Instalatii de Ventilare Si Climatizare

Capitolul 1. Amortizarea si defazarea oscilatiilor de temperatura

Evaluarea cat mai exacta a amortizarii si defazarii oscilatiilor de temperatura si deci indirect a partii variabile a fluxului termic patruns in interior prin elementele inertiale contribuie la stabilirea corecta a aporturilor de caldura prin adaptarea unor structuri corespunzatoare in functie de orientarea acestora.

Calculul se efectueaza conform S.T.A.S 6648/1-82 diferentiat pt. Elementele constructive si anume:

multistrat pt.terasa

structuri compuse cu strat intermediar de aer de grosime mare

monostrat

Terasa

Elemente componente

1.Placa din beton armat

2.Sapa de egalizare

3.Termoizolatie din B.C.A.

4.Sapa de egalizare

5.Hidroizolatie din carton bitumat

Caracteristicile termofizice ale straturilor Tabel Nr.1

Coeficientul global de schimb de caldura va fi:

kT=

kT=0.977 W/mK

Calculul amortizarii oscilatiilor de temperatura “”

Amortizarea oscilatiilor de temperatura reprezzinta raporul dintre amplitudinea de variatie a temperaturii Ai la fata interioara a peretelui si cea din aerul exterior Ae .

=

Penru calculul amortizarii se porneste de la interior spre exterior astfel:

Se calculeaza functiile de amortizare “” incepand cu stratul 1 astfel:

1=chR1s1+M1insh R1s1 unde:

M1in===0.267-0.267i

Introducand in relatie

1=ch1.428+(0.267-0.267i)sh 1.428=1.341+1.193i

Iar 1=modul1= =1.795

Si 1=argument1=arctg 41.6641.66=2.78 h

ch R2s2+ M2insh R2s2 unde:

M2in=M1fin iar:

M1fin=

deci: M2in=

iar: ch 0.39+ (1.989+0.313i)sh 0.39=1.445+0.723i

2=modul

2=arctg26.58

ch R3s3+ M3insh R3s3 unde:

M3in=M2fin iar:

M2fin=

deci: M3in=

iar: ch 1.29+ (4.14-0.628i)sh 1.29=4.418+5.471i

3=modul

3=arctg51.07

ch R4s4+ M4insh R4s4 unde:

M4in=M3fin iar:

M3fin=

deci: M4in=

iar: ch 0.39+ (0.301-0.059i)sh 0.39=1.097+0.145i

4=modul

=arctg7.5

ch R5s5+ M5insh R5s5 unde:

M5in=M4fin iar:

M4fin=

deci: M5in=

iar: ch 0.23+ (1.244+0.352i)sh 0.23=1.142+0.288i

5=modul

=arctg14.154

sau:

aer+ Maerin unde:

Maerin=M5fin iar:

M5fin=

deci: Maerin=

iar: aer0.234+0.031i)

aer=modul aer

aer=arctg9.28

Notatii folosite:

coeficientul de conductivitate termica [W/mK]

s=coeficient de asimilare al caldurii [W/m2K]

=grosimea stratului [mm]

=densitate materialului [kg/m3]

R=rezistenta termica a stratului [m2K/W]

i,e=coeficienti superficiali de transfer de caldura ai aerului la interior si respectiv la exterior

=functia de amortizare a stratului

=amortizarea

=defazarea

Nota:

Valorile functiilor ch x si sh x au fost extrase din “ Indrumatorul de proiectare “ Anexa I10.2

Introducand valorile obtinute , rezulta in final amortizarea totala la trecera fluxului termic prin terasa :

T=

si defazarea totala :

T=10h

deci :

b. Planseu de separatie dintre pod si incapere

pod

interior

Se considera o structura monostrat din beton de ipsos cu zgura de cazan.

Caracteristicile termofizice ale materialului sunt:

[W/mK]

s=6.5 [W/m2K]

=50 [mm]

Coeficientul global de transfer de caldura va fi :

kp==2.25 [W/m2K]

Conform nomogramelor din fig. 10.3si 10.4 (p.104) din indrumatorul de proiectare :

coeficientul de amortizare este p=0.39

defazarea este p=0.5 [h]

c. Calculul amortizarii si defazarii la trecera prin pod

(Structura cu strat intermediar de aer de grosime mare)

T;T

aer;aer

p;p

unde:

aer ; aer = amortizarea si respectiv defazarea produsa de stratul de aer.(Pt. terasa si planseu se folosesc rezultatele obtinute la punctul a si b .

Conform nomograma din figura 10.5 (p. 105) amortizareaprodusa de stratul intermediar de aer in functie de rezistenta termica a stratului 1 si coeficientul de asimilare termica a aceluiasi strat:

R1=0.093 [m2K/W]

s1=15.36 [W/m2K] Conform Tabel 1

aer=0.318

Defazarea produsa in stratul intermediar de aer in functie de aceeasi parametri se obtine din diagrama 10.7 (p.110):

aer=1.9 [h]

Defazarea totala cu care fluxul termic ajunge in interiorul incaperii va fi:

TOT=T+aer+p=10+1.9+0.5=12.4h

Amortizarea totala cu care fluxul termic ajunge in interiorul incaperii va fi :

TOT=Taerp=0.028*0.318*0.39=3.47*10-3

TOT=3.47*10-3

d.Pereti interiori

Se intalnesc urmatoarele structuri de pereti interiori:

d.1

Elemente componente

1.Beton armat cu densitate =2500 kg/m3

2. Strat intermediar de aer

3.Zidarie de caramida G.U.P. =1200 kg/m3

4. Strat de plus

Caracteristicile termofizice ale straturilor :

Tabel Nr.2

Coeficientul global de transfer de caldura va fi:

kpi1==1.29 [W/m2K]

d.2

Elemente componente

1. Strat de plus

2. Zidarie de caramida G.V. =1200 kg/m3

3. Tencuiala din mortar mixt

Caracteristicile termofizice ale straturilor :

Tabel Nr.3

Coeficientul global de transfer de caldura va fi:

kpi2==1.42 [W/m2K]

d.3

Elemente componente

1. Strat de plus

2. Zidarie de caramida G.V. =1200 kg/m3

3. Tencuiala var

Caracteristicile termofizice ale straturilor :

Tabel Nr.4

Coeficientul global de transfer de caldura va fi:

kpi3==2.04[W/m2K]

Nota:

Proprietatile termofizice ale materialelor s-au extras din Anexa I.-10.1.

CAPITOLUL 2: STABILIREA PARAMETRILOR AERULUI EXTERIOR

2.1 Parametrii de calcul ai aerului exterior

A . Situatia de vara

Temperatura de calcul

Este necesara stabilirea a doua temperaturi si anume :

-o temperatura efectiva te corespunzatoare gradului de asigurare adoptat , temperatura ce intervine la intocmirea bilantului termic .

-o temperatura de calcul a aerului exterior tev necesara pt. reprezentarea punctului de stare al aerului .

Toate marimile de stare se definesc pt. luna Iulie deoarece in aceasta luna se inregistreaza temperatura maxima a aerului exterior , succesiuni de 3-6 zile insorite precum si energia radianta cea mai mare inregistrata la nivelul solului .

Stabilirea acestor temperaturi s-a facut conform S.T.A.S. 6648/2-82 astfel:

a.1) Temperatura efectiva a aerului exterior se calculeaza cu relatia :

te= tem+c*Az unde :

-tem= temperatura medie zilnica in functie de localitate si gradul de asigurare al cladirii itrucat obiectivul studiat se incadreaza in categoria III pt. care conform tabel 5.3/p.23 din Indrumatorul de proiectare se recomanda un grad de asigurare de 90% si conform Anexei 5.I

gradul de asigurare al cladirii este functie de categoria cladirii

categoria cladirii este in functie de destinatia cladirii

Destinnatia=Sala de spectacole => Categoria III => Gradul de asigurare 90% (conform tab. 5.3/p.23 )

Din Anexa I-5.1 => tem = 24.7 C Timisoara

-Az = amplitudinea oscilatiilor de temperatura conform Anexei I-5.1 pt. Timisoara

– c = coeficient de corectie pt.amplitudinea oscilatiei de temperatura

c*Az = abaterea orara a temperaturii exterioare efective fata de temperatura medie zilnica aleasa . Conform tab. 5.2/p.23 .

Valorile temperaturilor efective sunt spedcificate in tabelul de mai jos:

Tabel 5

a.2) Temperatura de calcul a aerului exterior s conform S.T.A.S. 6648 se stabileste cu relatia :

tev= tem+Az

b ) Continutul de umiditate

Continutul de umiditate a aerului exterior xe serveste la reprezentarea punctului de stare a aerului exterior si se determina conform STAS 6648/2-82 in functie de localitate si de gradul de asigurare adoptat .

Pentru localitatea Timisoara si avand in vedere un grad de asigurare de 90% conform Anexei I-5.1 se alege :

c ) Intensitatea radiatie solare

Intensitatea radiatie solare influenteaza aporturile de caldura din exterior Conform STAS 6648/1-82 la dimensionarea instalatie intervin urmatoarele marimi de calcul :

Penru elementele inertiale :

I = a1a2ID+ Id [W/m2]

Im = a1a2IDm+ Id m [W/m2] unde :

-I; Im = intesitatea radiatie globale respectiv intesitatea radiatie medii zilice .

-ID;IDm= valoarea intensitatii radiatiei solare directe , orare si respectiv medie zilnica in functie de ora si orientare , conform tab.5.7/p27 .

– Id;Idm= intesitatea radiatie solare difuze orare si respctiv medie zilnica , conform tab. 5.7/p27 .

– a1= factor de corectie a radiatie solare directe functie de starea atmosferei conform tab. 5.5/p.26 . Se adopta cazul localitatilor urbane mari ,

pt. Timisoara a1= 0.85

– a2 = factor de corectie pt. localitati situate la altitudinea h<500m .

– a2 = 1

Valorile de calcul pt. orientarile elementelor exterioare sunt indicate in tabelul de mai jos :

Tabel 6 Valori de calcul I,Im orientarea Sud.

Orizontal:

IDm=89 [W/m2]

Id m=59 [W/m2]

d) Viteza vantului

Parametrul prezinta mai putina importanta in situatia de vara datorita faptului ca zilele puternic insorite sunt caracterizate de o viteza mai mica de miscare a aerului exterior . Se adopta pt. coeficientul de transfer termic superficial la exterior valoarea (convectie + radiatie):

B . Stabilirea parametrilor climatici pentru situatia de iarna

Temperatura aerului exterior te

te = temperatura exterioara convetionala de calcul si este necesara pt. reprezentarea punctului de stare a aerului exterior cat si pt. intocmirea bilantului termic. Se determina conform STAS 1907/1-80 in functie de zona de temperatura in care este incadrata localitatea Timisoara care este zona II de temperatura :

b) Continutul de umiditate xe

Parametrul este necesar pt. stabilirea punctului de stare . Se adopta conforn STAS 7648/2-82 in functie de temperatura exterioara conform tab.5.10/p.29. :

c) Intensitatea radiatie solare

Parametrul nu intervine in calculul necesarului de caldura deoarece in situatia prezenta incapera studiata este situata in interior neavand elemente de constructie exterioare.

d) Vantul

Nepunandu-se problema necesarului de caldura pt. incalzirea aerului infiltrat prin neetanseitati vantul va influenta doar prin directia sa pozitia relativa dintre priza de aer proaspat si cosul de evacuare in exterior al aerului viciat.

Recapitularea parametrilor aerului exterior :

2.2 Parametrii de calcul ai aerului interior

A . Situatia de vara

Temperatura de calcul "ti"

Parametrul este necesar pt. reprezentarea punctului de stare si intocmirea bilantului termic.

Pt. incaperi social-culturale si administrative temperatura interioara de calcul se stabileste cu relatia:

ti=(20+te)/2=(20+31.7)/2=25.85 [C]

Se adopta :

b) Umiditatea relativa a aerului interior “i”

Parametrul este necesar pt. reprezentarea punctului de stare.Valorile de calcul pt. incaperile climatizate sunt cuprinse intre 45% si 60% . Valoarea maxima a umiditatii este limitata in functie de temperatura aerului interior pt. a se evita senzatia de zapuseala.

Pt. ti=26 C conform tabel de la pagina 35:

i max=57%

Se adopta :

c) Viteza de miscare a aerului interior “vi”

Parametrul constitue ipoteza principala pt.dimensionarea orificiilor de introducere si evacuare.

Pt. incaperi climatizate viteza aerului interior poate fi :

vi=0.10.3 m/s

Se adopta :

d) Temperatura medie de radiatie “mr”

Este dependenta de gradul de gradul de izolare etrmica a elementelor de constructie. In situatia de fata incaperea fiind complet interioara , temperatur medie de radiatie va tinde catre ti .

B . Situatia de iarna

Temperatura de calcul ti

Parametrul este necesar pt. reprezentarea punctului de stare si la intocmirea bilantului termic.

Se adopta valoarea:

b) Umiditatea relativa a aerului interior “i”

Parametrul intervine la reprezentarea punctului de stare si se adopta similar situatiei de vara:

Se adopta :

c) Viteza de miscare a aerului interior “vi”

In ipoteza ca instalatia functioneaza cu debit constant se adopta aceeasi valoare ca in situatia de iarna:

d) Temperatura medie de radiatie “mr”

Datorita faptului ca incaperea nu area elemente delimitatoare spre exterior temperatura interioara nu va scadea prea mult in perioadele in care instalatia nu functioneaza , astfel nu se prevad corpuri statice de incalzire aer=0.318

Defazarea produsa in stratul intermediar de aer in functie de aceeasi parametri se obtine din diagrama 10.7 (p.110):

aer=1.9 [h]

Defazarea totala cu care fluxul termic ajunge in interiorul incaperii va fi:

TOT=T+aer+p=10+1.9+0.5=12.4h

Amortizarea totala cu care fluxul termic ajunge in interiorul incaperii va fi :

TOT=Taerp=0.028*0.318*0.39=3.47*10-3

TOT=3.47*10-3

d.Pereti interiori

Se intalnesc urmatoarele structuri de pereti interiori:

d.1

Elemente componente

1.Beton armat cu densitate =2500 kg/m3

2. Strat intermediar de aer

3.Zidarie de caramida G.U.P. =1200 kg/m3

4. Strat de plus

Caracteristicile termofizice ale straturilor :

Tabel Nr.2

Coeficientul global de transfer de caldura va fi:

kpi1==1.29 [W/m2K]

d.2

Elemente componente

1. Strat de plus

2. Zidarie de caramida G.V. =1200 kg/m3

3. Tencuiala din mortar mixt

Caracteristicile termofizice ale straturilor :

Tabel Nr.3

Coeficientul global de transfer de caldura va fi:

kpi2==1.42 [W/m2K]

d.3

Elemente componente

1. Strat de plus

2. Zidarie de caramida G.V. =1200 kg/m3

3. Tencuiala var

Caracteristicile termofizice ale straturilor :

Tabel Nr.4

Coeficientul global de transfer de caldura va fi:

kpi3==2.04[W/m2K]

Nota:

Proprietatile termofizice ale materialelor s-au extras din Anexa I.-10.1.

CAPITOLUL 2: STABILIREA PARAMETRILOR AERULUI EXTERIOR

2.1 Parametrii de calcul ai aerului exterior

A . Situatia de vara

Temperatura de calcul

Este necesara stabilirea a doua temperaturi si anume :

-o temperatura efectiva te corespunzatoare gradului de asigurare adoptat , temperatura ce intervine la intocmirea bilantului termic .

-o temperatura de calcul a aerului exterior tev necesara pt. reprezentarea punctului de stare al aerului .

Toate marimile de stare se definesc pt. luna Iulie deoarece in aceasta luna se inregistreaza temperatura maxima a aerului exterior , succesiuni de 3-6 zile insorite precum si energia radianta cea mai mare inregistrata la nivelul solului .

Stabilirea acestor temperaturi s-a facut conform S.T.A.S. 6648/2-82 astfel:

a.1) Temperatura efectiva a aerului exterior se calculeaza cu relatia :

te= tem+c*Az unde :

-tem= temperatura medie zilnica in functie de localitate si gradul de asigurare al cladirii itrucat obiectivul studiat se incadreaza in categoria III pt. care conform tabel 5.3/p.23 din Indrumatorul de proiectare se recomanda un grad de asigurare de 90% si conform Anexei 5.I

gradul de asigurare al cladirii este functie de categoria cladirii

categoria cladirii este in functie de destinatia cladirii

Destinnatia=Sala de spectacole => Categoria III => Gradul de asigurare 90% (conform tab. 5.3/p.23 )

Din Anexa I-5.1 => tem = 24.7 C Timisoara

-Az = amplitudinea oscilatiilor de temperatura conform Anexei I-5.1 pt. Timisoara

– c = coeficient de corectie pt.amplitudinea oscilatiei de temperatura

c*Az = abaterea orara a temperaturii exterioare efective fata de temperatura medie zilnica aleasa . Conform tab. 5.2/p.23 .

Valorile temperaturilor efective sunt spedcificate in tabelul de mai jos:

Tabel 5

a.2) Temperatura de calcul a aerului exterior s conform S.T.A.S. 6648 se stabileste cu relatia :

tev= tem+Az

b ) Continutul de umiditate

Continutul de umiditate a aerului exterior xe serveste la reprezentarea punctului de stare a aerului exterior si se determina conform STAS 6648/2-82 in functie de localitate si de gradul de asigurare adoptat .

Pentru localitatea Timisoara si avand in vedere un grad de asigurare de 90% conform Anexei I-5.1 se alege :

c ) Intensitatea radiatie solare

Intensitatea radiatie solare influenteaza aporturile de caldura din exterior Conform STAS 6648/1-82 la dimensionarea instalatie intervin urmatoarele marimi de calcul :

Penru elementele inertiale :

I = a1a2ID+ Id [W/m2]

Im = a1a2IDm+ Id m [W/m2] unde :

-I; Im = intesitatea radiatie globale respectiv intesitatea radiatie medii zilice .

-ID;IDm= valoarea intensitatii radiatiei solare directe , orare si respectiv medie zilnica in functie de ora si orientare , conform tab.5.7/p27 .

– Id;Idm= intesitatea radiatie solare difuze orare si respctiv medie zilnica , conform tab. 5.7/p27 .

– a1= factor de corectie a radiatie solare directe functie de starea atmosferei conform tab. 5.5/p.26 . Se adopta cazul localitatilor urbane mari ,

pt. Timisoara a1= 0.85

– a2 = factor de corectie pt. localitati situate la altitudinea h<500m .

– a2 = 1

Valorile de calcul pt. orientarile elementelor exterioare sunt indicate in tabelul de mai jos :

Tabel 6 Valori de calcul I,Im orientarea Sud.

Orizontal:

IDm=89 [W/m2]

Id m=59 [W/m2]

d) Viteza vantului

Parametrul prezinta mai putina importanta in situatia de vara datorita faptului ca zilele puternic insorite sunt caracterizate de o viteza mai mica de miscare a aerului exterior . Se adopta pt. coeficientul de transfer termic superficial la exterior valoarea (convectie + radiatie):

B . Stabilirea parametrilor climatici pentru situatia de iarna

Temperatura aerului exterior te

te = temperatura exterioara convetionala de calcul si este necesara pt. reprezentarea punctului de stare a aerului exterior cat si pt. intocmirea bilantului termic. Se determina conform STAS 1907/1-80 in functie de zona de temperatura in care este incadrata localitatea Timisoara care este zona II de temperatura :

b) Continutul de umiditate xe

Parametrul este necesar pt. stabilirea punctului de stare . Se adopta conforn STAS 7648/2-82 in functie de temperatura exterioara conform tab.5.10/p.29. :

c) Intensitatea radiatie solare

Parametrul nu intervine in calculul necesarului de caldura deoarece in situatia prezenta incapera studiata este situata in interior neavand elemente de constructie exterioare.

d) Vantul

Nepunandu-se problema necesarului de caldura pt. incalzirea aerului infiltrat prin neetanseitati vantul va influenta doar prin directia sa pozitia relativa dintre priza de aer proaspat si cosul de evacuare in exterior al aerului viciat.

Recapitularea parametrilor aerului exterior :

2.2 Parametrii de calcul ai aerului interior

A . Situatia de vara

Temperatura de calcul "ti"

Parametrul este necesar pt. reprezentarea punctului de stare si intocmirea bilantului termic.

Pt. incaperi social-culturale si administrative temperatura interioara de calcul se stabileste cu relatia:

ti=(20+te)/2=(20+31.7)/2=25.85 [C]

Se adopta :

b) Umiditatea relativa a aerului interior “i”

Parametrul este necesar pt. reprezentarea punctului de stare.Valorile de calcul pt. incaperile climatizate sunt cuprinse intre 45% si 60% . Valoarea maxima a umiditatii este limitata in functie de temperatura aerului interior pt. a se evita senzatia de zapuseala.

Pt. ti=26 C conform tabel de la pagina 35:

i max=57%

Se adopta :

c) Viteza de miscare a aerului interior “vi”

Parametrul constitue ipoteza principala pt.dimensionarea orificiilor de introducere si evacuare.

Pt. incaperi climatizate viteza aerului interior poate fi :

vi=0.10.3 m/s

Se adopta :

d) Temperatura medie de radiatie “mr”

Este dependenta de gradul de gradul de izolare etrmica a elementelor de constructie. In situatia de fata incaperea fiind complet interioara , temperatur medie de radiatie va tinde catre ti .

B . Situatia de iarna

Temperatura de calcul ti

Parametrul este necesar pt. reprezentarea punctului de stare si la intocmirea bilantului termic.

Se adopta valoarea:

b) Umiditatea relativa a aerului interior “i”

Parametrul intervine la reprezentarea punctului de stare si se adopta similar situatiei de vara:

Se adopta :

c) Viteza de miscare a aerului interior “vi”

In ipoteza ca instalatia functioneaza cu debit constant se adopta aceeasi valoare ca in situatia de iarna:

d) Temperatura medie de radiatie “mr”

Datorita faptului ca incaperea nu area elemente delimitatoare spre exterior temperatura interioara nu va scadea prea mult in perioadele in care instalatia nu functioneaza , astfel nu se prevad corpuri statice de incalzire , temperatura medie de radiatie incadrandu-se in limitele de confort.

Recapitularea parametrilor aerului interior

Capitolul 3. Precizarea surselor de nocivitati

Situatia de vara

1.Sarcina termica de vara

1.1. Aporturi de caldura din exterior Qap prin :

elemente inertiale – pod ventilat

incaperi vecine Qi

1.2. Degajari de caldura de la sursele interioare Qi :

oameni Qo

iluminat Qil

masini si utilaje actionate electric QM

2. Degajari de umiditate Gv

degajari de umiditate de la oameni Go

3. Degajari de dioxid de carbon GCO2

degajari de dioxid de carbon de la oameni GCO2

Situatia de iarna

1.Sarcina termica de iarna

Degajari de caldura de la sursele interioare

oameni Qo

iluminat Qil

masini si utilaje actionate electric QM

Pierderi de caldura Qp

2. Degajari de umiditate G0

degajari de umiditate de la oameni Go

3. Degajari de dioxid de carbon GCO2

degajari de dioxid de carbon de la oameni GCO2

Capitolul 4. Bilantul termic de vara

Sistem de ventilare “sus-jos”

Sarcina termica de vara va fi :

Qv=Qap+Qdeg

Unde:

Qap=aporturi de caldura din exterior

Qdeg=degajari de caldura de la sursele interioare

4.A.1.Calculul aporturilor de caldura

a.Calculul aporturilor prin pod neventilat

Fluxul termic patruns in incaperea climatizata se determina cu relatia:

Q=q*S [W]

Unde:

S=suprafata de delimitare spre pod. Conform plan S=400 [m2]

q=fluxul termic unitar calculat cu relatia:

q=k(tpm-ti)+itp [W/m2]

S=suprafata delimitatoare spre pod S=400 [m2]

k=coeficientul global de transfer de caldura al planseului de separatie.Conform cap.1.b k=2.25 [W/m2]

ti=temperatura interioara a incaperii climatizate conform cap.2.2.A.a

ti=26 [ C]

i=coeficientul de schimb superficial l interior , pentru suprafetele orizontale

i=5.8 [W/m2K]

=coeficientul de amortizare la trecerea prin planseul de separatie (terasa) conform cap.1.b =0.39

tpm=temperatura medie zilnica a aerului din pod:

tp==

tp=29.9730 [C]

unde:

k1=coeficientul global de transfer de caldura al terasei.Conform cap.1.a k=0.977 [W/m2]

S1=suprafata terasei S1=400 [m2]

ts ; tsm=temperatura echivalenta a aerului insorit , orara si respectiv medie zilnica calculata cu relatia:

ts=te+

tsm= tem+

unde:

tem=temperatura exterioara medie , tem=24.7 [ C] conform cap.2.2.1.a.1

Im=135 [W/m2] conform tabel 6

tsm=24.7+135*52*10-3=7.02 [ C]

tsm7 [ C]

A=coeficient de absorbtie a radiatiilor solare conform tabel 7.3 pt. Carton bituminat :

A=0.9

Iar: =52*10-3 [m2K/h]

te=conform tabel 5

I=conform tabel 6

Tabel 9 Valorile de calcul ts , tsm pt. Orientarea Sud

tp= unde:

Qv=puterea variabila a fluxukui termic patruns in pod

Qv=S11p(ts1-tsm1)

n=numarul tuturor elementelor delimitatoare ale podului

Bj=coeficientul de asimilare termica a suprafetelor calculat cu relatia:

Bj=

Sj=coeficientul de asimilare termica , conform Cap.1

B1= [W/m2K]

Bj= [W/m2K]

Deci:

tp=

Calculul este redat in tabelul de mai jos:

Tabel 10

b.Calculul aporturilor prin pod ventilat

Vehicularea permanenta a unui debit de aer L [m3/h] face sa se instaureze in pod o temperatura “ tp “ variabila cu solicitarea termica exterioara.

Fluxul termic patruns in incaperea climatizata se determina cu relatia:

Q=q*S [W]

Unde:

S=suprafata de delimitare spre pod. Conform plan S=400 [m2]

q=fluxul termic unitar calculat cu relatia:

q=k(tp-ti) [W/m2]

in care temperatura aerului din pod are valoarea:

tp=

unde:

L=debitul de aer vehiculat apreciat cu relatia:

L=N*l* [kg/s] in care:

N=numarul de persoane , conform tema N=450 persoane

l=debitul specific de aer l=20 [m3/h*pers]

=densitatea aerului =1.2 [kg/m3]

introducand in relatie:

L=450*20*1.2=10800 [kg/h] = 3 [kg/s]

S1=suprafata terasei S1=400 [m2]

Cp=caldura specifica a aerului

Cp=1 [kg/kJ]

k=coeficientul global de transfer de caldura al planseului de separatie.Conform cap.1.b k=2.25 [W/m2]

k1=coeficientul global de transfer de caldura al terasei.Conform cap.1.a k=0.977 [W/m2]

ti=temperatura interioara a incaperii climatizate conform cap.2.2.A.a

ti=26 [ C]

i=coeficientul de schimb superficial l interior , pentru suprafetele orizontale

i=5.8 [W/m2K]

=coeficientul de amortizare la trecerea prin planseul de separatie (terasa) conform cap.1.b =0.028

ts ; tsm=temperatura echivalenta a aerului insorit , orara si respectiv medie zilnica calculata cu relatia:

ts=te+

tsm= tem+

unde:

tem=temperatura exterioara medie , tem=24.7 [ C] conform cap.2.2.1.a.1

Im=135 [W/m2] conform tabel 6

tsm=24.7+135*52*10-3=7.02 [ C]

tsm7 [ C]

A=coeficient de absorbtie a radiatiilor solare conform tabel 7.3 pt. Carton bituminat :

A=0.9

Iar: =52*10-3 [m2K/h]

te=conform tabel 5

I=conform tabel 6

Tabel 9 Valorile de calcul ts , tsm pt. Orientarea Sud

Deci:

tp=

pentru situatia maxima:

Rezulta:

q=2.25*(26.88-26)=1.98 [W/m2]

Iar fluxul termic sus-jos in situatia podului ventilat este:

Q=q*S=1.98*400=792 [W]

Calculul este redat in tabelul de mai jos:

Tabel 10

Prin cresterea debitului de aer ventilat prin pod temperatura acestuia va scadea tinzand catre temperatura interioara “ ti “. Acest lucru este benefic pt. reducerea aporturilor de caldura din exterior prin terasa si pod.

Trecerea unui debit de aer foarte mare prin pod in scopul reducerii fluxului termic nu se diminueaza in aceeasi proportie cu cresterea debitului de aer .

4.A1.2. Aporturi de caldura de la incaperi alaturate

Pentru cazul incaperilor vecine ventilate cu grad redus de vitrare sau slab insorite fluxul termic patruns din aceste incaperi in incaperea climatizata este considerat constant indiferent de ora si se calculeaza in regim stationar cu relatia:

Qpi=Spi*kpi*(ta-ti)= Spi*kpi*ta [W]

in care:

Spi=suprafata peretelui interior ce desparte incaperea climatizata de cea neventilata inclusiv usile.

kpi=coeficientul global de trnsfer de caldura al peretilor conform cap. 1.d.

Avand in vedere structurile diferite ale peretilor interiori suprafetele s-au calculat separat corespunzator structurilor respective , astfel:

ti=temperatura aerului interior in incaperea climatizata

ta=temperatura aerului in incaperea invecinata.

Conform Tabel (pag. 62 Indrumator) se adopta valoarea ta =2 [C]

Introducand datele obtinute in relatie rezulta:

Qpi=(167.5*1.99+34.56*1.42+140.2*2.04)*2=1100 [W]

4.A1.3. Recapitularea aporturilor de caldura din exterior

In cazul aporturilor de caldura prin elementele inertiale valorile vor fi comutate cu valoarea defazajului corespunzator structurii respective.

Defazajul aporturilor de caldura prin pod conform cap. 1.3. este:

=12 [h]

Valorile orare ale ale aporturilor de caldura pentru podul ventilat sunt indicate in tabelul de mai jos:

Tabel 13

Se observa ca valoarea maxima a aporturilor de caldura se inregistreaza la ora 12 si este:

A.2. Degajari de caldura de la surse interioare

Degajari de caldura de la oameni

Q0=N*q0 [W] unde

N=numarul de persoane , conform temei de proiectare N=450 pers.

q0=degajarea specifica de caldura totala in functie de efortul fizic depus si temperatura interioara . Conform tabel 7.5. p.64 pt. repaos in sali de spectacole:

q0=102 [W/pers] dar conform calcul analitic q0=108 [W/pers]

deci :

Q0=450*108=48600 [W]

Degajari de caldura de la iluminat

Fluxul de caldura degajat de sursele de iluminat se determina cu relatia:

Qil=B*Nil [W] unde:

Nil=puterea instalata a surselor de ilumunat [ W ] .

Conform temei de proiect Nil=20 [W/m2]

B=coeficient care tine seama de partea de energie electrica transformata in caldura . Pt. iluminatul fluorescent B=0.8

Suprafata = 400 [m2 ]

rezulta:

Qil=0.8*20*400=6400 [W]

Degajari de caldura de la masini si utilaje actionate electric

QM=1*2*3*4*N [W]

unde:

1=0.7 0.9 = coeficient de utilizare a puterii instalate

2=0.5 0.8 = coeficient de incarcare

3=0.1 1 = coeficient de simultaneitate in functiune

3=0.1 1 =coeficient de preluare al cadurii de catre aerul interior

N= puterea instalata. Conform temei de proiectare N=3 [kW]

Se alege : 1*2*3*4=0.14 (intre 0.12 0.14 )

Rezulta:

QM=0.14*3000=420 [W]

Avand in vedere ca in timpul spectacolului nu este in functiune decat iluminatul de siguranta sarcina termica produsa de acestea nu se ia in calcul , deci:

Qdeg=Q0+QM=48600+420=49020 [W]

Deci sarcina termica de vara este :

Qv=Qapmax+Qdeg=1890+49020=50910 [W]

Sistem de ventilare “jos-sus”

Pentru incaperi aglomerate ( cum este cazul de fata ) dincladiri

socio-culturale cu inaltime mare apare indicata folosirea sistemului de ventilare “jos-sus” care presupune introducerea aerului climatizat direct sau in imdediata apropiere a zonei de sedere si evacuarea aerului viciat la partea superioara .

Datorita faptului ca in aceasta situatie nu toate degajarile si aporturile de caldura din exterior influenteaza conditiile de microclima impuse pt. zona destinata activitatii umane impune intocmirea bilanturilor separate pt. aceste zone.

Din analiza din punct de vedere fizic a felului cum participa aporturile de caldura din exterior la bilantul termic al zonei de sedere rezulta ca numai o parte a acestora este preluata de aerul si elementele de constructie aferente acestei zone .

In cazul sistemului de ventilare “jos-sus” se poate conta pe o distributie si o deplasare a aerului introdus de jos in sus destul de uniforma .

1.1. Calculul aporturilor de caldura prin elementele inertiale

a.Aporturi de caldura prin terasa

In zona de sedere apare fluxul:

Q’t=(1-g)*t-pd*S*qr [W]

Unde:

g=coeficientul de absorbtie al radiatiei de catre vaporii de apa si dioxid de carbon din incapere in functie de inaltimea stratului de aer strabatut , considerat egal cu inaltimea medie a incaperii (9.3 m) .

Conform fig. 7.7 p.68 din Indrumatorul de proiectare :

g=15%

t-pd=factor de forma tavan-pardoseala , conform fig. 7.8a. pentru:

;

t-pd=0.59

S=suprafata terasei S=400 [m2]

qr=fluxul termic radiant patruns in incapere in [W/m2] .Pentru determinarea fluxului se procedeaza astfel:

fluxul termic unitar q [W/m2] patruns prin terasa este conform Cap.4.4. q=1.98 [W/m2] ora 12 , ora la care se realizeaza maximul aporturilor de caldura din exterior .

Alegand preliminar pt. coeficientul superficial de transfer de caldura la interior I=5.8 [W/m2C] determinam temperatura superficiala pe fata interioara a terasei i.

I=tI+q/I=26+1.98/5.8=26.34 [C]

I=26.34 [C]

Pe baza acestei temperaturi se recalculeaza coeficientii superficiali de transfer termic prin convectie si radiatie , astfel:

c=1.28(I-tI)0.25=1.28(26.34-26)0.25=0.98 [ W/m2C ]

c=0.98 [ W/m2C ]

iar coeficientul de transfer termic prin radiatie :

r=

unde:

C0=5.67 [W/m2K4] iar A=0.7

deci:

r==4.31 [ W/m2C ]

iar:

I=4.31+0.98=5.29 [ W/m2C ]

Intrucat diferenta dintre I considerat si cel calculat este destul de mare se reia calculul .

Se considera I=5.35 [ W/m2C ]

Temperatura pe fata interioara a podului va fi :

I=tI+q/I=26+1.98/5.35=26.37 [C]

rezulta:

c=1.28(I-tI)0.25=1.28(26.37-26)0.25=1 [ W/m2C ]

c=1 [ W/m2C ]

iar coeficientul de transfer termic prin radiatie :

r=

unde:

C0=5.67 [W/m2K4] iar A=0.7

deci:

r==4.31 [ W/m2C ]

iar:

I=4.31+1=5.31 [ W/m2C ]

rezulta fluxul termic unitar convectiv :

qc=c(I-tI)=1(26.37-26)=0.37 [ W/m2 ]

si cel radiant:

qr= q- qc=1.98-0.37=1.16 [ W/m2 ]

Introducand in relatia initiala rezulta aporturile de caldura :

Q’t=(1-g)*t-pd*S*qr [W]

Q’t=(1-0.15)*0.59*400*1.61 [W]

b.Aporturi de caldura de la incaperi vecine

Se considera numai aporturile de caldura patrunse prin suprafata care delimiteaza zonele de sedere , deci:

QI*=Qi [W] unde:

QI=aporturile de caldura calculate in Cap.4.1.2

QI=1100 [W]

h=inaltimea zonei de sedere h=1.5 [m]

H=inaltimea H=7.2 [m]

Rezulta aporturile de caldura de la incaperile vecine:

QI*=1100*=230 [W]

c.Recalcularea degajarilor de caldura care influenteaza

bilantul zonei de sedere

Preluarea stratificata a caldurii pe verticala in cazul sistemului de ventilare

“ jos-sus “ impune si recalcularea degajarilor de caldura de la sursele interioare in scopul stabilirii cotei parte care influenteaza bilantul termic al zonei de sedere.

Se considera starea de repaus pozitia sezand.

Din analiza degajarilor de caldura a diferitelor parti ale corpului se poate admite ca o parte din ele nu participa la bilantul termic al zonei de sedere.

c.1.1.Degajari de caldura prin radiatie si convectie ale corpului

a. Degajari de caldura prin radiatie si convectie ale capului

Se calculeaza cu relatia:

qcp=(c+r)Scp(tcp-tI) [W]

unde:

c=coeficientul de transfer termic conductiv

c=3.5 [ W/m2C ]

r=coeficientul de transfer termic prin radiatie

r=c*b [ W/m2C ]

in care:

c= coeficientul de radiatie reciproca

cc1=*C0

=coeficientul de emisie pt. corpul imbracat =0.9

C0=5.67 [W/m2K4] coeficientul de radiatie al corpului absolut negru

Introducand in relatie:

cc1=0.9*5.67=5.103

b= coeficientul de temperatura care se stabileste cu relatia:

b===1.17

Introducand in relatie rezulta:

r=5.103*1.175.97 [ W/m2C ]

Scp=suprafata de calcul a capului conform tabel 7.5./p74 Indrumatorul de proiectare Scp=0.052 [m2]

tcp=temperatura capului conform fig.7.12/p75 pentru tI=26 [C ]

tcp=34.9 [C]

deci:

qcp=(3.5+5.97)*0.052*(34.9-26)=4.38 [W]

c.2.Cedarea de caldura prin talpa piciorului

Sedetermina cu relatia:

qp=*p*(tp-tpd) [W] in care:

=coeficientul de permeabilitate termica a incaltamintei:

=10.25 [ W/m2C ]

p=suprafata talpii picioarelor. Conform tabel 7.5./p.74 Indrumatorul de proiectare:

p=0.034 [m2]

tp=temperatura superficiala a talpii picioarelor.Conform fig. 7.12./p.75 la tI=26[C ]

tp=32.5 [C ]

tpd=temperayura pardoselii tpd23 [C ]

deci:

qp=10.25*0.034*(32.5-23)=3.32 [W] in care:

c.3.Cedarea de caldura latenta

Se determina in functie de temperatura interioara si de tipul activitatii conform fig.7.5./p.64:

ql=50 [W/pers]

c.4.Circa 30% din caldura cedata de restul corpului

qm=(c+r)Sm(tm-tI) [W]

tm=31.5 [C ] pentru tI=26 [C ] conform fig.7.12./p75

qm=(3.5+5.97)*0.15*(31.5-26)=7.81 [W]

Sm=0.15 [m2] conform tabel 7.5./p.74

Deci in bilantul zonei de sedere aporturile de caldura de la oameni sunt:

Q0*=N*q0* [W]

Unde:

q0*= cota parte din cedarea de caldura a ocupantilor

q0*= q0-( qcp+qp+ql+0.3*qrest corp) [W/pers]

in care:

q0=qc+qr+ql [W/pers]

iar:

qrest corp= qc+qr+( qcp+qp+qm) [W/pers]

si:

qc=cedarea de caldura prin convectie a corpului imbracat

qc=c*Sc*(tc-tI) [W/pers]

unde:

tc=29 [C ] conform fig.7.12./p.75 =temperatura corpului imbracat

Sc=1.8 [m2] comform tabel 7.5/p.74 = suprafata corpului

qc=3.5*1.8*(29-24.5)=28.35 [W/pers]

qr=cedarea de caldura prin radiatie a corpului imbracat

qr=r*Sc*(tc-tI) [W/pers]

Sc=1.7 [m2] suprafata corpului pt. radiatie tabel 7.5./p.74

qr=5.97*1.7*(29-26)=30.45 [W/pers]

Deci:

q0=28.35+30.45+50108 [W/pers]

iar:

qrest corp=28.35+30.45-(4.38+3.32+7.81)=43.29 [W/pers]

rezulta:

q0*=108-(4.38+3.32+50+0.3*43,29)=37.3 [W/pers]

iar:

Q0*=450*37.3=16875 [W]

1.2.Degajari de caldura de la iluminat

Qil=B*Nil=20*0.2*400=1600 [W]

1.3.Degajari de la masini si utilaje actionate electric

QM=1*2*3*4*N =0.14*3000=420 [W]

1.4.Recapitularea rezultatelor obtinute

Tabel 14

4.2.Bilantul de umiditate

Bilantul de umiditate

Arescopul de a stabili sarcina de umiditate Gv a incaperii studiate , care impreuna sarcina termica constitue baza de calcul a debitului de aer pentru climatizare.

4.2.a.Degajari de umiditate de la oameni

Fluxul de vapori eliminat prin respiratie si transpiratie depinde de intensitatea muncii depuse si de temperatura aerului interior.

Calculul debitului vaporilor de apa degajati Gv0

Gv0=N*g0 [kg/s] unde:

g0=debitul de vapori degajati de o persoana.Conform fig.7.5./p.64 pentru repaus si tI=26 [C]:

g0=68 [g/h*pers]

deci debitul de vapori degajati:

Gv0=450*68=30600 [g/h]=30.6 [kg/h]=8.5*10-3 [kg/s]

4.3.Degajari de dioxid de carbon de la oameni

Omul in procesul de expiratie degaja o anumita cantitate de dioxid de carbon “ gCO2 “ care se calculeaza cu relatia :

YCO2=N*gCO2 [g/h]

unde:

YCO2=cantitatea totala de CO2

gCO2=degajarea specifica de CO2in functie de varsta si natura activimatii desfasurate . Conform tabel 9.1./p93 pentru adulti in repaus:

gCO2=35 [g/h]=23 [l/h]

rezulta:

YCO2=450*35=15750 [g/h]=15.75 [kg/h]=4.375*10-3 [kg/s]

C.Situatia de iarna

1.Sarcina termica de iarna

Sarcina termica de iarna este data de relatia:

QI=QSi-Qp [W]

Unde:

QSi=degajarile de caldura de la sursele interioare

Qp=pierderile orare de caldura ale incaperii

1.1.Degajarile de caldura de la sursele interioare

1.1.a.Degajari de la oameni

Q0=N*q0 [W]

Unde:

q0= degajarea specifica de caldura totala care este functie de efortul fizic depus si de temperatura interioara.Conform fig.7.5 pentru repaus si tI=20 [C]:

q0=128.2 [W/pers]

deci:

Q0=450*128.2=57690 [W]

1.1.b.Degajari de caldura de la iluminat

Idem ca la situatia de vara:

1.1.c.Degajari de caldura de la masini si utilaje actionate electric

Idem ca la situatia de vara:

1.2.Pierderi de caldura Qp

Pierderile de caldura se calculeaza conform S.T.A.S.1907/80 sau se pot evalua cu relatia:

Qp=q*V [W]

Q=4.5 [W/m3] conform temei de proiectare

Qp=4.5*3740=16830 [W]

Rezulta asadar bilantul termic de iarna :

QI=QSi-Qp =57690+420-16830=41280[W]

2.Bilantul de umiditate iarna

2.1.Degajari de umiditate de la oameni

Degajarile de umiditate de la oameni se deternina cu relatia:

GI=N*g0 [kg/s]

g0=debitul de vapori degajati de o persoana.Conform fig.7.5./p.64 pentru repaus si tI=20 [C]:

g0=35 [g/h*pers]

deci debitul de vapori degajati:

Gv0=450*35=15750 [g/h]=15.75 [kg/h]=4.38*10-3 [kg/s]

3.Degajari de dioxid de carbon

Idem ca la situatia de vara:

D.Recalcularea degajarilor de caldura care influenteaza

bilantul zonei de sedere

1.1.Degajari de caldura prin radiatie si convectie ale corpului

a. Degajari de caldura prin radiatie si convectie ale capului

Se calculeaza cu relatia:

qcp=(c+r)Scp(tcp-tI) [W]

unde:

c=coeficientul de transfer termic conductiv

c=3.5 [ W/m2C ]

r=coeficientul de transfer termic prin radiatie

r=c*b [ W/m2C ]

in care:

c= coeficientul de radiatie reciproca

cc1=*C0

=coeficientul de emisie pt. corpul imbracat =0.9

C0=5.67 [W/m2K4] coeficientul de radiatie al corpului absolut negru

Introducand in relatie:

cc1=0.9*5.67=5.103

b= coeficientul de temperatura care se stabileste cu relatia:

b===1.075

Introducand in relatie rezulta:

r=5.103*1.0755.49 [ W/m2C ]

Scp=suprafata de calcul a capului conform tabel 7.5./p74 Indrumatorul de proiectare Scp=0.052 [m2]

tcp=temperatura capului conform fig.7.12/p75 pentru tI=20 [C ]

tcp=33 [C]

deci:

qcp=(3.5+5.49)*0.052*(33-26)=6.08 [W]

2.Cedarea de caldura prin talpa piciorului

Sedetermina cu relatia:

qp=*p*(tp-tpd) [W] in care:

=coeficientul de permeabilitate termica a incaltamintei:

=10.25 [ W/m2C ]

p=suprafata talpii picioarelor. Conform tabel 7.5./p.74 Indrumatorul de proiectare:

p=0.034 [m2]

tp=temperatura superficiala a talpii picioarelor.Conform fig. 7.12./p.75 la tI=20[C ]

tp=28 [C ]

tpd=temperayura pardoselii tpd17 [C ]

deci:

qp=10.25*0.034*(28-17)=5.92 [W]

3.Cedarea de caldura latenta

Se determina in functie de temperatura interioara si de tipul activitatii conform fig.7.5./p.64:

ql=25 [W/pers]

4.Circa 30% din caldura cedata de restul corpului

qm=(c+r)Sm(tm-tI) [W]

tm=26.6 [C ] pentru tI=26 [C ] conform fig.7.12./p75

qm=(3.5+5.49)*0.15*(26.6-20)=8.9 [W]

Sm=0.15 [m2] conform tabel 7.5./p.74

Deci in bilantul zonei de sedere aporturile de caldura de la oameni sunt:

Q0*=N*q0* [W]

Unde:

q0*= cota parte din cedarea de caldura a ocupantilor

q0*= q0-( qcp+qp+ql+0.3*qrest corp) [W/pers]

in care:

q0=qc+qr+ql [W/pers]

iar:

qrest corp= qc+qr+( qcp+qp+qm) [W/pers]

si:

qc=cedarea de caldura prin convectie a corpului imbracat

qc=c*Sc*(tc-tI) [W/pers]

unde:

tc=26.6 [C ] conform fig.7.12./p.75 =temperatura corpului imbracat

Sc=1.8 [m2] comform tabel 7.5/p.74 = suprafata corpului

qc=3.5*1.8*(26.6-18.5)=51.03 [W/pers]

qr=cedarea de caldura prin radiatie a corpului imbracat

qr=r*Sc*(tc-tI) [W/pers]

Sc=1.7 [m2] suprafata corpului pt. radiatie tabel 7.5./p.74

qr=5.49*1.7*(26.6-20)=61.6 [W/pers]

Deci:

q0=51.03+61.6+25137.63 [W/pers]

iar:

qrest corp=51.03+61.6-(6.08+5.92+8.9)=91.73 [W/pers]

rezulta:

q0*=137.63-(6.08+5.92+25+0.3*61.6)=82.15 [W/pers]

iar:

Q0*=450*82.15=36968 [W]

Recapitularea rezultatelor

Tabel 15

Capitolul 5. Calculul debitului de aer

5.1.Debitul de aer pentru sistemul de ventilare sus-jos

situatia de vara

Debitul de aer rezulta din conditia eliminarii simultane a degajarilor de caldura si umiditate pt. situatia defavorabila (cea de vara) si anume:

L= [kg/s]

Unde:

Qv=sarcina termica de vara sistem sus-jos

Gv=sarcina de umiditate

Cunoscand tI=26 [C] si I=55% se stabileste punctul Iv din diagrama i-x se citeste:

iI=55.7 [kJ/kg]

xI=11.65 [g/h]

Verificare :

i=t+(1.84t+2500)x*10-3=26+(1.84*26+2500)11.65*10-3=

=55.68[kJ/kg]

deci valoarea entalpiei citita din diagrama “ i-x “ se verifica .

Pentru calculul debitului de aer “ L “ este necesara reprezentarea starii aerului climatizat pentru a se citi ic si xc .

Se calculeaza raza procesului “ v “ pe baza raportului dintre bilantul termic Qv si bilantul de umiditate Gv :

v==5990 [kJ/kg]

v=5990 [kJ/kg]

Stabilirea temperaturii aerului refulat “ tc “

Pentru stabilirea temperaturii aerului refulat se pleaca de la valorile recomandate ale diferentei de temperatura dintre temperatura aerului interior

“ ti “ si temperatura aerului refulat “ tc “ , deci:

t= ti -tc

Pentru sistemul de ventilare sus-jos se recomamda :

t= 48 [C]

Pentru determinarea debitului de aer este necesara fixarea starii aerului climatizat care rezulta la intersectia intre paralela la v prin punctul de stare I si dreapta tc

Calculul debitului de aer

ti=26 [C] ; ii=55.7 [kJ/kg] ; xi=11.65 [g/kg] ; Qv=50.91 [kW]

Tabel 16

Concluzie :

1.Conform graficului anexat , debitul de aer in cazul sistemului de ventilare sus-jos va fi cel corespunzator unei diferente de temperatura t=5,1 [C] , deoarece acesta ar fi egal cu cel de la sistemul de ventilare jos-sus la diferenta de temperatura t=3 [C] .

2.Tinand insa cont de inaltimea salii se adopta debitul de aer rezultat pentru t=5 [C] ceea ce satisface practic ambele solutii.

5.2.Debitul de aer pentru sistemul de ventilare jos-sus

situatia de vara

In situatia de fata obiectivul studiat este o sala aglomerata in care introducerea aerului se face direct in zona de sedere prin contratreapta.

Determinarea debitului de aer se face cu relatia:

L= [kg/s]

Calculul se face pentru un ecart de temperatura t=23 [C] ,rezultatele fiind centralizate in tabelul de mai jos:

ti=26 [C] ; ii=55.7 [kJ/kg] ; xi=11.65 [g/kg] ; Qv=17.7 [kW]

Tabel 17

Caiptolul 6. Recalcularea parametrilor aerului climatizat IARNA 6.1.Pentru sistemul de ventilare sus-jos

Stabilirea parametrilor aerului climatizat iarna este necesara pentru reprezentarea proceselor de tratare complexa si pentru a vedea daca se verifica conditiile:

tiarna<tvara

tc>15 [C]

Starea aerului climatizat rezulta prin particularizarea debitului de aer la conditiile de iarna:

L= [kg/s]

Se cunoaste starea aerului interior iarna:

ti=20 [C]

I

i=50 %

Din diagrama i-x rezulta:

ii=38.8 [kJ/kg]

I

xi=7.4 [g/kg]

Este cunoscut debitul de aer din conditia de vara conform Tabel 16

Liarna=5.79 [kg/s]

Parametrii aerului climatizat se determina cu relatiile:

=31.7 [kJ/kg]

=6.65 [g/kg]

Starea aerului climatizat rezulta la intersectia ic cu xc.

Din diagrama i-x se citesc:

tc=15 [C]

C

c=62 %

Rezulta ca cele doua conditii impuse sunt respectate.

6.2. Recalcularea parametrilor aerului climatizat IARNA

Pentru sistemul de ventilare jos-sus

Stabilirea parametrilor aerului climatizat iarna este necesara pentru reprezentarea proceselor de tratare complexa si pentru a vedea daca se verifica conditiile:

tiarna<tvara

tc>15 [C]

Starea aerului climatizat rezulta prin particularizarea debitului de aer la conditiile de iarna:

L= [kg/s]

Se cunoaste starea aerului interior iarna:

ti=20 [C]

I

i=50 %

Din diagrama i-x rezulta:

ii=38.8 [kJ/kg]

I

xi=7.4 [g/kg]

Este cunoscut debitul de aer din conditia de iarna conform Tabel 16

Liarna=5.71 [kg/s]

Parametrii aerului climatizat se determina cu relatiile:

=34.3 [kJ/kg]

=6.63 [g/kg]

Intrucat raza procesului i= , starea aerului climatizat rezulta la intersectia ic cu xc=xi (conditie verificata analitic ).

Din diagrama i-x se citesc:

tc=15,7 [C]

C

c=68 %

Rezulta ca cele doua conditii impuse initial sunt respectate.

Caiptolul 7. Calculul debitului minim de aer proaspat

Pentru determinarea debitului minim de aer proaspat trebuiesc respectate urmatoarele conditii:

7.1. Diluarea degajarilor de dioxid de carbon

L’p= [kg/s]

YCO2=debitul de dioxid de carbon degajat in incapere

Conform Cap.4.3. :

YCO2=4.375*10-3 [kg/s]=15750 [kg/h]

Ya=concentratia admisa de dioxid de carbon in functie de destinatia incaperii si durata de sedere .

Conform Tabel 9.3./p.94 I.P. pentru incaperi in care oamenii se afla un timp scurt:

Ya=3 [g/kg]

Yr=concentratia normala de dioxid de carbon a aerului exterior

Conform Tabel 9.2./p.94 I.P. pentru orase mari:

Yr=0.75 [g/kg]

Introducand in relatie:

L’p===7000 [kg/h]=1.94 [kg/s]

7.2. Conditii de respecterea normelor sanitare

Lp”=N*lsp [kg/s] unde:

lsp=debitul specific impus de normele igenico-sanitare

lsp=20 [m3/h*pers] pentru incaperi in care nu se fumeaza

rezulta:

Lp”=N*lsp =450*20=9000 [kg/h]=10800[kg/h]=3 [kg/s]

7.2. Limitarea la minimum 10% din debitul total de aer

Lp”’=0.1*L =0.1*5.79=0.579 [kg/s]

Se adopta Lp=max(Lp’;Lp”;Lp”’)=max(1.94;3;0.579)=3 [kg/s]

Lp=3 [kg/s]

Debitul de aer recirculat este dat de relatia:

Lr=L-Lp=5.79-3=2.79 [kg/s]

Capitolul 8. Trasarea in diagrama i-x a proceselor

de tratare complexa a aerului

Prin reprezentarea acestor procese rezulta atat schema tehnologica a agregatului de tratare a aerului cat si principalele ipoteze de dimensionare a componentelor agregatului.

1.Definirea punctelor de stare . Sistem de ventilare sus-jos

Situatia de IARNA

Se cunoaste starea aerului interior iarna:

ti=20 [C]

I

i=50 %

Din diagrama i-x rezulta:

ii=38.8 [kJ/kg]

I

xi=7.4 [g/kg]

Iar starea aerului exterior iarna:

te=-15 [C]

E

xe=0.8 [g/kg]

Din diagrama i-x rezulta:

ie=-13 [kJ/kg]

E

e=80 %

si starea aerului climatizat:

tc=15 [C]

C xc=6.65 [g/kg]

c=62 %

ic=31.7 [kJ/kg]

Se determina starea aerului amestecat M la intersectia dreptei IE cu unul din parametrii xM sau iM , parametri care se determina cu relatiile:

unde:

Le=Lp=3 [kg/s] =debitul de aer proaspat

LI=Lr=2.79 [kg/s] = debitul de aer recirculat

Introducand in relatii rezulta:

=3.98 [g/kg]

=11.96 [kJ/kg]

din diagrama I-x se citeste tM=2 [C]

Se stabileste punctul de stare R la intersectia xc=6.65 =ct cu =90%

(umidificare adiabata in camera de pulverizare cu apa racita)

Punctul de stare P se determina la intersectia dreptei iR=25.95 [kJ/kg] cu xM=3.98 [g/kg]

Parametrii rezultati ai punctelor de stare mentionate sunt recapitulati in tabelul de mai jos.

Tabel 17 sus-jos IARNA

1.B. Situatia de vara

Sistem de ventilare sus-jos

Tratarea complexa a aerului vara se face prin pulverizare de apa racita.

Se cunosc:

Se cunoaste starea aerului interior vara:

tv=26 [C]

I

v=55 %

Din diagrama i-x rezulta:

iv=55.5 [kJ/kg]

I

xv=11.6 [g/kg]

Starea aerului exterior vara:

te=31.7 [C]

E

xe=10.5 [g/kg]

Din diagrama i-x rezulta:

ie=58.5 [kJ/kg]

E

e=37 %

Starea aerurlui climatizat vara C se determina la intersectia intre paralela la raza procesului vara v=5990 [kJ/kg] dusa prin punctul I si temperatura aerului climatizat:

tc=ti-t=26-5=21 [C]

tc=21 [C]

Din diagrama i-x se citesc:

ic=46.9 [kJ/kg]

C

xc=10.2 [g/kg]

Deteminam starea aerului amestecat definita de punctul M care se afla la intersectia dreptei IE cu unul din parametrii :

=11.05 [g/kg]

=57.05 [kJ/kg]

Din diagrama i-x se citesc:

tM=28.9 [C]

M

M=44 %

Se stabileste punctul de stare R la intersectia xc=10.2 =ct cu =90%

In diagrama i-x se mai figureaza si punctul T rezultat la intersectia dreptei MR cu curba de saturatie =100%.Punctul T este necesar la calculul camerei de pulverizare.

In cazul tratarii complexe cu realizarea procesului de racire cu uscare folosind o baterie de racire mai trebuie definit punctul U.

Se noteaza cu 1punctul de intersectie al izotermei tBR (temperatura medie a bateriei de racire) cu curba de saturatie.Punctul U rezulta la intersectia dreptelor 1M si iR=ct.unde:

t BR=10,5 [C] (Apa de racire are parametrii: t1/t2=9/12 [C] )

Parametrii rezultati ai punctelor de stare mentionate sunt recapitulati in tabelul de mai jos.

Tabel 18 sus-jos VARA

2. Definirea punctelor de stare pentru sistemul

de ventilare jos-sus

Situatia de iarna

Se cunoaste starea aerului interior iarna:

ti=20 [C]

I

i=50 %

Din diagrama i-x rezulta:

ii=38.8 [kJ/kg]

I

xi=7.4 [g/kg]

Iar starea aerului exterior iarna:

te=-15 [C]

E

xe=0.8 [g/kg]

Din diagrama i-x rezulta:

ie=-13 [kJ/kg]

E

e=80 %

si starea aerului climatizat:

tc=17,7 [C]

C xc=6,63 [g/kg]

c=52 %

ic=34,3 [kJ/kg]

Parametrii aerului evacuati la partea superioara Sv se determina pe baza bilanturilor globale termice Qv si respectiv de umiditate Gv cu realtiile:

=41,5 [kJ/kg]

=8,16 [g/kg]

Din diagrama i-x rezulta:

ts=21,2 [kJ/kg]

S

s=52 %

Se determina starea aerului amestecat M la intersectia dreptei IE cu unul din parametrii xM sau iM , parametri care se determina cu relatiile:

unde:

Le=Lp=3 [kg/s] =debitul de aer proaspat

Li=Lr=2.79 [kg/s] = debitul de aer recirculat

Introducand in relatii rezulta:

=4,4 [g/kg]

=13,47 [kJ/kg]

din diagrama I-x se citeste tM=3,3 [C]

Se stabileste punctul de stare U la intersectia xc=6.63 =ct cu =90%

Punctul de stare P se determina la intersectia dreptei iU=13,47 [kJ/kg] cu xM=4,4 [g/kg]

Parametrii rezultati ai punctelor de stare mentionate sunt recapitulati in tabelul de mai jos.

Tabel 19 jos-sus IARNA

Situatia de vara

Sistemul de ventilare jos-sus

Tratarea complexa a aerului vara se face prin pulverizare de apa racita.

Se cunosc:

Se cunoaste starea aerului interior vara:

tv=26 [C]

I

v=55 %

Din diagrama i-x rezulta:

iv=55.5 [kJ/kg]

I

xv=11.6 [g/kg]

Starea aerului exterior vara:

te=31.7 [C]

E

xe=10.5 [g/kg]

Din diagrama i-x rezulta:

ie=58.5 [kJ/kg]

E

e=37 %

Parametrii aerului evacuati la partea superioara Sv se determina pe baza bilanturilor globale termice Qv si respectiv de umiditate Gv cu realtiile:

=61,3 [kJ/kg]

=13.13 [g/kg]

Din diagrama i-x rezulta:

ts=28 [kJ/kg]

S

s=55 %

Starea aerurlui climatizat vara C se determina la intersectia intre xi=xc cu temperatura tC=23 [C]

tc=ti-t=26-3=23 [C]

tc=23 [C]

Din diagrama i-x se citesc:

ic=52,6 [kJ/kg]

C

c=66 %

Deteminam starea aerului amestecat definita de punctul M care se afla la intersectia dreptei IE cu unul din parametrii :

=11,93 [g/kg]

=60,07 [kJ/kg]

Din diagrama i-x se citesc:

tM=29,2 [C]

M

M=47 %

Se stabileste punctul de stare R la intersectia xc=11,65 =ct cu =90%

Din diagrama i-x tR=18 [C]

In diagrama i-x se mai figureaza si punctul T rezultat la intersectia dreptei MR cu curba de saturatie =100%.Punctul T este necesar la calculul camerei de pulverizare.

Parametrii rezultati ai punctelor de stare mentionate sunt recapitulati in tabelul de mai jos.

Tabel 20 jos-sus VARA

Capitolul 9. Dimensionarea elementelor componente

ale agregatului de climatizare

A.Varianta 1 . Realizarea procesului de racire si uscare

prin pulverizare de apa racita

A. Dimensionarea camerei de pulverizare

a. Tipul camerei de pulverizare se alege in functie de eficienta necesara procesului astfel incat eficienta maxima asigurata in procese reale ( conform

tabel 15.25/p.220 I.P. ) sa indeplineasca conditia:

EmaxEnec

Unde:

Enec=eficienta procesului de schimb de caldura si substanta din camera de pulverizare

Enec=

Unde comform Cap.8:

ti=tM=28,9 [ C]

tF=tR=15,9 [ C]

tT= 13,9 [ C]

deci:

Enec===0,867

Enec=0,867

Se adopta o camera de pulverizare cu doua registre in echicurent care asigura o eficienta maxima in procesele politropice:

Emax=0,9

Camera de pulverizare are urmatoarele dimensiuni

conform fig.15.16/p.221):

B. Sectiunea camerei de pulverizare

Sectiunea transversala a camerei de pulverizare rezulta respectandu-se viteza masica de trecere a aerului :

v=1,8 3,6 [kg/m2s]

deci:

S===3,2161,61 [m2]

L=5,79 [kg/s]

Se adopta B*H=1520*1620 [mm]

Se verfica viteza masica de trecere :

v===2,38 [kg/m2s]

Rezulta ca viteza masica ramane in intervalul vitezelor masice recomandate.

C. Dimensionarea planului de pulverizare

Numarul total de duze se determina cu relatia:

N= [buc] unde:

Ga=debitul de apa pulverizata determinat cu relatia:

Ga=*L [kg/h]

=coeficient de stropire [kg apa/kg aer]

=Y*br

Y=0,86 pentru camere de pulverizare cu separatori neumidificati

br=

br==1,72 [kg apa/kg aer]

deci:

=Y*br=0,86*1,72=1,48 [kg apa/kg aer]

si:

Ga=*L=1,35*5,79*3600=30850 [kg/h]

q=debitul specific al unui pulverizator , conform fig 15.20 pentru procesele de racire si uscare este indicata pulverizarea bruta care in cazul pulverizatoarelor de tip universal U se realizeaza cu diametrele duzelor d0=4…6 [mm] si presiunea de pulverizare pa=0,5…1,8 [bar]

Presupunand d0=5 [mm] si pa=1,5 [bar] rezulta:

q=400 [kg/h*buc]

iar:

N===78 [buc]

Numarul de duze montate Nm rezulta dupa repartizarea lor pe planul de pulverizare admitanduse o majorare pana la 20%.

Pe un plan de pulverizare se vor monta N/2 =40 [buc].

In figura s-au folosit urmatoarele notatii:

a=distanta dintre duze care a rezultat astfel:

a===155 [mm]

b===210 [mm]

c1=50 [mm] ; c2=75 [mm]

Densitatea pulverizatoarelor se determina cu relatia :

n===16 [buc/m2]

Z=numarul de planuri de pulverizare Z=2

n=16 [buc/m2] se incadreaza in densitatea optima recomandata12…16 [buc/m2]

D. Calculul temperaturii initiale si finale a

apei de pulverizare

Se folosesc relatiile:

tai=

taf=

t=

unde:

tai=temperatura initiala a apei de pulverizare

taf=temperatura finala a apei de pulverizare

t=randamentul teoretic al apei de pulverizare

t’i;t’f=temperatura initiala respectiv finala dua termometrul umed

m=

Din diagrama i-x :

t’i= t’m=19,5 [C]

t’f= t’r=14,8 [C]

ii=im=57,05 [kJ/kg]

if=ir=41,7 [kJ/kg]

ca=4,185 [kJ/kg] caldura spcifica a apei

=1,48 [kg apa/kg aer]

Enec=0,867

Introducand in relatie:

m==2,82

t==0,91

tai==11,5 [C]

taf==14,1 [C]

Verificarea se face cu ajutorul diagramei i-ta urmarindu-se:

Se citeste din diagrama i-x temperatura t’m si se alge curba corespunzatoare din diagrama i-ta:

t’m=19,5 [C]

Se citeste din diagrama i-x i teoretic:

i=iI-if=57,05-39,4=17,65 [kJ/kg]

Se duce o paralela cu abscisa care intersecteaza curba aleasa in punctul A

3.Prin A se duce o paralela cu =1,48 care intersecteaza abscisa in punctul B care indica tai; tai astfel obtinut se compara cu cel calculat

4. Se calculeaza diferenta de entalpii reala:

ir=*it=0,91*17,65=16,6 [kJ/kg]

Se duce corespunzator acestei valori o paralela cu abscisa in diagrama i-ta care intersecteaza dreapta AB in punctul C si curba aleasa in punctul D . Punctul E (proiectia lui C pe abscisa) indica temperatura finala a apei iar punctul F (proiectia lui B pe abscisa) indica temperatura t’f=tr.

Concluzie :

Reprezentarea grafica confirma valorile rezultate din calculul analitic.

E. Accesoriile camerei de pulverizare

1. Filtrul de apa

Filtrul de apa se executa sub forma unui cilindru cu diametrul cuprins intre 200 500 [mm] . El se amplaseaza in bazinul camerei de pulverizare .

Calculul suprafetei de filtrare:

Sf= [m2]

Unde:

Ga=debitul de apa pulverizata ; Ga=30850 [kg/h] =30,85 [m3/h]

qs=debitul specific pe unitatea de suprafata . Pentru pulverizarea bruta se foloseste plasa de sarma dim alama cu ochiuri 1,25*1,25 [mm] pentru care qs=1530 [m3/h] .

rezulta suprafata de filtrare:

Sf= = =1,234 [m2]

Se alege diametrul 350 [mm] si se determina lungimea filtrului:

l===1,1 [m]

Se alege un filtru de apa cu dimensiunile d*l=0,35*1,1 [m] .

Inaltimea bazinului

Amplasarea filtrului de apa in bazin se face conform figurii de mai jos:

Se observa din schita ca hbd+200 [mm]

Se adopta hb=550 [mm]

F. Separatorul de picaturi

Se alege cu dimensiunile camerei de pulverizare grosimea lui fiind diferita dupa locul de montaj si procesele realizate in camera de pulverizare.

Conform Anexa I.15.8/p.84 se aleg :

La intrare in C.P. un separator de picaturi tip a cu 1=260 [mm] si 1=7,1.

La iesirea din C.P. un separator de picaturi tip c cu 2=330 [mm] si 1=12,5 pentru umidificare adiabatica.

G. Usa camerei de pulverizare

Pentru supravegherea proceselor si accesul in camera de pulverizare , aceasta se prevede cu o usa cu geam etansa la vaporii de apa avand dimensiunile din figura de mai jos.

H. Alegerea pompelor de circulatie

Pompele de circulatie se aleg cunoscand debitul de apa si presiunea nominala:

Ga=30,85 [m3/h]

Iar:

HnHp+Hq+Hu [mH2O]

Unde:

Hp=pierderea de sarcina pe conducta de aspiratie si refulare

Hq=diferenta geodezica egala cu inaltimea camerei de pulverizare

Hu=presiunea de utilizare la pulverizare

Se considera acoperitoare presiunea pompei ca fiind:

Hn=1,5*Hu=1,5*1,5=22,5 [mH2O]

I. Corespunzator proceselor necesare , C.P. va fi prevazuta cu un preplin sifonat si cu robinet cu plutitor.

J. Calculul pierderilor de sarcina in C.P.

Pierderea de sarcina din camera de pulverizare se determina cu relatia:

PC.P.= PS.P.+ PR.P.+ PC.A.=

=(Si+SE)+Z+120np

unde:

PC.P.=pierderea de sarcina in camera de pulverizare

PS.P.= pierderea de sarcina in separatoarele de picaturi

PR.P.= pierderea de sarcina la contactul cu registrele de pulverizare

PC.A.= pierderea de sarcina a curentului de aer in contact cu apa pulverizata la trecerea prin camera de pulverizare

=0,1 = coeficient de pierdere de sarcina in registrul de pulverizare

Si ; SE =coeficient de pierdere de sarcina locala a separatorului de picaturi la intrare si respectiv la iesire

vs=viteza aerului in separatorul de picaturi

vs= [m/s]

iar:

v=1,98 [m/s] viteza aerului in camera de pulverizare

deci:

vs= =2,2 [m/s]

Z=numarul de planuri de pulverizare , Z=2

=1,48 = coeficientul de pilverizare

p=1,5 [bar] = presiunea apei in pulverizator

n=coeficientul de corectie functie de miscarea relativa aer-apa . Conform fig.15.16 =n=-0,22

Introducand in relatie:

PC.P.= (7,1+12,5)1,2 +0,1*2*1,2+120*(-0,22)1,48*1,5= -1,22 [Pa]

9.2. Dimensionarea bateriei de preincalzire

Tinand seama de dimensiunile C.P. in vedrea obtinerii unui agregat modulat alegem doua baterii de tip 840*1500 cu un rand de tevi N=1urmarindu-se satisfacerea conditiilor impuse de calculul de verificare .

Snec=<Sreal (1)

Determinarea marimilor de mai sus se face pe baza relatiei fundamentale a schimbului de caldura apa-aer:

1,1Q=L(i2-i1)=Ga*ca(td-ti)=k*tm*S

unde:

L=5,79 [kg/s] =debitul de aer ce trece prin baterii

i2 ; i1 = entalpiile aerului dupa si inaintea trecerii acestuia prin baterii

Ga=debitul de agent termic

ca=caldura specifica a apei

td ; ti =remperatura apei calde la ducere respectiv la intoarcere

k=coeficientul global de transfer termic de la agentul primar la agentul secundar

tm=diferenta medie de temperatura intre cei doi agenti

Prin alegerea tipului de baterie conform Anexei I.15.3. rezulta:

A1=1500*840=1,204 [m2] (1476*816 [mm] ) = sectiunea de trecere a aerului

Pentru N=2 si p=2 [mm] pasul aripioarelor s12=87,68 [m2]

p=3 [mm] pasul aripioarelor s13=58,44 [m2]

-numarul de tevi pe rand=44

Prin fiecare baterie trece debitul de aer:

L1===2,895 [kg/s]

Si se va asigura debitul de caldura:

Q1==L1*i

Calculul sarcinii termice

Q1=L1(ip-im) [kW]

Comform diagrama i-x avem:

ip=25,95 [kJ/kg]

im=11,95 [kJ/kg]

Rezulta:

Q1=L1(ip-im)=2,895*(25,95-11,95)=40.53 [kW]

Calculul diferentei medii de temperatura

tm=tm1-tm2 [C] unde:

tm1=temperatura medie a agentului primar

tm2=temperatura medie a agentului secundar

tm1===85 [C]

tm12=[C]

unde comform diagrama i-x avem:

tp=15,95 [C]

tm=2 [C]

deci:

tm12===9 [C]

Rezulta :

tm=tm1-tm2=85-9=76 [C]

Calculul coeficientului global de transfer de caldura

Deoarece avem atat pe partea agentului primar (apa clada) cat si pe partea agentului secundar (aerul) convectie fortata , coeficientul global de transfer de caldura depinde de urmatoarele marimi:

k=f(v,w,N,p)

unde:

v=viteza masica de circulatie a aerului

v=2,895/1,204=2,4 [kg/m2s]

w=viteza de circulatie a apei determinata cu relatia:

w====2,85/nc

cu:

a=965 [kg/m3] la 85 [C]

dI=15*10-3 [m]

In functie de numarul real de circuite rezulta viteza de circulatie a apei din tabelul de mai jos si conform Anexa 15.5. rezulta coeficientul global de transfer de caldura k12.

Pentru pasul p=3 [mm] coeficientul global de transfer de caldura k13 se determina cu relatia:

k13=1,15* k12

Nota :

In tabelul de mai jos se indica si suprafata de incalzire necesara

Tabel 21

Din compararea Snec cu suprafata reala a tipului de baterie ales se adopta varianta cu numarul de circuite nc=2 fiind cea care satisface fara o prea mare supradimensionare relatia (1) .

Deci bateria aleasa este 1500*840 avand:

p=3 [mm]

nc=2

Snec=19,77 [m2]

Sreal=58,44 [m2]

Pierderea de sarcina la trecerea aerului prin baterie

Conform Nomograma I.15.5.c.:

PBPI12=22 [Pa]

Rezulta:

PBPI13=0,85*22=18,7 [Pa]

9.3. Dimensionarea bateriei de reincalzire

Avandu-se in vedere realizarea unui agregat compact se porneste calculul presupunand aceleasi baterii ca si la preincalzire urmarindu-se respectarea conditiilor impuse de calculul de verificare in paralel pentru situatia de iarna si de vara.

A.Situatia de iarna

a.Determinarea sarcinii termice

QBRI=L(ic-iR) [kW]

Comform diagrama i-x avem:

ic=31,7 [kJ/kg]

iR=25,95 [kJ/kg]

Rezulta:

QBRI=L1(iC-iR)=2,895*(31,7-29,5)=6,369 [kW]

Calculul diferentei medii de temperatura

tm=tm1-tm2 [C] unde:

tm1=temperatura medie a agentului primar

tm2=temperatura medie a agentului secundar

tm1===85 [C]

tm2=[C]

unde comform diagrama i-x avem:

tC=15 [C]

tm=9,2 [C]

deci:

tm2===12,1 [C]

Rezulta :

tm=tm1-tm2=85-12,1=72,9 [C]

Calculul coeficientului global de transfer de caldura

Deoarece avem atat pe partea agentului primar (apa clada) cat si pe partea agentului secundar (aerul) convectie fortata , coeficientul global de transfer de caldura depinde de urmatoarele marimi:

k=f(v,w,N,p)

unde:

v=viteza masica de circulatie a aerului

v=2,895/1,204=2,4 [kg/m2s]

w=viteza de circulatie a apei determinata cu relatia:

w====0,432/nc

cu:

a=965 [kg/m3] la 85 [C]

dI=15*10-3 [m]

In functie de numarul real de circuite rezulta viteza de circulatie a apei din tabelul de mai jos si conform Anexa 15.5. rezulta coeficientul global de transfer de caldura k12.

Pentru pasul p=3 [mm] coeficientul global de transfer de caldura k13 se determina cu relatia:

k13=1,15* k12

Nota :

In tabelul de mai jos se indica si suprafata de incalzire necesara

Tabel 22

Din compararea Snec cu suprafata reala a tipului de baterie ales se adopta varianta cu numarul de circuite nc=2 fiind cea care satisface fara o prea mare supradimensionare relatia (1) .

Deci bateria aleasa este 1500*840 avand:

p=3 [mm]

nc=2

Snec=3,143 [m2]

Sreal=58,44 [m2]

Pierderea de sarcina la trecerea aerului prin baterie

Conform Nomograma I.15.5.c.:

PBPI12=22 [Pa]

Rezulta:

PBPI13=0,85*22=18,7 [Pa]

B.Situatia de vara

a.Determinarea sarcinii termice

QBRI=L(ic-iR) [kW]

Comform diagrama i-x avem:

ic=46,9 [kJ/kg]

iR=41,7 [kJ/kg]

Rezulta:

QBRI=L1(iC-iR)=2,895*(46,9-41,7)=15,054 [kW]

Pentru o baterie QBRI=15,054 [kW]

Calculul diferentei medii de temperatura

tm=tm1-tm2 [C] unde:

tm1=temperatura medie a agentului primar la ruperea graficului de reglaj

td=70 [C]

ti=44 [C]

tm2=temperatura medie a agentului secundar

tm1===57 [C]

tm2=[C]

unde comform diagrama i-x avem:

tC=21 [C]

tm=15,9 [C]

deci:

tm2===18,5 [C]

Rezulta :

tm=tm1-tm2=57-17,5=38,5 [C]

Calculul coeficientului global de transfer de caldura

Deoarece avem atat pe partea agentului primar (apa clada) cat si pe partea agentului secundar (aerul) convectie fortata , coeficientul global de transfer de caldura depinde de urmatoarele marimi:

k=f(v,w,N,p)

unde:

v=viteza masica de circulatie a aerului

v=2,895/1,204=2,4 [kg/m2s]

w=viteza de circulatie a apei determinata cu relatia:

w====0,8/nc

cu:

a=985 [kg/m3] la 57 [C]

dI=15*10-3 [m]

In functie de numarul real de circuite rezulta viteza de circulatie a apei din tabelul de mai jos si conform Anexa 15.5. rezulta coeficientul global de transfer de caldura k12.

Pentru pasul p=3 [mm] coeficientul global de transfer de caldura k13 se determina cu relatia:

k13=1,15* k12

Nota :

In tabelul de mai jos se indica si suprafata de incalzire necesara

Tabel 23

Din compararea Snec cu suprafata reala a tipului de baterie ales se adopta varianta cu numarul de circuite nc=2 fiind cea care satisface fara o prea mare supradimensionare relatia (1) .

Deci bateria aleasa este 1500*840 avand:

p=3 [mm]

nc=2

Snec=17,156 [m2]

Sreal=58,44 [m2]

Pierderea de sarcina la trecerea aerului prin baterie

Conform Nomograma I.15.5.c.:

PBPI12=22 [Pa]

Rezulta:

PBPI13=0,85*22=18,7 [Pa]

9.4. Alegerea filtrului de praf

Tinand cont de dimensiunile de gabarit ale agregatului de climatizare se adopta un filtru cu celule in V cu scoatere frontala sinbol F.C.V.F.-T III-7 (1532*1612) folosind ca material filtrant tabla expandata.

Caracteristici filtru:

Table 24

Determinarea suprafetei filtrului de praf

Suprafata filtrului de praf rezulta din relatia:

SFP= [m2]

Unde:

L=LATA=17352 [m3/h]

Lf=3400 [m3/m2h]

Rezulta:

SFP===5,1 [m2]

Determinarea numarului total de casete

N= [buc]

Sf=0,44 [m2] suprafata de filtrare a unei casete

N===12 [buc]

Tinand cont de latimea bateriei de incalzire se alege din Tabel 15.5/p.200:

No=7 casete in plan orizontal (1532 [mm] )

Nv=3 casete in plan vertica (1612 [mm] )

Se adopta un filtru F.C.V.F. III/7 cu dimensiunile de gabarit : 1532*1612*500 [mm]

9.5. Dimensionarea camerei de amestec

Camera de amestec trebuie sa permita montarea ramelor cu jaluzele opuse pe racordul de aer proaspat si respectiv recirculat si a unei usi etanse la aer care sa permita scoaterea periodica ( 2 4 saptamani ) a celulelor filtrante pentru spalare .

Ramele cu jaluzele opuse se dimensioneaza pentru debitul total de aer tinand seama de situatiile reale de functionare in sensul ca , aducerea incaperii la temperatura de regim se face din motive de economie de energie termica in regim de recirculare totala iar in perioada cand te=ti agregatul de tratarea aerului mfunctioneaza numai cu aer proaspat.

Din aceste considerente ramele cu jaluzele sunt actionate conjugat.

Suprafata ramelor cu jaluzele opuse se determina cu relatia:

SRJO===0,964…0,8 [m2]

Conform Anexa II.16.2. se adopta o rama cu jaluzele opuse cu urmatoarele dimensiuni : a*b=1400*800 care are 8 palete si sectiunea de trecere (libera) 0,9 [ m2] .

Rezulta viteza de circulatie a aerului prin rama cu jaluzele :

v1===5,65 [m/s]

Pierderea de sarcina pentru rame cu jaluzele si modificari de sectiune se determina cu relatia:

PRJO=

P=pierdera locala de sarcina [Pa]

=3,5

=densitatea aerului [kg/m3]

v1=5,65 [m/s]

rezulta:

9.6. Alegerea ventilatorului de introducere

Se cunoaste debitul de aer al agregatului de tratare a aerului:

LATA=17352 [m3/h] =4,82 [m3/s]

si se estimeaza preliminar pirderile de sarcina pe canale (P.A.A.T.A.orificiul de introducere cel mai indepartat)

Considerand PCA=120 [Pa] urmand sa se verifice dupa calculul pirderilor totale de sarcina:

PATA=PCP+PBPI+PBRI+PFP+PRJO=

=-1.22+18,7+18,7+200+67=303 [Pa]

Din Anexa II.19.1. se alege un ventilator silentios de tipul V.S.8. avand urmartoarele caractersitci:

PVE=380 [Pa]

Nv=4 [kW]

nv=380 [rot/min]

mv=390 [kg]

Se alege si un motor asincron 132 M cu :

Nm=4 [kW]

nm=750 [rot/min]

mm=72 [kg]

9.7. Alegerea ventilatorului de evacuare

Se cunoaste debitul de aer al agregatului de tratare a aerului:

LATA=17352 [m3/h] =4,82 [m3/s]

PVE=150 250 [Pa]

Din Anexa II.19.1. se alege un ventilator silentios de tipul V.S.9. avand urmartoarele caractersitci:

PVE=230 [Pa

Nv=3 [kW]

nv=300 [rot/min]

mv=450 [kg]

Se alege si un motor asincron 132 M cu :

Nm=3 [kW]

nm=750 [rot/min]

mm=72 [kg]

9.8. Dimensionarea bateriei de racire

1.Parametrii de calcul conform diagrama i-x ( Cap.8/Tabel 18 ) sunt:

intrare tm=28,9 [C] : im=57,05 [kJ/kg]

iesire tu=18,2 [C] : iu=41,7 [kJ/kg]

2.Debitul de aer L=5,79 [kg/s]=17352 [m3/h]

Debitul de aer aferent unei baterii de racire:

L1=L/2=2,895 [kg/s]=8676 [m3/h]

3.Sarcina de racire :

Q=L(im-iu)=5,79(57,05+41,7)=88,9 [kW]

Q=88,9 [kJ/s]*3600 [s]/4.186 [kJ/kcal]=76454 [kcal/h]

Sarcina de racire a unei baterii va fi:

Q1=Q/2=76454/2=38227 [kcal/h]

Tinand cont de dimensiunile de gabarit ale celorlalte componente se aleg 2 baterii de racire 1800*840*203 cu un rand de tevi.

Suprafata de schimb de caldura:

S12=53,41 [m2/rand] ; S13=35,64 [m2/rand]

4.Debitul de apa de racire :

Apa de racire are parametrii:

t1/t2=9/12 [C]

Debitul de apa de racire pentru o baterie este:

G1===12742 [kcal/h]=3,54 [kcal/s]

5.Viteza de circulatie a apei:

w== [m/s]

unde:

di=diametrul interior al tevii di=15*10-3 [m]

nc=numarul de circuite

introducand in relatie rezulta:

w= 20,04/nc [m/s]

Din tabel 15.8. rezulta N=nc=22 circuite

Introducand in relatie:

w= 20,04/nc=20,02/22=0,91 [m/s]

w=0,91 [m/s]

6.Determinarea coeficientului global de transfer de caldura

k1=24,7v0,31w0,19

unde:

v===2,02 [kg/m2s]

S1=suprafata de tercere a aerului S1=1,432 [m2]

Introducand in relatie:

k1=24,7v0,31w0,19=24,7*2,020,31*0,910,19=30,17 [kcal/m2h]

7.Puterea specifica pentru unrand de tevi

Q*==

==931 [kcal/h]

8.Caracteristica ultimului rand de tevi

QR=Q*(tR1-TR1)

QR=

Rezulta:

unde:

TR1=9 [C] temperatura de intrare a apei

tR2=18,2 [C] temperatura de iesire a aerului din bateria de racire

tR1=20,3 [C] temperatura de intrare a aerului in ultimul rand de tevi

dar:

tR1=tR-12=20,3 [C]

Din diagrama i-x : iR-12=iR1=45 [kJ/kg]

Puterea data pe ultimul rand de tevi R:

QR=L1*(iR1-iR2)=2,895*(45-41,7)=9,55 [kW]

Incalzirea apei pe ultimul rand TR

TR===0,64 [C]

Temperatura de intrare a apei un R-1:

TR-11= TR2= T21+TR=9+0,34=9,64 [C]

Randul R-1:

=22,7 [C]

Din diagrama i-x : iR-22=iR-11=48 [kJ/kg]

Puterea data pe randul R-1:

QR-1=L1*(iR-22-iR-12)=2,895*(48-45)=8,685 [kW]

Incalzirea apei pe randul R-1 TR-1:

TR-1===0,59 [C]

Temperatura de intrare a apei un R-2:

TR-21= TR-12= TR-11+TR-1=9,8+0,59=10,4 [C]

Randul R-2:

=28,9 [C]

Puterea data pe randul R-2:

QR-1=L1*(im-iR-22)=2,895*(57,05-48)=26,2 [kW]

Incalzirea apei pe randul R-2 TR-2:

TR-2===1,77 [C]

Temperatura de iesire a apei din R-2:

TR-22= TR-21+TR-2=10,5+1,77=11,92 [C]

Calculul este prezentat centralizat in tabelul de mai jos:

Tabel 26

Concluzie:

Sarcina de racire aleasa este de 38227 [kcal/h] rezulta ca bateria aleasa are Qi=38314 [kcal/h] deci este bine aleasa.

Schita de calcul

Legenda

Aer

Agent de racire (apa)

i ,e intrare/iesire

Capitolul 10. Dimensionarea orificiilor de introducere

si evacuare

1.Dimensionarea orificiilor de introducere pentru

sistemul de ventilare “ sus-jos “

In mod frecvent pentru realizarea jetului plan se utilizeaza fante cu corp cu sectiune tip pana tesita si slit plan paralel cu pereti despartitori conform schitei de mai jos:

Unde:

lf=lungimea fantei

B0=semigrosimea slitului fantei

Se considera jet plan neizoterm slab racit ( temperatura aerului introdus fiind diferita de cea a aerului interior ) .

Dimensionarea fantelor s-a facut dupa urmatoarea metodologie:

se alege 2B0=6 12 [cm]

se stabileste inaltimea zonei de sedere hzs=1 [m]

se stabileste bataia jetului

s=(H-hzs)/sin30=(7,2-1)/sin30=12,4 [m]

Se calculeaza conform teoriei jeturilor plane neizoterme

–

s=

vs=

Unde:

vs=viteza medie in sectiunea transversala situata la distanta s de orificiu

v0=viteza in orificiul de refulare

Ti=ti+273=26+273=299 [K]

T0=t0+273=21+273=294 [K]

Din conditia vsvi rezulta : v0=

Suprafata totala a fantelor de refulare se determina cu relatia :

Lf= [m]

Presupunand un numar “ n “ fante rezulta lungimea unei fante :

lf= [m]

Calculul se prezinta anexat in tabelul de mai jos:

Se adopta varianta 2B0=0,1 [m] ; lf=2,25 [m] iar n=15 [buc] fante de refulare.

2.Dimensionarea orificiilor de evacuare pentru

sistemul de ventilare “ sus-jos “

Suprafata gurilor de evacuare se determina cu relatia:

SGE= [m2]

Unde:

csl=coeficient de sectiune libera

csl=0,95

Lev=debitul de aer evacuat

Considerandu-se ca incaperea este ventilata in suprapresiune debitul de aer evacuat se determina cu relatia:

Lev=*L=0,85*4.82=4.1 [m3/s]

Presupunand ca gurile de evacuare sunt protejate cu gratare Detzer sectiunea libera se considera 50 %

Amplasarea gurilor de aspiratie a aerului s-a facut tinand seama de arhitectura salii de spectacole adoptandu-se solutia amplasarii gurilor de evacuare in contratreptele gradenelor , respectandu-se astfel conditia ca gurile de aspiratie sa se afle cat mai aproape de sursele de nocivitati.

Dimensionarea gurilor de aspiratie se efectueaza in ipoteza ca aerul inconjurator este nemiscat si are la baza cunoasterea modului de variatie a vitezei aerului aspirat.

Adoptand modelul de calcul al miscarii potentiale , suprafetele de egala viteza in cazul gurilor reale de aspiratie de dimensiuni finite sunt elipsoizi de rotatie .

Datorita amortizarii foarte rapide a vitezei va s-a adoptat ca va=3 [m/s] avandu-se in vedere ca gurile de aspiratie sunt plasate in zona ocupata de oameni in apropierea scaunelor.

Introducand in relatie rezulta:

SGE==2,19 [m2]

Avand in vedere dipunerea scaunelor cat si a culoarelor dintre scaune :

nGE=36 [buc]

deci suprafata unei guri de aspiratie:

sGE==0,06 [m2/buc]

Se aleg guri de evacuare dreptunghiulare de 60*1000 [mm] protejate cu gratar Detzer amplasate in contratrepte.

3.Dimensionarea orificiilor de introducere pentru

sistemul de ventilare “ jos-sus “

Dimensionarea s-a facut plecand de la premisa ca sala de spectacole este o incapere aglomerata. S-a adoptat pentru introducerea aerului solutia cu guri de refulare prin spatarul scaunelor.

Intrucat aerul se introduce in zona de lucru , viteza acestuia este impusa de conditiile de confort: v0=0,25 [m/s] deoarece pe distante mici (intre gurile de introducere si ocupanti ) jetul de aer ramane in zona initiala , deci nu are loc o amortizare a vitezei .

Cunoscand numarul de guri si viteza v0=0,25 [m/s] , suprafata totala a unei guri de refulare este data de relatia:

Sg= [m2]

In care:

L=debitul de aer introdus [m3/s] : L=17355 [m3/h]=4,82 [m3/s]

v0=viteza efectiva corespunzatoare sectiunii libere : v0=0,25 [m/s]

r=coeficientul sectiunii libere , care reprezinta rapotul intre sectiunea libera si cea totala , pentru plasa de sarma r=0,9

=coeficientul de debit , conform tabel 13.2/p.150 =0,82 (guri dreptunghiulare cu margini rotunjite .

rezulta sectiunea gurii de introducere:

Sg===0,058 [m2]

Se adopta o gura de introducere avand dimensiunile 300*300 [mm] protejata cu rama cu plasa de sarma , gura introducandu-se in spatarul scaunului .

4.Dimensionarea orificiilor de evacuare pentru

sistemul de ventilare “ jos-sus “

Considerand ca sala de spectacole este ventilata in suprapresiune , suprafata gurilor de evacuare se determina cu relatia

SGE= [m2]

Unde:

cse=coeficient de sectiune libera

cse=0,95

Lev=debitul de aer evacuat

Considerandu-se ca incaperea este ventilata in suprapresiune debitul de aer evacuat se determina cu relatia:

Lev=*L=0,85*4.82=4.1 [m3/s]

Capitolul 11. Calculul canalelor de aer

Etapele dimensionarii

1. Stabilirea traseelor canalelor de aer functie de locul de amplasare al centralei de ventilare , de structura de rezistenta si particularitatile constructive ale incaperii respective de posibilitatile de mascare si pozare a tubulaturii.

Se stabileste schema unifilara a sistemului de canale.

2. Stabilirea debitelor de aer ce se transporta pe fiecare tronson de canal. Operatia este necesara pentru stabilirea prelimiara a tronsoanelor retelei de canale.

3. Stabilirea pe baza vitezelor alese a sectiunii si dimensiunile pe fiecare tronson de canal.

Pentru instalatiile de ventilare de presiune joasa vitezele recomandate sunt:

-priza de aer

-canale de aer proaspat 4 6 [m/s]

-canale principale 4 8 [m/s]

-canale secundare 3 5 [m/s]

Cunoscandu-se debitul si viteza aleasa pe o portiune de canal “ i “ se poate determina sectiunea :

Si= [m2]

Unde:

Li= debitul de aer pe tronsonul respectiv [m3/s]

vi= viteza aerului pe tronsonul “ i “ [m/s]

4. Desenarea la scara a retelei de canale cu specificarea pieselor speciale (coturi , ramificatii , etc.).

a.Dimensionarea canalelor de aer

Dimensionarea canalelor de aer a fost astfel conceputa incat sa :

asigure debitele necesare la fiecare ramificatie

asigurarea reglarii instalatiei

asigurarea silentiozitatii

pentru forma canalelor de aer se utilizeaza dimensiuni geometrice

Pentru reteaua de canale reprezentate in schita se procedeaza astfel:

Pentru fantele de refulare:

Debitul unei fante este :

Lf=1157 [m3/h] =0,32 [m3/s]

Pe baza aplicarii teoriei jeturilor de aer a rezultat o viteza de refulare de

1,35 [m/s].

Pe traseul de alimentare al fantei se trece la o viteza de 2,85 [m/s] rezultand

S1==0,112 [m2]

Se adopta constructiv a1=0,5 [m] si rezulta:

h==0,225 [m]

Se adopta un canal avand dimensiunile 225*500 [mm] . In continuare calculul este prezentat centralizat in tabel.

b.Calculul pierderilor totale de sarcina

Determinarea pierderilor totale de sarcin atat pentru reteaua de canale de introducere cat si evacuare se face cu relatia:

p=

unde :

=coeficient adimensional de frecare al aerului de peretii canalului prin care circula

l=lungimea tronsonului de canal

de=diametrul in cazul canalelor de sectiune circulara sau diametrul echivalent in cazul canalelor de sectiune rectangulara in [m]

i=suma coeficientilor de rezistenta local

vi=viteza aerului pe tronsonu i
i=greutatea specifica a aerului la temperatura medie pe care o are pe tronsonul i in [N/m3] sau [kgf/m3]

g=acceleratia gravitationala [m2/s]

R=pierderea de sarcina liniara unitara pe tronsonul i in [N/m] sau [mmH2O/m]

i=indicele tronsonului respectiv

n=numarul de tronsoane

Pierderea de sarcina liniara

In Anexa XI se indica valorile lui R in functie de viteza v si de diametrul echivalent , valbile pentru canale netede.

Diametrul echivalent pentru canale rectangulare cu dimensiunile a*b se calculeaza cu relatia:

de= [m]

Nota:

Pentru canalele rugoase pierderea de sarcina citita din Anexa se majoreaza cu coeficientul (kv)0,25 adica:

R*=R(kv)0,25 [N/m] sau [mmH2O/m]

Unde:

R*=pierderea de sarcin unitara liniara pentru canalele rugoase

R= pierderea de sarcin unitara liniara pentru canalele netede

vi=viteza aerului pe tronsonu i
k=rugozitatea absoluta corespunzatoare

Dimensionarea canalului ATA-PA

Dimensionarea canalului de aer proaspat s-a facut avand in vedere viteza recomandata pentru canalele de aer proaspat ( 4 6 [m/s] ). Se adopta viteza de 6 [m/s] , rezulta suprafata canalului :

SCA==0,8 [m2]

Se alege un canal avand dimensiunile a*b=1000*800 [mm]

Pierderea de sarcina locala

Asa cum s-a aratat anterior pierderile de sarcina locale se calculeaza cu relatia cu relatia :

Z= [Pa]

Problema se reduce la aprecierea coeficientilor de rezistenta locala . Odata determinati acesti coeficienti se calculeaza Z.

Evaluarea rezistentelor locale pentru circuitul

defavorabil F15-ATA-PA

Fanta de refulare F15 – dupa Baturin f=4

Tronson 1

1 cot cu difuzor

2 coturi la 90

a.Cot cu difuzor

Rezistenta in cot ( conform pozitie 3 Anexa XI ) :

=1,5

=0,175 ( pozitie 1 Anexa XI )

pentru =90 => =1 ( pozitie 2 Anexa XI )

=2,66 => =0,4 ( pozitie 3 Anexa XI )

deci:

CD=**=0,175*1*0,4=0,07

Rezistenta in difuzor ( pozitie 11 Anexa XI )

f=0,15*0,5=0,075 [m2]

F=0,225*0,5=0,1125 [m2]

=1,5

Pentru o raza medie :

Rm==200 rezulta:

Lungimea medie a arcului:

lm==314 [mm] de unde:

tg==0,13 => =7 iar 2=14

Pentru 2=14 si => D=0,03

b.2 coturi 150*500

Rezistenta in cot ( conform pozitie 3 Anexa XI ) :

=1 =>

1=0,25 ( pozitie 1 Anexa XI )

pentru =90 => =1 ( pozitie 2 Anexa XI )

=0,3 => =1,74 ( pozitie 3 Anexa XI )

deci:

C=2***=0,25*1*1,74=0,87

Rezistenta locala totala pe tronsonul 1 este:

1=CD+D+C=0,07+0,3+0,87=0,97

1=0,97

Tronson 5’

1 cot cu difuzor

Rezistenta in cot ( conform pozitie 3 Anexa XI ) :

=1,5

=0,175 ( pozitie 1 Anexa XI )

pentru =90 => =1 ( pozitie 2 Anexa XI )

=0,8 => =1,17 ( pozitie 3 Anexa XI )

deci:

CD=**=0,175*1*1,17=0,2

Rezistenta in difuzor ( pozitie 11 Anexa XI )

f=0,5*0,5=0,25 [m2]

F=0,75*0,5=0,375 [m2]

=1,5

Pentru o raza medie :

Rm==375 rezulta:

Lungimea medie a arcului:

lm==590 [mm] de unde:

tg==0,21 => =12 iar 2=24

Pentru 2=24 si => D=0,12

Rezistenta locala totala pe tronsonul 5’ este:

1=CD+D=0,2+0,12=0,32

5’=0,32

Tronson 7’

1 cot cu confuzor

1difuzor

Rezistenta in cot ( conform pozitie 3 Anexa XI ) :

=1,5

=0,175 ( pozitie 1 Anexa XI )

pentru =90 => =1 ( pozitie 2 Anexa XI )

=2,45 => =0,4 ( pozitie 3 Anexa XI )

deci:

C=**=0,175*1*0,4=0,07

Rezistenta in confuzor ( pozitie 11 Anexa XI )

f=0,5*1,5=0,75 [m2]

F=0,725*1,5=1,0875 [m2]

=0,69

Pentru o raza medie :

Rm==612,5 [mm] rezulta:

Lungimea medie a arcului:

lm==960 [mm] de unde:

tg==0,12 => =7 iar 2=14

Pentru 2=14 si => Conf=0,035

Rezistenta in difuzor ( pozitie 11 Anexa XI )

f=0,63*0,725=0,456 [m2]

F=1,5*0,725=1,0875 [m2]

=2,36

tg==0,58 => =30 iar 2=60

Pentru 2=60 si => D=0,25

Rezistenta locala totala pe tronsonul 7’ este:

1=C+Conf+D=0,07+0,035+0,25=0,355

7’=0,355

Priza de aer

Rezistenta locala se asimileaza cu cea produsa prin intrarea aerului prin jaluzele fixe oblice – ( pozitia 23 Anexa X )

PA=1,15

Capitolul 12.

Amplasarea centralei de ventilare

Amplasarea centralei de ventilare este conditionata in principal de facori economici si functionali .

Din punct de vedere economic sunt de evidentiat urmatoarele:

Amplasarea centralei de ventilare s-a facut in subsolul cladirii cat mai aproape de incaperea climatizata , solutie ce conduce la economisirea de materiale pentru executia si izolarea tubulaturii , la micsorarea pierderilor de sarcina in sistem si implicit la reducerea consumului de energie electrica.

Din punct de vedere functional aspectele principale care au stat la baza adoptarii solutiei au fost :

Nivelul de zgomot relativ ridicat produs de unele aparate sau piese aflate in miscare cat si de miscarea aerului in canale.

Din punct de vedere constructiv necesita spatii relativ mari , inaltimi de 5 [m] lucru de care s-a tinut seama la elaborarea temei de proiectare pentru alte specialitati.

Din punct de vedere al exploatarii trebuie avut in vedere asigurarea posibilitatilor de introducere respectiv scoatere a unor componente ale centralei de ventilare in caz de defectare sau inlocuire.

S-au prevazut posibilitati de supraveghere si acces la toate elementele componente , posibilitati de sustinere si deplasare in cazul demontarii utilajelor.

De toate cele de mai sus s-a tinut cont la amplasarea centralei de ventilare , respectandu-se totodata prescriptiile Normelor de Tehnica Securiatii Muncii si Regulamentului P.S.I.

Priza de aer proaspat

Priza de aer proaspat reprezinta elementul component al instalatiei de climatizare prin care se preia aerul proaspat din exterior.

Suprafata prizei de aer se calculeaza cu relatia:

SPA= [m2]

Unde:

csl=0,65 si reprezinta coeficientul de sectiune libera

v=2 4 [m/s] reprezinta limitele de viteza recomandate

deci:

SPA== =3,78 1,85 [m2]

Inaltimea prizei de aer proaspat este:

HPA===1,05 0,513 [m2]

Se adopta conform desen tip 61/12-1,2 o rama cu jaluzele fixe cu dimensiunile 1000*800 [mm] .

Nota:

Dimensionarea prizei de aer s-a facut la debitul total de aer si nu pentru debitul minim de aer proaspat deoarece pentru situatia cand tite nu se mai justifica recircularea aerului , instalatia functionand numai cu aer proaspat .

Priza de aer s-a amplasat in spatiu verde la distantele prevazute in piesele desenate , in acest loc neexistand surse de nocivitati (vapori nocivi , gaze toxice , praf , etc. ) .

Gura de evacuare

Ca alcatuire gura de evacuare este identica cu priza de aer proaspat .

Prin gura de evacuare aerul viciat din incapere este eliminat in atmosfera cu ajutorul instalatiei de ventilare . Gura de evacuare este amplasata pe terasa salii de spectacole (conform piese desenate ) .

Instructiuni de dare in exploatare

Dupa terminarea lucrarilor de monaj si inainte de predarea catre benficiar , instalatia de ventilare va fi supusa unui ansamblu de operatii tehnice avand drept scop verficarea instalatiei executate in ceea ce priveste corespondenta cu prevederile proiectului , performanta si efectele scontate precum si crearea conditiilor necesare pentru o functionare corecta.

Punerea in functiune cuprinde operatiile:

Operatii de pregatire

Verificarea instalatie

Pornirea instalatie

Reglarea instalatie

Probarea echipamentelor componente

Verificarea eficacitatii globale

a.Operatii de pregatire

1. Vizitarea si examinarea instalatiei realizate , stabilirea metodelor si instrumentelor de masura adecvate situatiilor constatate , intocmirea programului pentru operatiile urmatoare de dare in exploatare si completarea instalatiei cu punctele de masura , cu caracteristicile elemenetelor componente precum si cu pozitiile si tipurile dispozitivelor de reglare.

2. Pregatirea si verificarea calibrarii aparatelor de masura precum si a tuturor materialelor si dispozitivelor auxiliare necesare.

3. Pregatirea fiselor de constatare pentru evidentierea datelor culese in cadrul operatiilor de dare in exploatare , precum si a documentatiei tehnice cu caracteristicile functionale ale echipamentului dein compozitia instaltiei.

b.Verificarea instalatiei

Instalatia se va verifica cu privire la:

1.Corespondenta cu prevederile proiectului , cu prescriptiile normativelor si STAS-urilor in vigoare.

2.Corespondenta dintre caracteristicile echipamentului instalat si cele prevazute in proiect.

3. Corespondenta dintre geometria instaltiei realizata si cea din proiectata.

4.Calitate executiei.

5.Functionarea elementelor componente.

6.Conditii necesare pentru pornirea instalatiei.

7. Conditii necesare in vederea asigurarii unei durate de functionare cat mai indelungate.

8. . Conditii necesare in vederea asigurarii masurilor de tehnica securitatii muncii.

9.Nivelul de zgomot.

c.Pornirea instalatiei

1.Pornirea in sarcina redusa.

2. Pornirea in sarcina normala.

3.Functionarea de proba.

d.Reglarea instalatiei

Operatia de reglare se efectueaza inainte de predare la benficiar astfel incat:

1.Cu ajoutorul dispozitivelor de reglare montate in rmificatii sa se obtina debitele de aer indicate in proiect la toate gurile de aspiratie si respectiv refulare.

2. Cu ajoutorul dispozitivelor de reglare centrala montate pe ventilator sa se obtina debitul total de aer indicat in proiect.

3. Cu ajoutorul organelor de inchider si reglare sa se obtina alimentarea echipamentului cu energie electrica , apa calda , apa racita la parametrii inscrisi in proiect.

4.Reglarea aeraulicase va face prin una din metodele:

iterativa

metoda proportiilor

5.Dotarea minima cu aparate de masura necesare reglarii instalatiilor.

e.Probarea echipamentului

Inaintea predarii instalatiei la beneficiar se vor verifica prin masuratori caracteristicile tuturor aparatelor montate in instalatie in pozitie normala de lucru si anume: ventilatoare , baterii de incalzire si racire , filtrul de aer . Se vor verifica prin sondaj caracteristicile gurilor de introducere si evacuare .

La bateriile de incalzire si racire se vor determina valorile marimilor caracteristice care definesc variatia temperaturilor aerului si ale agentului termic in conditiile de functionare existente in momentul effectuarii probelor si se vor confrunta cu cele indicate in proiect corespunzatoare regimului normal de functionare.

La filtrul de aer se va masura rezistenta aeraulica cu material filtrant in stare curata . Nu se admite o toleranta mai mare de 10% decat rezistenta initiala indicata in prin cartea tehnica a filtrului .

f.Verificarea eficacitatii globale a instalatiei

Inaintea efectuarii masuratorilor pentru verificarea eficacitatii globale a instalatiei se va verifica daca daca conditiile de viciere a salii sunt corespunzatoare conditiilor admise la proiectarea instaltiilor ca baza de calcul.

Determinarile se vor face in conditiile unei desfasurari normale de activitati in zonele de sedere in conformitate cu metodologia stabilitata de inspectia sanitara.

Eficacitatea igenico-sanitara a instalatiei se va stabili prin compararea determinarilor efectuate cu instalatia in functiune si instalatia oprita , pentru anotimpul in care se efectueaza verificarile .

Intrucat in sala studiata nu exista degajari de substante nocive periculoase pentrusanatatea ocupantilor salii se va efectua o verificare a temperaturii si umiditatii aerului in zona de sedere pentru care acestea au constituit premisele de calcul la proiectare , vitezele curentilor de aer se vor verifica in mod obligatoriu.

BIBLIOGRAFIE

N. Niculescu

Gh. Duta Instalatii de Ventilare si Climatizare

P. Stoenescu Editura Didactica si Pedagogica 1982

I. Colda

Gh. Duta

P. Stoenescu Indrumator de proiectare

I. Colda “Instalatii de Ventilare si Climatizare”

G. Stoican U.T.C.B. 1984

M. Zgavarogea

D. Enache

Gh. Duta Indrumator de proiectare

N. Niculescu “Instalatii de Ventilare si Climatizare”

P. Stoenescu U.T.C.B. 1972

N. Niculescu Instalatii de Ventilare si Climatizare

Gh. Duta curs vol. 1 , 2 U.T.C.B. 1974

P. Stoenescu

M. Ilina

C. Brandabur

M. Popescu Instalatii de Incalziri Centrale

St. Stanescu “Indrumator de proiectare”

Al. Chiriac Editura Tehnica 1992

O. Centea

I.C.C.P.D.C. Normativ privind proiectarea si

I.N.C.E.R.C. executarea instalatiilor de ventilare si

climatizare I-15/1979

7. M.L.P.A.T. Regulament privind protectia si igiena muncii

in constructii 1993

8. I.C.C.P.D.C. Detalii , elemente si subansambluri tip de Instalatii pentru constructii

Grupa:

V1 – canale de aer din tabla

V2 – prize de aer si guri de ventilare

V3 – agregate , aparate ,accesorii

9. S.T.A.S.6648/1-82 Instalatii de Ventilare si Climatizare

Calculul aporturilor de caldura din exterior

Prescriptii fundamentale

S.T.A.S.6648/2-82 Parametrii aerului exterior

10. S.T.A.S.1253/80 Meteorologie . Marimi carateristice ale aerului

umed

11. S.T.A.S.185/1-73 Desen tehnic

12. S.T.A.S.2300/65 Ventilatoare radiale . Pozitii de motaj