sw_5.gif [3]

http://www.regenerabile-viessmann.ro/content/dam/regenerabile- vieesmann/ghidul_viessmann/ghidul_viessmannpentruincalzireinteligenta-cap1.pdf [4]

http://ro.wikipedia.org/wiki/Combustibil_fosil#mediaviewer/File:Global_Carbon_Emissions.svg [5]

httpwww.ecospace.roimagessol_apa.jpg [6]

httpwww.eforajeputuriapa.rouploadsprodforaje-pompe-de-caldura_loqg.jpg [7]

httpwww.infoconstructii.comwp-contentuploads201112pic-article-90.jpg [8]

Pompe-de-caldura-Mideahttpblog.romstal.rowp-contentuploads201502Pompe-de-caldura-Midea.jpg [9]

Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs [10]

Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs

Bibliografie

http://caloric.ro/shop/modules/blockstore/201003121159000.illu_SCHEMA_BOSCH_POMPA_DE_CALDURA.jpg fig 1.1 [1]

http://www.calorserv.ro/images/articles/generic/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg fig 1.2 [2]

http://www.aer-conditionat-mitsubishi.ro/images/des_puhz-sw_5.gif [3]

http://www.regenerabile-viessmann.ro/content/dam/regenerabile- vieesmann/ghidul_viessmann/ghidul_viessmannpentruincalzireinteligenta-cap1.pdf [4]

http://ro.wikipedia.org/wiki/Combustibil_fosil#mediaviewer/File:Global_Carbon_Emissions.svg [5]

httpwww.ecospace.roimagessol_apa.jpg [6]

httpwww.eforajeputuriapa.rouploadsprodforaje-pompe-de-caldura_loqg.jpg [7]

httpwww.infoconstructii.comwp-contentuploads201112pic-article-90.jpg [8]

Pompe-de-caldura-Mideahttpblog.romstal.rowp-contentuploads201502Pompe-de-caldura-Midea.jpg [9]

Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs [10]

Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs

Anexe

Calculul termic al instalației cu ajutorul programului EES

{Date de intrare}

{Agent R410A}

Q_dot_k=200 {kw}

{ Regimul termic al condensatorului}

t_wi_cond=t_k-12 {grade celsiu} {temperatura apei la intrare in condensator}

t_we_cond=t_wi_cond+7 {grade celsius} {temperatura apei la iesirea din condensator}

t_k=t_t+5 {grade celsius} {temperatura de condensare}

t_sr_cond=t_k-5 {grade celsius} {gradul de subracire al condensatorului}

{Regimul termic al ventiloconvectorului}

t_t=45 {grade celsius} {temperatura pe tur}

t_r=t_t-5 {grade celsius} {temperatura pe retur}

{Regimul termic al vaporizatorului si al serpentinei din apa}

t_we=t_wi-5 {grade celsius} {temperatura la iesirea din vaporizator}

t_wi=20 {grade celsius} {temperatura de intrare in vaporizator}

t_0=t_wi-8 {grade celsius} {temperatura de vaporizare}

t_si_vapor=t_0+5 {grade celsius} {gradul de supraincalzire al vaporilor}

{Calculul regimului termic}

p_0=Pressure(R410A,T=T_0,x=1) {bar} {presiunea de vaporizare}

p_k=Pressure(R410A,T=T_k,x=0) {bar} {presiunea de condensare}

{Starea 1}

p_1=p_0 {bar}

t_1=t_0+5 {grade celsius}

h_1=Enthalpy(R410A,T=T_1,P=P_1) {kj/kg}

s_1=Entropy(R410A,T=T_1,P=P_1) {kj/kg*k}

v_1=Volume(R410A,T=T_1,P=P_0) {m^3/kg}

{Starea 2}

p_2=p_k {bar}

s_2=s_1 {kj/kg*k}

t_2=Temperature(R410A,P=P_k,s=s_1) {grade celsius}

h_2=Enthalpy(R410A,s=s_1,P=P_k) {kj/kg}

v_2=Volume(R410A,s=s_1,P=P_k) {m^3/kg}

{Starea 3}

p_3=p_k {bar}

t_3=Temperature(R410A,h=h_3,p=p_k) {grade celsius}

h_3=ENTHALPY(R410A,x=0,P=P_k)

{Starea 4}

p_4=p_k {bar}

t_4=t_k-5 {grade celsius}

h_4=Enthalpy(R410A,T=T_4,P=P_k) {kj/kg}

s_4=Entropy(R410A,T=T_4,P=P_k) {kj/kg*k}

v_4=Volume(R410A,T=T_4,P=P_k) {m^3/kg}

{Starea 5}

h_5=h_4 {kj/kg}

p_5=p_0 {bar}

t_5=Temperature(R410A,P=P_0,h=h_5) {grade celsius}

s_5=Entropy(R410A,h=h_5,P=p_0) {kj/kg*k}

v_5=Volume(R410A,T=T_0,P=P_0) {m^3/kg}

{Starea 6}

p_6=p_0 {bar}

t_6=t_0 {grade celsius}

h_6=Enthalpy(R410A,T=T_0,x=1) {kJ/kg}

{Calcul termic }

Q_dot_k=m_dot*(h_2-h_4) {kg/s}

Q_dot_0=m_dot*(h_1-h_5) {kw}

P=m_dot*(h_2-h_1) {kw} {puterea consumata de compresor}

{Eficienta pompei de caldura}

epsilon=Q_dot_k/P

{Calculul tevilor}

d_1=sqrt((4*m_dot)/(rho_1*w_1)) {teava de la vaporizator la compresor }

rho_1=1/v_1

w_1=10 {m/s} {viteza agentului in teava w=10….15 m/s }

d_2=sqrt((4*m_dot)/(rho_2*w_2)) {teava de la compresor la condensator }

rho_2=1/v_2

w_2=15 {m/s} {viteza agentului in teava w=15…20 m/s}

d_3=sqrt((4*m_dot)/(rho_3*w_3)) {teava de la condensator la ventilul de laminare }

rho_3=1/v_4

w_3=0.5 {m/s} {viteza agentului in teava w=0,5 m/s}

d_4=sqrt((4*m_dot)/(rho_4*w_4)) {teava de la ventilul de laminare la vaporizator }

rho_4=1/v_5

w_4=10 {m/s} {viteza agentului in teava }

Bibliografie

1.http://caloric.ro/shop/modules/blockstore/201003121159000.illu_SCHEMA_BOSCH_POMp A_DE_CALDURA.jpg fig 1.1 [1]

2. http://www.calorserv.ro/images/articles/generic/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg/pompe-de-caldura-vaporizator.jpg fig 1.2 [2]

3. http://www.aer-conditionat-mitsubishi.ro/images/des_puhz-sw_5.gif [3]

4. http://www.regenerabile-viessmann.ro/content/dam/regenerabile- vieesmann/ghidul_viessmann/ghidul_viessmannpentruincalzireinteligenta-cap1.pdf [4]

5. http://ro.wikipedia.org/wiki/Combustibil_fosil#mediaviewer/File:Global_Carbon_Emissions.svg [5]

6. httpwww.ecospace.roimagessol_apa.jpg [6]

7. httpwww.eforajeputuriapa.rouploadsprodforaje-pompe-de-caldura_loqg.jpg [7]

8. httpwww.infoconstructii.comwp-contentuploads201112pic-article-90.jpg [8]

9. Pompe-de-caldura-Mideahttpblog.romstal.rowp-contentuploads201502Pompe-de-caldura-Midea.jpg [9]

10. Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs [10]

11. Bălan,M , Instalații frigorifice și pompe de căldură, note de curs

Pompe de caldura – Flavius Blajean.pdf – Multinvest