Numele și prenumele absolventului: BUMBU SERGIU -IULIAN [615583]

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE AUTOVEHICULE RUTIERE,
MECATRONICĂ ȘI MECANICĂ
SPECIALIZAREA: SISTEME ȘI ECHIPAMENTE TERMICE

PROIECT DE DIPLOMĂ

Absolvent: [anonimizat]

2020

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ –
NAPOCA
FACULTATEA DE AUTOVEHICULE RUTIERE,
MECATRONICĂ ȘI MECANICĂ
SPECIALIZAREA: SISTEME ȘI ECHIPAMENTE TERMICE – Extensia Alba -Iulia

PROIECT DE DIPLOMĂ

Instalația de climatizare pentru un corp de hotel

Conducător: Absolvent: [anonimizat]. Mircea Mrene ș Sergiu -Iulian Bumbu

2020

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE AUTOVEHICULE RUTIERE, MECATRONICĂ ȘI MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: INGINERIE MECANICĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

Numele și prenumele absolvent: [anonimizat]: BUMBU SERGIU -IULIAN
Secția și forma de învățământ : SISTEME ȘI ECHIPAMENTE TERMICE /ALBA -IULIA/ZI
Tema proiectului de diplomă: Instala ția de climatizare pentru un corp de hotel
Locul de documentare: Daia Romana, str.Principală, nr.151C . Jud. Alba.
Conducătorul proiectului: Conf.dr.ing. Mrene ș Mircea
Consultanți de specialitate :
Data primirii temei: 01.10.2019
Data predării: 10.07.2020
CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC: ABSOLVENT: [anonimizat]. Mircea Mrene ș Sergiu -Iulian Bumbu

Notă: Toate drepturile de autor privind proiectul de diplomă/lucrarea de disertație, multiplicarea pe orice cale,
traducerea unei părți sau a întregii lucrări, precum și valorificarea sub orice formă a conținutului și ideilor cuprinse în
proiect, sunt atri bute exclusive ale UNIVERSITĂȚII TEHNICE DIN CLUJ -NAPOCA.

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE AUTOVEHICULE RUTIERE, MECATRONICĂ ȘI MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: INGINERIE MECANICĂ

Fișa absolvent: [anonimizat] 2020

Numele și prenumele Bumbu Sergiu -Iulian
Titlul proiectului de
diplomă Instala ția de climatizare pentru un corp de hotel
Numele și prenumele Data la care
student: [anonimizat] 01.10.2019
Consultant de
specialitate
Consultant de
specialitate

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DIN CLUJ – NAPOCA
FACULTATEA DE AUTOVEHICULE RUTIERE, MECATRONICĂ ȘI MECANICĂ
DEPARTAMENTUL: INGINERIE MECANICĂ
Sesiunea: iulie 2020
Director Departament,
Prof. dr. ing. DAN OPRUȚA
RECENZIE

Asupra proiectului de diplom ă cu titlul: Instala ția de climatizare a unui corp de hotel
Elaborat de absolvent: [anonimizat]: Bumbu Sergiu -Iulian
Conținutul proiectului: Elabor area, structurarea și determinarea valo rilor necesare pentru o
instala ție de climatizare
Perioada de documentare și pregătire a proiectului: 01.10.2019 – 10.07.2020
Aspecte pozitive:
Aspecte negative:
Contribuții personale ale autorului: Proiectarea plan șelor și a constructiei hotelului ca și creatie
proprie în programul Inventor.
Posibilități de valorificare a proiectului: Pentru cercetarea și determinarea vaorilor și datelor de
proiectare pentru instalatia de climatizare
Se propune admit erea / respingerea proiectului pentru susținere publică.

Conducător: Conf. dr. ing. Mircea Mrene ș

Declarație pe proprie răspundere privind
autenticitatea lucrării de diplomă

Subsemnatul: Bumbu Sergiu -Iulian , legitimat cu: CI seria: AX nr. 565593 . (conform
copiei anexate prezentei declarații, copie semnată și certificată „conform cu originalul”) autorul
lucrării : Instalația de climatizare a unui corp de hotel , elaborată în vederea susținerii
examenului de fin alizare a studiilor de licență la Facultatea de Autovehicule Rutiere, Mecatronică
și Mecanică, specializarea SISTEME ȘI ECHIPAMENTE TERMICE Extensia ALBA -IULIA din
cadrul Universității Tehnice din Cluj -Napoca, sesiunea IULIE a anului universitar 2019 -2020 ,
declar pe proprie răspundere că această lucrare este rezultatul propriei activități intelectuale, pe
baza cercetărilor mele și pe baza informațiilor obținute din surse care au fost citate, în textul
lucrării și în bibliografie.
Declar, că această lucrare nu conține porțiuni plagiate, iar sursele bibliografice au fost folosite cu
respectarea legislației române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.
Declar, de asemenea, că această lucrare nu a mai fost prezentată în fața unei alte comisii de examen
de diplomă.
În cazul constatării ulterioare a unor declarații false, voi suporta sancțiunile admin istrative,
respectiv, anularea examenului de diplomă .
Declar și sunt de acord ca, pe tot parcursul vieții, în cazul în care este necesar și se va dori
verificarea autenticității lucrării mele să fiu identificat și verificat în baza datelor declarate de min e
și conform copiei documentului de identitate menționat mai sus.

Nume, prenume
Bumbu Sergiu -Iulian
Data
10.07.2020 Semnătura

Copie carte identitate semnată și certificată „conform cu originalul”

Se insereaza poza cu cartea de identitate.

Conform cu originalul,

Nume, prenume
_________________________
Semnătura

REZUMAT

În vederea susținerii licenței am elaborat lucrarea cu titlul :"Instalația de climatizare
pentru un corp de hotel". Lucrarea are ca scop principal prezentarea unui model de calcul pentru
necesarul de frig a unui corp de hotel.
Lucrarea este structurată în cinci capitole:
Primul capitol : "Noțiuni introductive" prezint ă câteva noțiuni generale despre
instalațiile de climatizare, scopul reglementării tehnice, tipuri de consumatori și sisteme de
climatizare.
În structura capitolului doi, „ Calculul necesarului de frig” , s -a proiectat, cu aju torul
programului „ Inventor”, o schiță 3D a unui corp hotel pe baza căreia s -a determinat necesarul de
frig prin însumarea fluxului termic transmis prin elemente de construcție, a fluxului termic
degajat de persoanele aflate în incintă și a fluxului termi c degajat de aparatele electrice.
Capitolele trei și patru prezintă varianta climatizării cu aparat de aer condiționat fără
recircularea aerului, respectiv cu aparat de aer condiționat cu recircularea aerului care sunt
caracterizate pe baza valorilor citit e din reprezentarea în diagrama h -x și a proceselor
termodinamice, pe baza cărora s -a realizat schema aparatului de condiționare și calculul
debitului de aer , debitul de condens și a sarcinilor termice.
În capitolul cinci s -a realizat studiul influențelor diferiților parametrii asupra
necesarului de frig cum ar fi: temperatura exterioară, temperatura interioară, suprafața ferestrelor
și rezistența termică a ferestrei.

ABSTRACT
In order to obtain my bachelor degree , I elaborated the paper entitled: "Air conditioning
installation for a hotel building". The main purpose of the paper is to present a calculation model
for the cooling demand of a hotel building.
The paper is structured in five chapters:
Chapter On e, " Introductory notions" introduces some general notions about air
conditioning systems, the purpose of technical regulation, types of consumers and air conditioning
systems.
In the structure of chapter Two, "Calculation of cold demand", was designed, with the
help of the program "Inventor", a 3D sketch of a hotel building based on which the cold demand
was determined by summing the heat flux transmitted by construction elements, the heat flux
released by the people inside and the heat flux released by the elect rical appliances.
Chapters three and four present the option s for air conditioning without air recirculation
and with air recirculation which are characterized based on the values read from the
representation in the diagram h -x and of the thermodynamic pro cesses . This processes alowed us
to attain the flowchart of the air conditioner and the calculation of the air flow, condensed water
flow and therm ic loads .
In chapter five we studied the influences of different parameters on the cold demand such
as: outside temperature, indoor temperature, window surface and window heat resistance.

10
CUPRINS

1. Noțiuni introductive ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………… 12
1.1 Generalitați ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 12
1.2. Scopul reglementării tehnice ………………………….. ………………………….. ………………………… 13
1.3. Tipuri de consumatori ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 13
1.4 Sisteme de climatizare ………………………….. ………………………….. ………………………….. …….. 14
2. Calculul necesarului de frig ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 17
2.1 Fluxul termic transmis prin elementele de construcție ………………………….. ………………….. 20
2.1.1. Fluxul termic transmis prin peretele Est ………………………….. ………………………….. ….. 21
2.1.2. Fluxul termic transmis prin peretele Sud ………………………….. ………………………….. …. 25
2.1.3. Fluxul termic transmis prin peretele Vest ………………………….. ………………………….. … 29
2.1.4. Fluxul termic transmis prin peretele Nord ………………………….. ………………………….. .. 33
2.1.5 Fluxul termic transmis prin planșeu ………………………….. ………………………….. …………. 37
2.1.6. Fluxul termic transmis prin planșeul inferior ………………………….. ………………………… 38
2.1.7. Fluxul termic total transmis pr in elementele de construcție ………………………….. ……. 39
2.1.8. Fluxul termic ce trebuie luat în considerare la calculul necesarului de frig …………… 42
3. Varianta cu aparat de aer condiționat fără recircularea aerului ………………………….. ……………. 43
3.1. Reprezentarea în diagram h -x a stărilor și a proceselor termodinamice ………………………. 43
3.1.1. Determinarea fluxului de umiditate ………………………….. ………………………….. ………… 43
3.1.2 Raportul de termoumiditate ………………………….. ………………………….. ……………………. 43
3.1.3 Reprezentarea în diagram h -x ………………………….. ………………………….. …………………. 43
3.2 Schema aparatului de conditionare ………………………….. ………………………….. ………………… 46
3.3. Calculul debitului de aer, debitului de condens și a sa rcinilor termice ……………………….. 46
4. Varianta cu aparat de aer condiționat cu recircularea aerului ………………………….. ………………. 48
4.1. Reprezentarea în diagrama h -x a stărilor caracteristice și a proceselor termodinamice …. 48
4.1.1. Determinarea fluxului de umiditate ………………………….. ………………………….. ………… 48
4.1.2. Raportul de termoumiditate ………………………….. ………………………….. …………………… 48
4.1.3 Reprezentarea în diagrama h -x ………………………….. ………………………….. ……………….. 48
4.2. Schema aparatului de condiționare ………………………….. ………………………….. ……………….. 51
4.3. Calculul debitului de aer, debitului de condens și a sarcinilor termice ……………………….. 52
5. Studiul influenței diferiților parametri asupra necesarului de frig. ………………………….. ……….. 53
5.1 Influența temperaturii exterioare asupra necesarului de frig ………………………….. ………….. 53
5.2 Influența temperaturii interiore asupra necesarului de frig ………………………….. …………….. 54
5.3 Influența suprafețelor ferestrelor asupra necesarului de frig ………………………….. ………….. 56

11
5.3 Influența rezistenței termice a ferestrelor ………………………….. ………………………….. ……….. 57
Concluzii ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 59
Bibliografie ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 60

Bumbu Sergiu -Iulian 1. Noțiuni introductive

12
1. Noțiuni introductive
1.1 Generalitați
Aerul este un amestec gazos constituit din 78.1% azot, 21% oxigen și 0.9% alte gaze,
cum ar fi argonul, dioxidul de carbon, hidrogenul, neonul etc. Pe lângă componentele amintite,
aerul atmosferic conține și o serie de impurități ca de exemplu: gaze și vap ori de apă, praf, alte
gaze apărute accidental, bacterii etc.
Cele mai importante caracteristici ale aerului ambiant sunt temperatura, umiditatea și
gradul de nocivitate care au o influență directă asupra s ănătății omului și asupra eficacit ății cu care
își desfașoar ă activitatea.
Scopul instala țiilor de ventila ție și climatizare este acela de a realiza un mediu ambiant
confortabil în diverse încăperi. În principiu, aceste instala șii se bazeaz ă pe circula ția aerului în
incint ă: aerul proasp ăt este introdus din exterior, preia nocivit ățile (căldură, umiditate, gaze, praf
etc.) aflate în exces în încăpere, după care este evacuat. Sistemele de ventilație mențin temperatura
și umiditatea din interiorul înc ăperilor, la un anumit nivel și, totodat ă, înlăt ură noxele din aerul
ambiant.
Ventilarea unei încaperi se poate face în două moduri: natural sau mecanic:
– ventilarea naturală permite împrosp ătarea aerului dintr -o incintă sub acțiunea vântului
și a difereței de temperatură dintre exterior și interior. V entilarea naturală poate fi neorganizată,
atunci când pătrunderea aerului din exterior se face prin neetanșeitațile și rosturile elementelor de
construcție (uși, ferestre) ;
– ventilarea mecanică se realizează prin convecție forțată. Aerul este introdus/eva cuat cu
ajutorul ventilatoarelor. În schemele combinate de ventilare, pe lângă ventilator, în circuit se
introduc și aparate care sa realizeze înc ălzirea/r ăcirea sau uscarea/umidificarea aerului.
Termenul de climatizare vine de la cuvântul climă care însea mnă totalitatea fenomenelor
meteorologice, cuprinzând temperatură, precipitații atmosferice și vânt, ce caracterizează starea
unui loc în decursul mai multor ani; iar prin intermediul tehnologiei și a capacității intelectuale
umane s -a ajuns în zilele noas tre să se foloseasca toate aceste fenomene în așa numitul aparat de
climatizare care face ca toți factorii sa fie controlați în funcție de necesitate.
Instalațiile de climatizare, numite și instalații de aer condiționat , trebuie să asigure
menținerea param etrilor aerului din încăperile deservite în limite dinainte stabilite, în tot timpul
anului, indiferent de variația factorilor meteorologici, de gradul de ocupare a încăperilor, de
desfășurarea proceselor de producție, cu alte cuvinte, indiferent d e modifi carea mărimii sarcinilor
termice (de încălzire și răcire) și de umiditate. Ele au rolul de a asigura condițiile de confort termic

Bumbu Sergiu -Iulian 1. Noțiuni introductive

13
în clădirile civile, social -culturale, sau de a asigura parametrii necesari ai aerului interior
(temperatură, umiditate relati vă) în cazul instalațiilor de climatizare tehnologică. În același timp
trebuie să asigure introducerea de aer proaspăt necesar diluării CO 2 degajat de ocupanți. Deoarece
sarcinile termice (de încălzire, de răcire) și de umiditate ale încăperilor se modific ă permanent și
în limite largi, iar parametrii microclimatului interior trebuie menținuți constanți, rezultă că aerul
tratat, introdus în încăperi, trebuie să aibă permanent (în tot timpul anului) parametri variabili. Ca
urmare, aerul trebuie tratat într -un aparat (agregat/centrală) unde suferă o suită de procese
termodinamice simple (încălzire, răcire, umidificare, uscare) într -o anumită ordine, în funcție de
procesul de tratare complexă. Pentru realizarea acestei tratări complexe este necesară și o instal ație
de reglare automată aferentă. Instalațiile în care tratarea complexă este alcătuită numai din 2 -3
procese termodinamice simple se numesc instalații de climatizare parțială. Instalațiile de
climatizare sunt folosite la două categorii de clădiri: civile și industriale. De aici își trag și numele:
instalații de climatizare în scopuri de confort și instalații de climatizare tehnologică.
1.2. Scopul reglementării tehnice
Sistemele de ventilare și climatizare îmbracă o mare diversitate, atât sub aspectul
alcătuirii, al modului de echipare a instalațiilor, al tipului elementelor componente, al dimensiunii
instalațiilor după mărimea debitelor de aer vehiculat, al puterilor termice (de încălzire, de răcire) și
al presiunilor generate cât și după modul de realizare a schimburilor de aer al încăperilor, al
nivelurilor de temperatură, presiune și umiditate realizate în încăperi. Tipul clădirii căreia îi este
destinată o instalație de ventilare sau climatizare își pune amprenta specifică asupra instalației, în
special, prin soluția adoptată, modul de realizare tehnică (aspect, trasee, etanșeitate, asigurare
parametrii, nivel de zgomot, automatizări, exploatare și întreținere etc).
1.3. Tipuri de consumatori
În domen iul clădirilor publice s -a considerat că pot exista mai multe categorii de
consumatori ce pot fi dotați cu instalație de climatizare, și anume:
– consumatori ce au încăperi cu volum mic de aer și în care se găsește un număr mic de
persoane. Din această cat egorie fac parte:
• birourile din clădirile administrative, bănci etc.;
• camerele de hotel;
• camerele de locuit din internate, cămine .
– consumatori ce au încăperi cu un volum mediu de aer și care sunt aglomerate din punct
de vedere public și personal. Din ace astă categorie fac parte:
• sălile de consiliu, ședințe ;

Bumbu Sergiu -Iulian 1. Noțiuni introductive

14
• holuri de acces ale publicului în clădirea publică (banca, posta etc.);
• săli de restaurant cu bacatarie aferenta;
• săli de spectacole (cinematografe, teatre, etc.) .
– consumatori ce au încăperi cu volum mare de aer și care au o aglomerare mare de public.
Din această categorie fac parte:
• săli polivalente;
• hale comerciale en -gros și supermagazine;
• hale – depozite;
-consumator i ce au încăperi cu condiții speciale de tratare a aerului cum ar fi:
• săli p entru echipamente de telecomunicații sau de calculatoare;
• săli curate (de operații), laboratoare.
1.4 Sisteme de climatizare
Dacă degajările nocive produc o viciere a aerului din încăperi, care pune în primejdie
sănătatea ocupanților sau afectează confortul lor, se impune utilizarea unor sisteme de climatizare.
Climatizarea încăperilor poate fi parțială sau totală.
Sistemul de climatizare parțială realizează: răcirea, răcirea și uscarea aerului.
Climatizarea totală presupune utilizarea unui aparat c are realizează, într -o anumită
succesiune, încălzirea, răcirea și uscarea aerului supus tratării, pentru menținerea unui microclimat
impus de condițiile de confort termic sau de procesul tehnologic.
Ventilarea și climatizarearea vizează eliminarea nocivită ților prin antrenarea și dirijarea
acestora cu ajutorul curenților de aer creați.
Un sistem de ventilare – climatizare generală se compune dintr -o instalație de introducere
aer proaspăt tratat și una de evacuare a aerului viciat.
Instalația de introducere se compune dintr -o priză de aer proaspăt din exterior, o centrală
de climatizare, care tratează aerul, și o rețea de canale terminate cu guri de refulare. Instalația de
evacuare se compune dintr -o rețea de canale prevăzută cu guri de aspirație, cu ventila tor și un
dispozitiv de evacuare a aerului viciat în exterior.
Aerul proaspăt și tratat trebuie introdus în zona curată, iar aerul viciat se absoarbe din
zona cu nocivități. În acest mod se asigura o spălare a încăperii cu aer tratat și în același timp u n
regim de presiune mai scăzută în zona viciată care să se opună răspândirii nocivităților în toată
încăperea.
Sistemele de ventilare – climatizare prezentate în cadrul proiectului pe tipuri de
consumatori pot fi:
• Sistemul de introducere:

Bumbu Sergiu -Iulian 1. Noțiuni introductive

15
– centralizat – aerul se prepară într -un agregat contralizator de climatizare aflat la
distanță față de consumatori și este adus cu ajutorul canalelor de aer și refulat spre
consumatori prin găuri de introducere;
– local – agregat local (aparat de climatizare) cu sau fără canale care prepara aer ultratat;
se montează în apropierea consumatorului (în tavanul fals al încăperii).
• Sistemul de evacuare:
– mecanică – aerul viciat absorbit din încăperi cu ventiloatoare prin intermediul gurilor
de absorbție și al canalel or de aer poate fi recirculat sau evacuate în exterior în funcție de
procentele de nocivități;
– naturală – prin neetanșeitățile ușilor ferestrelor încăperii respective.
În funcție de consumatori se alege sistemul cel mai eficient de introducere și evacuare a
aerului care să realizeze în interiorul încăperii condiții de confort (temp eratura, umiditate, degajări
de căldură, bioxid de carbon , mirosuri etc.).

Fig. 1.1 – Schema unei instala ții de climatizare
O problem ă important ă în bună funcționare a insla țiilor de ventilare – climatizare este
legată de distribuția aerului în încăperi, adică de amplasar ea reciprocă a găurilor de refulare și
absorbție a aerului în încăperi.
Scheme de amplasare a celor două timpuri de gu ri poate fi:
– sus-sus: refulare sus – absorbție sus;
– sus-jos: refulare sus – absorbție jos;
– jos-jos: refulare jos – absorbție jos;
– jos-sus: refulare jos – absorbție sus.

Bumbu Sergiu -Iulian 1. Noțiuni introductive

16
Caracterul distribuirii aerului depinde de modul de amplasare, tipul constructiv al gurilor
de refulare și de parametrii jeturilor de aer pe care le creează.
Gurile de aspirație au un efect mai limitat asupra câmpului de distribuție, dar modul lor
de amplasare contribuie la egalizarea condițiilor de stare a aerului în încăp erile ventilate.
Curenții de convecție natural i existenți în încăperi influențează distribuirea aerului.
Alegerea tipului și amplasarea gurilor de refulare se face ținând cont de: necesitate a unei
distribuiri optime a aerului, costul gurilor, spațiul dispo nibil de amplasare, consideraitii de ordin
arhitectonic, sistemul de iluminare, modul de amplasare a obiectelor în încăpere, poziția surselor
calde sau reci.
În amplasarea gurilor de aspirație trebuie să se țină seama de următoarele condiții:
• încăperi cu degajare de căldură, aerul cald se adună la partea superioară;
• gura se amplasează deasupra sursei de căldură la nivelul tavanului;
• nu se amplasează gurile de aspirație lângă gurile de refulare cu jeturi cu vitezămică,
pentru ca să se scurtcircu itează;
• la instalațiile ce funcționează atât aer cald cât și cu aer rece se dă prioritate condiției
care corespunde condițiilor cele mai critice;
• la instalațiile de încălzire cu aer cald nu este indicată amplasarea gurilor la partea
superioară a încăperii;
• gurile amplasate la nivelul pardoselii trebuie să se găsească cât mai departe de
picioarele oamenilor pentru a nu crea senzația de curent.

Fig. 1.2. – Temperatura aerului în România
Din fig ura 1.2 vom adapta valori de calcul pentru judetul Alba , iar valoarea alea să și care
se va regasi în calcule este de 35 °C .

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

17
2. Calculul necesarului de frig
Pentru calculul necesarului de frig a unui hotel s -a folosit o schi ță 3D realizat ă cu ajutorul
programului de proiectare "Inventor", schi ță eviden țiată în figura 2.1.

Fig 2.1 . Ansamblu hotel 3D creat în Inventor

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

18
Parter

Fig 2.2. Schi ță parter
Tab 2.1. Cotarea anvelopei exterioare pentru parter
Parametri/Orientare Perete Nord Perete Sud Perete Vest Perete Est
Lungime peret e (m) 30 30 30 30
Înălțime peret e (m) 3.5 3.5 3.5 3.5
Suprafa ță (m2) 105 105 105 105
Lungime fereastr ă (m) 2 20 15 14
Înălțime fereastr ă (m) 2 2 2 2
Suprafa ță (m2) 4 40 30 28

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

19
Etaj 1

Fig 2.3. Schema și cotarea anvelopei exterioare etaj 1

Tab 2.2. Cotarea anvelopei exterioare pentru etajul 1
Perete
Nord Perete
Sud Perete Vest Perete Est
Lungime perete (m) 30 30 12 12
Înălțime perete (m) 3.5 3.5 3.5 3.5
Suprafața (m2) 105 105 42 42
Lungime fereastră (m) 12 12 1 1
Înălțime fereastră (m) 2 2 2 2
Suprafața fereastră (m2) 24 24 2 2

Fluxul termic ce trebuie luat în considerare la calculul necesarului de frig, se obține cu relația:
𝑄=𝑄1+𝑄2+𝑄3
unde:
Q1 – fluxul termic transmis prin elementele de construcție;
Q2 – fluxul termic degajat de persoanele aflate în incintă;
Q3 – fluxul termic degajat de aparatele electrocasnice și iluminat.

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

20
În cazul primei variante constructive (aparat de tip split) necesarul de frig este egal cu
fluxul termic Q. În cazul celei de a doua și a treia variante constructive, necesarul de frig se
determină pe baza încărcării termice a bateriei de răcire (vaporizatorului instalației frigorifice).
2.1 Fluxul termic transmis prin elementele de construcție
Elementele de construcție considerate sunt pereții, planșeele și fereastră .

Q1= QpereteSud + QpereteEst +QpereteVest +QpereteNord +QplanseuTerasa +Qplanseuinferior +Qfereastră (1)

Relația de calcul a fluxului termic este:

𝑄=𝑘∙𝑆∙∆𝑡 [W] (2)

unde:
k – coeficientul global de transfer termic [W/m2K];
S – suprafața prin care trece căldura [m2];
Δt – diferența de temperatură dintre cele două fețe ale peretelui [șC sau K]

Relația de calcul pentru k este:

𝑘=1
1
𝛼𝑒+𝑅𝑡+1
𝛼𝑖 = 0.30 [W/mpK] (3)

unde:
αe este coeficientul de convecție termică pentru suprafețele exterioare [W/m2K];

αe =12 [ W/m2K] (4)
Rt este rezistența termic ă a elementului de construcție [m2K/W];

𝑅𝑡=𝐺
𝜆 [m2K/W] (5)

αi este coeficientul de convecție termică pentru suprafețele interioare [W/m2K].

αi =8 [W/m2K] (6)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

21
Pereții sunt construi ți din urm ătoarele material e cu rezistența termic ă și grosimea
confo rm tab elului 2.3.

Tab 2.3. – Materiale folosite la construc ția pere ților și caracteristici termic e
Material Rt [mpk/W] Conductivitate termică , λ [W/mK] Grosime , G [m]
Caramida 0.30120 0.83 0.25
Tencuiala 0.00172 1.74 0.003
Decorativa 0.00143 0.7 0.001
Polistiren 2.85714 0.035 0.1
Beton 0.17241 1.74 0.3

2.1.1. Fluxul termic transmis prin peretele Est

Fig 2.4. Schiță și cote perete Est , parter.

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

22
Tab 2.4. Dimensiuni și valori perete Est
Perete Est parter
Valoare UM Notație
Lungime perete 30 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 105 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Est 342.75 W Qp
Înălțime fereastră 2 m hf
Suprafața fereastră 28 mp Sf
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rf
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mp qf
Fluxul termic transmis prin convecție 700 W qc
Flux termic prin radiație 4284 W qr
Flux termic transmis prin fereastră 4984 W Qf
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatura 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Est parter 5326.75 w Qparter

𝒌=𝟏
𝟏
𝜶𝒆+𝑹𝒕+𝟏
𝜶𝒊=𝟎.𝟑𝟎 [W/m2] (7)

Sf=2*14=28 [ m2] (8)

Q̇pE=k*S* ∆t =0.3*77*15=342.75[W] (9)

Q̇fc= 1
𝑅𝑡f*Sf*∆t=1
0.6*28* 15=700[W] (10)

Q̇fr=qf*Sf=153*40=4284[W] (11)

Q̇fE= Q̇fc+ Q̇fr=700*4284=4984[W] (12)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

23

Fig 2.5.. Schița și cote perete Est , etaj1

Tab 2.5. Dimensiunea și cotarea ferestrei
EST
Nr
Fereastră Lungime ferea stră Înălțime fereastră
1 1 2

Tab 2.6. – Dimensiuni și valori perete Est , etaj 1
Perete Est , etaj 1
Valoare UM Notație
Lungime perete 12 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 42 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Est 178.05 W QpE
Lungime fereastră 1 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe
Suprafața fereastră 2 mp S

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

24
Rezisten ța termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rfe
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mpK qfe
Fluxul termic transmis prin convecție 50 W qc
Flux termic prin radiație 306 W qr
Flux termic transmis prin fereastră 356 W Qfe
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Est 534.05 w Qtotal

Sf=2*2=4 [ m2] (13)

Q̇pE=k*S* ∆t =0.3*40*15=178.05 [W] (14)

Q̇fc= *Sf*∆t=*2*15=50 [W] (15)

Q̇fr=qf*Sf=153*40=306 [W] (16)

Q̇fE= Q̇fc+ Q̇fr=700*4284=356 [W] (17)

Fluxul total transmis prin pertele Est va fi calculat cu ajutorul relației (18)

Qp=Qparter+Qfparter+(Qetaj1+Qfetaj1)*Nretaj (18)
Unde :
Q[W]
Qfparter=4984 [W]
Qetaj=302.69 [W]
Qfetaj1=356 [W]
Nr etaje=5

QpE=342.75+ 4984+(302.69+356)*5 =8620.2 [W]

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

25
2.1.2. Fluxul termic transmis prin peretele Sud
Coeficientul global de transfer termic este același ca și cel de pe peretele Est, k=0,30
[W/m2K]. La calculul suprafeței peretelui Sud se ia în considerare suprafața ferestrei
amplasată pe acest perete, care se scade din suprafața fațadei.
Parter

Fig. 2.6. Schiță și cote perete Sud , parter.

Tab 2.7. Dimensiunea și cotarea ferestrelor de pe peretele sudic , parter
SUD
Nr
Fereastră Lungime fereatrea ,lfe (m) Înălțime ferastra, hfe (m)
1 5 2
2 5 2
3 5 2
4 5 2

Tab 2.8. Dimensiuni și valori perete Sud parter
Perete Sud , parter
Valoare UM Notație
Lungime perete 30 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 105 mp S

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

26
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Sud 289.33 W Qp
Lungime fereastră 20 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe
Suprafața fereastră 40 mp Sf
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rtf
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mpK qf
Fluxul termic transmis prin convecție 1000 W Qc
Flux termic prin radiație 6120 W Qr
Flux termic transmis prin fereastră 7120 W Qtotal
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Sud 7409.33 w Qtotal

Pe baza ta belelor 2.7 și 2.8 am calculat valorile pentru suprafața și fluxul termic de
căldură transmis prin acest perete și prin ferestrele de la parter orientate spre Sud.

S=30*3.5 – (20*2) = 65 [ m2] (19)

Sf=2*20=40 [ m2] (20)

Q̇pE=k*S* ∆t =0.3*65*15=289.33 [W] (21)

Q̇fc= *Sf*∆t=*40* 15=1000 [W] (22)

Q̇fr=qf*Sf=153*40=6120 [W] (23)

Q̇fS= Q̇fc+ Q̇fr=1000+6120=7120 [W] (24)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

27
Etaj 1

Fig. 2.7. Schiț ă și cote perete Sud , etaj1

Tab 2. 9. Dimensiunea și cotarea ferestrelor de pe peretele sudic, etaj 1
SUD
Nr
Fereastră Lungime fereatrea ,lfe (m) Înălțime ferastra ,hfe(m)
1 2 2
2 2 2
3 2 2
4 2 2
5 2 2
6 2 2

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

28
Tab. 2.10. Dimensiuni și valori perete Sud, etaj 1
Perete Sud , etaj 1
Valoare UM Notație
Lungime perete 30 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 105 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Sud 360.55 W Qp
Lungime fereastră 12 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe
Suprafața fereastră 24 mp S
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rfe
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mpK qfe
Fluxul termic transmis prin convecție 600 W Qc
Flux termic prin radiație 3672 W Qr
Flux termic transmis prin fereastră 4272 W Qtotal
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Sud 4632.55 w Qtotal
Pe baza ta belelor 2.9 și 2.10 am calculat valorile pentru suprafața și fluxul termic de
căldură transmis prin acest perete și prin ferestrele de la etajul 1 orientate spre Sud.
S=30*3.5 – (12*2) = 81 [ m2] (25)

Sf=2*12=24 [ m2] (26)

Q̇pE=k*S* ∆t =0.3*81*15=360.55 [W] (27)

Q̇fc= *Sf*∆t=*24* 15=600 [W] (28)

Q̇fr=qf*Sf=153*40=3672 W] (29)

Q̇fS= Q̇fc+ Q̇fr=1000+6120=4272 [W] (30)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

29
2.1.3. Fluxul termic transmis prin peretele Vest
Coeficienții de convecție sunt aceeași în ambele camereși au valoarea α i =8 [W/m2K].
Parter

Fig. 2.8. Schiț ă și cote perete Ve st , parter.

Tab. 2.11. Dimensiunea și cotarea ferestrelor de pe peretele vestic, parter
VEST
Nr
Fereastră Lungime fereatrea ,lfe [m] Înălțime ferastra, hfe [m]
1 5 2
2 5 2
3 5 2

Tab. 2.12 . Dimensiuni și valori perete Vest parter
Perete Vest , parter
Valoare UM Notație
Lungime perete 30 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 105 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Vest 333.84 W Qp

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

30
Lungime fereastră 15 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe
Suprafața fereastră 30 mp S
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rfe
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mp qfe
Fluxul termic transmis prin convecție 750 W Qc
Flux termic prin radiație 4590 W Qr
Flux termic transmis prin fereastră 5340 W Qtotal
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Vest 5673.84 w Qtotal

Pe baza tabelelor 2.11 și 2.12 am calculat valorile pentru suprafața și fluxul termic de
căldură transmis prin acest perete și prin ferestrele de la parter orientrate spre Vest.

S=30*3.5 – (15*2) = 75 [ m2] (31)

Sf=2*15=30 [ m2] (32)

Q̇pV=k*S* ∆t =0.3*75*15=333.84 [W] (33)

Q̇fc= *Sf*∆t=*30* 15=750 [W] (34)

Q̇fr=qf*Sf=153*30=4590 [W] (35)

Q̇fV= Q̇fc+ Q̇fr=1000+6120=5340 [W] (36)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

31
Etaj 1

Fig 2.9. Schiț ă și cote perete Vest , etaj1

Tab. 2.13. Dimensiunea și cotarea ferestrei de pe peretele vestic, etaj 1
VEST
Nr
Fereastră Lungime fereastră ,lfe [m] Înălțime fereastră, hfe [m]
1 1 2

Tab. 2.14. Dimensiuni și valori perete Vest etaj 1
Perete Vest , etaj 1
Valoare UM Notație
Lungime perete 12 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 42 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Vest 178.05 W Qp
Lungime fereastră 1 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

32
Suprafața fereastră 2 mp S
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rfe
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mp qfe
Fluxul termic transmis prin convecție 50 W Qc
Flux termic prin radiație 306 W Qr
Flux termic transmis prin fereastră 356 W Qtotal
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Vest 534.05 w Qtotal

Pe baza tabelelor 2.13 și 2.14 am calculat valorile pentru suprafața și fluxul termic de
căldură transmis prin acest perete și prin ferestrele de la etajul 1 orientrate spre Vest.

S=12*3.5 – (1*2) = 40 [ m2] (37)

Sf=1*2=2 [ m2] (38)

Q̇pV=k*S* ∆t =0.3*40*15=169.15 [W] (39)

Q̇fc= *Sf*∆t=*2*15=50 [W] (40)

Q̇fr=qf*Sf=153*2=306 [W] (41)

Q̇fV= Q̇fc+ Q̇fr=50+306=356 [W] (42)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

33
2.1.4. Fluxul termic transmis prin peretele Nord
Parter

Fig. 2.10. Schiț ă și cote perete Nord , parter
Tab. 2.15.Dimensiunea și cotarea ferestrelor de pe peretele nordic, parter

Nord
Nr
Fereastră Lungime fereatrea Înălțime fereastră
1 2 2

Tab. 2.16. Dimensiuni și valori perete Nord parter

Perete Nord , parter
Valoare UM Notație
Lungime perete 30 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 105 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Nord 449.58 W Qp

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

34
Lungime fereastră 2 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe
Suprafața fereastră 4 mp S
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rfe
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mpK qfe
Fluxul termic transmis prin convecție 100 W qc
Flux termic prin radiație 612 W qr
Flux termic transmis prin fereastră 712 W Qfe
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Nord 1161.58 w Qtotal

𝒌=𝟏
𝟏
𝜶𝒆+𝑹𝒕+𝟏
𝜶𝒊=𝟎.𝟑𝟎 [W/m2] (43)

Sf=2*2=4 [ m2] (44)

Q̇pN=k*S* ∆t =0.3*101*15=449.58 [W] (45)

Q̇fc= 1
𝑅𝑡f*Sf*∆t=1
0.6*4*15=100 [W] (46)

Q̇fr=qf*Sf=153*4=612 [W] (47)

Q̇fN= Q̇fc+ Q̇fr=100+612=712 [W] (48)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

35
Etaj 1

Fig. 2.11. Schiț ă și cote perete Nord , etaj1.

Tab. 2.17.Dimensiunea și cotarea ferestrelor de pe peretele nordic, etaj 1
Nord
Nr Fereastră Lungime ferea stră Înălțime ferea stră
1 2 2
2 2 2
3 2 2
4 2 2
5 2 2
6 2 2

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

36
Tab. 2.18. Dimensiuni și valori perete Nord etaj 1
Perete Nord , etaj 1
Valoare UM Notație
Lungime perete 30 m lc
Înălțime perete 3.5 m hc
Suprafața perete 105 mp S
Coeficient global de trensfer termic 0.30 W/mpK k
Flux termic prin perete Nord 360.55 W Qp
Lungime fereastră 12 m lfe
Înălțime fereastră 2 m hfe
Suprafața fereastră 24 mp S
Rezistența termică a ferestrei 0.6 W/mpK Rfe
Flux termic unitar prin radiație prin
fereastră 153 W/mpK qfe
Fluxul termic transmis prin convecție 600 W qc
Flux termic prin radiație 3672 W qr
Flux termic transmis prin fereastră 4272 W Qfe
Temperatura exterioară 35 °C te
Temperatura interioară 20 °C ti
Diferența de temperatur ă 15 °C ∆t
Flux termic total pe suprafața Nord 4632.55 w Qtotal

𝒌=𝟏
𝟏
𝜶𝒆+𝑹𝒕+𝟏
𝜶𝒊=𝟎.𝟑𝟎 [W/m2] (49)

Sf=2*6=24 [ m2] (50)

S=30*3.5 – (2*12) = 81 [ m2] (51)

Q̇pN=k*S* ∆t =0.3*81*15=253.72 [W] (52)

Q̇fc= 1
𝑅𝑡f*Sf*∆t=1
0.6*24*15=600 [W] (53)

Q̇fr=qf*Sf=153*24=3672 [W] (54)

Q̇fN= Q̇fc+ Q̇fr=600+3672=4272 [W] (55)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

37
2.1.5 Fluxul termic transmis prin planșeu
Deasupra planșeului se afl ă etajul 1 cu suprafața de acoperire de 360 mp cu temperatur a
de 20 șC , iar suprafața de 540mp este sub cerul liber considerat ă terasa cu temperatur a de 35 șC.
Rezistența termică a planșeului este R pt=0.172 m2K/W.
𝒌=𝟏
𝟏
𝜶𝒆+𝑹𝒕+𝟏
𝜶𝒊=𝟏
𝟏
8+0.172 +𝟏
8=2.37 [ W/m2 K] (56)
Tab. 2.19. Dimensiuni și valori planșeu parter
Plan șeu parter Valoare UM Notație
Rezistența termică a plan șeului teras ă 0.17241 (m2k)/W Rpt
Coeficient global de tr ansfer termic 2.37 W/mpK k
Temperatura parter 20 °C Tparter
Temperatura etaj 1 22 °C Te1
Diferența de tempera tură 2 °C ∆t
Suprafața planșeu 900 mp S
Flux termic transmis prin plan șeu 4261.23 W Qplanseu

Pe baza tab elelor 2.19 și 2.1 afl ăm fluxul termic transmis prin plan șeu cu formula 57.

Q̇planseu =k*S* ∆t =2.37*900*2=4261.23 [W] (57)

Tab. 2.20. Dimensiuni și valori planșeu etaj 1
Plan șeu etaj 1 Valoare UM Notație
Rezistența termică a plan șeului teras ă 0.17241 (m2k)/W Rpt
Coeficient global de tr ansfer termic 2.37 W/mpK k
Temperatura parter 20 °C Tp
Temperatura etaj 1 22 °C Te1
Diferența de tempera tură 2 °C ∆t
Suprafața planșeu 360 mp Splanseu
Flux termic transmis prin plan șeu 1704.49 W Qplanseu

Pe baza tab elelor 2.20 și 2.1 afl ăm fluxul termic transmis prin plan șeul de la etajul 1 cu
formula (58).
Q̇planseu =k*S* ∆t =2.37*360*2=1704.49 [W] (58)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

38
2.1.6. Fluxul termic transmis prin planșeul inferior
Sub pardoseala parterului se afl ă subsolul unde consider ăm o temperatur ă de 18 șC și
Rtpardosea = 0.172 (m2k)/W
Tab. 2.21. Dimensiuni și valori pardoseala parter
Pardoseala parter Valoare UM Notație
Rezistența termică a pardoselei 0.17241 (m2k)/W Rpt
Coeficient global de trensfer termoc 2.37 W/mpK k
Temperatura parter 20 °C Tp
Temperatura subsol 18 °C Tsubsol
Diferența de temperautra 2 °C ∆t
Suprafața planseu 900 mp Spardoseala
Flux termic transmis prin planseu 4261.23 W Qpardoseala
𝒌=𝟏
𝟏
𝜶𝒆+𝑹𝒕+𝟏
𝜶𝒊=𝟏
𝟏
8+0.172 +𝟏
8=2.37 [ W/m2 K] (59)
Pe baza tab elelor 2.21 și 1.1 afl ăm fluxul termic transmis prin pardoseală cu formula 60.
Q̇planseu =k*S* ∆t =2.37*900*2=4261.23 [W] (60)
Sub pardoseala etajului 1 se afla parter ul, unde consider ăm o temperatur ă de 20 șC
și Rtpardosea =0.172 (m2k)/W
Tab. 2.22. Dimensiuni și valori pardoseala etaj 1
Pardoseala etaj1 Valoare Unitate de
masura Notatie
Rezistența termică a plan șeului terasa 0.17241 (m2k)/W Rpt
Coeficient global de tr ansfer termic 2.37 W/mpK k
Temperatura parter 20 °C Tp
Temperatura etaj 1 22 °C Te1
Diferența de tempera tură 2 °C ∆t
Suprafața planșeu 360 mp Splanseu
Flux termic transmis prin plan șeu 1704.49 W Qplanseu
𝒌=𝟏
𝟏
𝜶𝒆+𝑹𝒕+𝟏
𝜶𝒊=𝟏
𝟏
8+0.172 +𝟏
8=2.37 [ W/m2 K] (61)
Pe baza tabelelor 2.22 și 1.1 aflăm fluxul termic transmis prin planșeu cu formula (62)
Q̇planseu =k*S* ∆t =2.37*360*2=1704.49 [W] (62)

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

39
2.1.7. Fluxul termic total transmis prin elementele de construcție

Q̇1=Q̇pE+ Q̇fE +Q̇pS Q̇fS+Q̇pV+ Q̇fV+Q̇pN+ Q̇fN +Q̇planseu +Q̇pardoseala = 158229.34 [W] (63)
Pentru determinarea factorului Q̇1 vom interpreta tabelul 2.23
Tab. 2.23 Fluxul termic total pentru fiecare nivel
QpE QfE QpS QfS QpV QfV QpN QfN Qpardosea Qplanseu Qpersoan Qelectrice Total pe
nivel
Parter 342.75 4984 289.33 7120 333.84 5340 449.58 712 4261.23 6359.66 7280 11700 49172.39
Etaj 1 178.05 356 360.55 4272 169.15 356 253.72 4272 1704.49 1704.49 4060 2250 19936.45
Etaj 2 178.05 356 360.55 4272 169.15 356 253.72 4272 1704.49 1704.49 4060 2250 19936.45
Etaj 3 178.05 356 360.55 4272 169.15 356 253.72 4272 1704.49 1704.49 4060 2250 19936.45
Etaj 4 178.05 356 360.55 4272 169.15 356 253.72 4272 1704.49 1704.49 4060 2250 19936.45
Etaj 5 178.05 356 360.55 4272 169.15 356 253.72 4272 1704.49 11079.19 4060 2250 29311.15
Total pe
suprafe țe 1233 6764 2092.08 28480 1179.59 7120 1718.18 22072 12783.68 24256.81 27580 22950 158229.34

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

40
Fluxul termic degajat de persoanele aflate în incintă.

Q̇2=N* Q̇pers (64)

unde: N – numărulpersoanelor;
Q̇pers- fluxul termic degajat de o persoană aflată în incintă.
Q̇pers =140 [W]
Cons iderăm că la parter avem 12 pe rsoane care alc ătuiesc personalul hotelier, 40 de
perso ane fiind clien ți care ocup ă capacitatea restaurantului. Capac itatea maxim ă a parterului este
52 de perso ane.
Pe baza formulei 6 4 determin ăm fluxul termic degajat de persoanele aflate la pater.

Q̇2=52*140=7280 [W] (65)

Cons ideram c ă la etaj avem 2 perso ane care alc ătuiesc personalul hotel ului, 27 de perso ane
fiind clien ți care ocup ă capacitatea camerelor. Capactiatea maxim ă a etajulu i este de 29 de
perso ane.
Pe baza formulei 6 4 determin ăm fluxul termic degajat de persoanele aflate la etaj.
Q̇2=197*140=27580 [W] (66)
Tab. 2.24. Fluxul termic degajat de persoane repartizat pe etaje
Nr. pers. Caldura degajata de o
persoana [W] Total
parter 52 140 7280
etaj 1 29 140 4060
etaj 2 29 140 4060
etaj 3 29 140 4060
etaj 4 29 140 4060
etaj 5 29 140 4060
Total 197 840 27580

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

41
Fluxul termic degajat de aparatele electrice și de iluminat

Consider ăm urm ătoarele echipamente electrice pentru parter prezentate în tabelul 2.25.

Tab. 2.25 Fluxul termic degajat de aparatele elctrice la parter
Flux termic degajat de aparatura
electric ă 11700 W
Echipamente buc ătărie 8000 W
Echipamente res taurant 3000 W
Echipamente iluminat 700 W

Echipamente le electrice luate în considerare pentru etaj 1 sunt prezentate în tabelul 2.26.

Tab 2.26 Fluxul termic degajat de aparatele electrice la etaj 1
Flux termic degajat de aparatura
electrica 2250 W Q̇3etaj
Echipamente iluminat 100 W Q̇iluminat
Echipamente c amere : TV, Frigider,
Radio 150 W / Camera Q̇camere
Num ăr camere 9 N

Astfel , cu formula 67 determin ăm fluxul termic degajat de aparatele de la etajul 1 .

Q̇3etaj=(Q̇iluminat +Q̇camera )*N (67)
Q̇3etaj=2250 [W]
Tab. 2.27 Puterea aparatelor
Puterea aparatelor Unitate de masura
Parter 11700 W
Etaj 1 2250 W
Etaj 2 2250 W
Etaj 3 2250 W
Etaj 4 2250 W
Etaj 5 2250 W
Total 22950 W

Pe baza tab elului 2.2 7 obținem valoarea Q̇3=22950 [W] .

Bumbu Sergiu -Iulian 2. Calculul necesarului de frig

42
2.1.8. Fluxul termic ce trebuie luat în considerare la calculul necesarului de frig

Q̇= Q̇1+ Q̇2+ Q̇3 [W] (68)
Q̇=158229.34+ 27580+22950
Q̇=208759.3 [W]

Fig 2.12. Reprezentarea grafică a fluxului de transfer termic

Pe baza tabel elor 2.23 , 2.25 și 2.27 vom interpreta fig ura 2.12 unde putem observa pe ce
elemente de construc ție avem cel mai mare flux de transfer termic.

Bumbu Sergiu -Iulian 3. Varianta cu aparat de aer condiționat
fără recircularea aerului

43
3. Varianta cu aparat de aer condiționat fără recircularea aerului
3.1. Reprezentarea în diagram h -x a st ărilor și a proceselor termodinamice
3.1.1 . Determinarea fluxului de umiditate
Aplic ând formula (69) vom determina fluxul de umiditate total ă introdus în incint ă prin
intermediul persoanelor reg ăsite în diagrama h -x.Vom considera c ă o persoana va introduce un
conținut de umiditate egal cu 0.12 Kg/h.
Ẇ=N*Ẇpers=197*0.12
3600=0.0065666 [Kg/s] (69)
Unde : N – numarul de persoanae din hotel
Ẇpers –fluxul de umiditate degajata de o persoana pe parcusrul unei ore.
3.1.2 Raportul de termoumiditate
Rapor tul de termoumiditate este necesar pentru a putea identifica în diagram h -x procesul
pe care aerul din incinta hotelui îl sufer ă.
ɛ=𝑄̇
𝑊̇=208759 .3
0.0065666 =31791079 [J/Kg] (70)
3.1.3 Reprezentarea în diagram h -x
Prin intermediul programului CoolPack vom determina st ările și procesele prin care aerul
trece și care o sa ne genereze date pentru fiecare punct, după cum urm ează:
• Punct ul E este caracterizat de temperatura aerului exterior, care este egal ă cu 35°C
conform datelor de proiectare. Vom alege ca amplasarea prizei de aer s ă fie montat ă pe
un perete exterior pentru a evita un consum mare de energie. Pentu a putea fi indentifica t
pe diagram h -x pun ctului E îi este atribuit ă o umiditate relativ ă de φ =51%.
• Punctul I va fi corespunzator temperaturi interioare t=18°C și umiditatea φ
=50%.de unde ne reiesie un conținut de umiditate = 0.001828 și entalpia =82.30 Kg/h.
• Cu for mula 71, unde avem valoare raportului de te rmoumidiate , ε=31791079
[j/Kg], vom trasa dreapta prin punctual I
o Se determina raportul de termoumiditate cu rela ția (71)
▪ ε =∆ℎ
∆𝑥=ℎ2−ℎ1
𝑥2−𝑥1 (71)
o Am ob ținut un conținut de umid itate x 2=0.0095 Kg/Kg. Vom nota cu 2 ,un
punct ce este amplasat pe dreapta raportul ui de termoumiditate ε=31791079
[j/kg]. Vom adopta un conținut de umiditate cât mai aproipoat de pu nctul I de

Bumbu Sergiu -Iulian 3. Varianta cu aparat de aer condiționat
fără recircularea aerului

44
preferat mai mare în special dacă raportul de termoumidi tate este peste
10000j/kg.

Fig. 3.1 Reprezentarea în diagrama h -x a proceselor termodinamice pentru varianta cu aparate
de condiționat fara recircularea aerului

Cu ajutorul rela țiilor anterioare vom determina valorile lui h 2;
h2= ε(x2-x1)+h 1=31791079(0.0095 -0.00824)+82.30=122.05 J/kg (72)
Dupa determinarea valoriilor lui h 2 și a lui x 2 vom trasa dreapta corespunz ătoare pun ctului
2 pe diagrama h -x
• Punctul R este rezultatul tras ări unei lini i verticalae pe curba φ=95% , din punctul
C corespunz ătoare coordonatelor x c și xR .
• Rezultatul uniri i dintre punctele R și E și prelungirea liniei până pe curba unde
φ=100% , vom nota un punct de intersec ție cu litera P care caracterizeaz ă tp ,care conduc e
spre dezumidificare și răcire prin punctele E și R. Pentu a avea o temperatur ă tp potrivit ă
vom aduce în dotare o instala ție frigorific ă ce va respecta condiția ca temperatura de
vaporizarea t 0<tp. (unde tp- reprezint ă temperatura aerului proasp ăt ce circul ă pe suprafața
schimbatorului de caldura ).

Bumbu Sergiu -Iulian 3. Varianta cu aparat de aer condiționat
fără recircularea aerului

45
În Tabelul 3.1. se prezintă punctele caracteristice procesului studiat, extrase din diagrama
h-x. Valorile citite pe diagrama remarcate prin scris inclinat se regasesc tot în tabelul 3.1.
Tab. 3.1 Punctele caracteristice procesului studiat, extrase din diagrama h -x
Nr.
crt. Punctul Temperatura t
(°C) Umiditatea
relativ ă φ (%) Conținut de
umiditate x
(Kg/Kg) Entalpia h
(Kj/Kg)
A E 35 51 0.01828 82.30
B I 20 50 0.00741 38.94
C 2 0.0095 122.05
C 18 52.84 0.00678 35.29
D R 9.81 95.48 0.00678 25.44
E P 9.21 99.86 0.00722 27.45

Fig 3.2 Reprezentarea în diagrama h -x cu programul CoolPack a proceselor termodinamice
pentru varianta cu aparat de aer condiționat fără recircularea aerului.

Bumbu Sergiu -Iulian 3. Varianta cu aparat de aer condiționat
fără recircularea aerului

46
3.2 Schema aparatului de conditionare
În figura 3.3 este reprezentat aparatul de con ționare a aerulu i care este dotat cu filt ru ce
filtreaz ă aerul int rodus în incint ă, prima baterie de r ăciere BR care deserve ște la r ăcirea aerului,
dupa care aerul este re încălzit în al doilea schimbator de c ăldură și anume o bat erie de re încălzire
care aduce aerul la temperatura punctului C.

Fig 3.3. Schema aparatului de condiționare fără recircularea aerului.
▪ F-filtru,
▪ BR-baterie de răcire
▪ BRIbaterie de reîncălzire
▪ C-compresor,
▪ K-condensator,
▪ VL-ventil de laminare.
3.3. Calculul debitului de aer, debitului de condens și a sarcinilor termice
Pe baza valorilor fluxului termic Q̇ și difer enței între reperele C și I vom determina debitul
masic de aer cu relația ( 73).
ṁ=𝑄̇
ℎ1−ℎ𝑐=208759 .3
38940 −35290=10.49 [Kg/s ] (73)

Bumbu Sergiu -Iulian 3. Varianta cu aparat de aer condiționat
fără recircularea aerului

47
Valorile entalpiei le vom transforma din kJ/kg în J/kg. Prin intermediul formulei (74)
avem o alternativ ă de calcul a debitului masic care este determinat de raportul dintre umidi tate și
diferența conținutului de umidiate a punctelo r I și C
ṁ=𝑊̇
𝑥1−𝑥𝑐= 0.0065666
0.00741 −0.00678=10.42 [Kg/s] (74)
Între valorile ob ținute la cu formul ele (74) și (75) este o diferenț ă mică datorit ă erorilor
de citire de pe diagram ă, dar nu cu o abatere mai mare de 1%.
Ẇc=ṁ(xE-xR)=10.42(0.01828 -0.00678)=0.1196 Kg/s=430.88 Kg/h (75)
Prin aplicarea formulei (76) vom determina sarcina termică a bateriei de răcire.
Q̇BR=ṁ(hE-hR)=10.42(82.30 -25.44)=592.87 [kW] (76)
Sarcina termică a bateriei de reîncălzire este dat ă de rela ția (77):
Q̇BRI=ṁ(hc-hR)=10.42(35.29 -25.44)=102.63 [kW] (77)

Bumbu Sergiu -Iulian 4. Varianta cu aparat de aer condiționat
cu recircularea aerului

48
4. Varianta cu aparat de aer condiționat cu recircularea aerului
4.1. Reprezentarea în diagrama h -x a stărilor caracteristice și a proceselor termodinamice
4.1.1 . Determinarea fluxului de umiditate
Aplic ând relația (78) vom determina fluxul de umiditate total ă introdus în incint ă prin
intermediul persoanelor.Vom considera c ă o persoana va introduce un conținut de umiditate egal
cu 0.12 Kg/h .
Ẇ=N*Ẇpers=197*0.12
3600=0.0065666 [Kg/s] (78)
Unde : N – numărul de perso ane din hotel
Ẇpers – canti tatea de umiditate degajat ă de o persoan ă pe or ă
4.1.2 . Raportul de termoumiditate
Rapor tul de termoumiditate este necesar pentru a putea identifica în diagram h -x procesul
pe care aerul din incinta hotelui îl sufer ă.

ɛ=𝑄̇
𝑊̇=208759 .3
0.0065666 =31791079 [J/Kg] (79)

4.1.3 Reprezentarea în diagram a h-x
Prin intermediul programului CoolPack vom determina st ările și procesele prin care aerul
trece și care o s ă ne genereze date pentru fiecare punct dupa cum ur mează:
• Punct ul E este caracterizat de temperatur a aerului exterior, care este egal ă cu 35°C
conform datelor de proiectare. Vom alege ca amplasarea prizei de aer să fie montat ă pe
un perete exterior pentru a evita un consum mare de energi e. Pentu a putea fi indentificat
pe diagrama h -x, puntul ui E îi este atribuit ă o umiditate relativ ă de φ =51%.
• Punctul I va fi corespunz ător temperaturi i interioare t=18°C și umidit ății φ =50%
de unde reies un conținut de umiditate = 0.001828 și a entalpi e =82.30 Kg/h.
• Cu for mula (71) unde avem valoare raportului de termoumidiate ε=31791079
[j/Kg], vom trasa dreapta prin punctual I men ționat ă la subcapitol ul 3.1.3.
• La intersec ția curbei de φ=95% vom reg ăsi punctul R corespunz ător verticalei
cobor âte din C, fi ind dete rminat și xc=xR .
• De pe coordonatele punctului E se traseaza o dreapta până la puctul I.Intre cele 2
pucte se marcheaza punctul M intermediar aerului proaspat și cel recirculat. Aerul

Bumbu Sergiu -Iulian 4. Varianta cu aparat de aer condiționat
cu recircularea aerului

49
recirculat are o pondere de 80% din totalul aerului refulat , vom determina raportul n de
recirculare cu formula (80).
n= 𝑚̇𝑟𝑒𝑐𝑖𝑟𝑐𝑢𝑙𝑎𝑡
𝑚̇𝑝𝑟𝑜𝑎𝑠𝑝𝑎𝑡 = 80∗𝑚̇
(100 −80)∗𝑚̇ = 80
20 = 4 (80)
Unde: ṁ – este debitul total de aer ce este refulat în incinta climatizată.

Fig 4.1 Reprezentarea în diagrama h -x a proceselor termodinamice pentru varianta cu aparate
de condiționat cu recircularea aerului
Cu relatia (81) determin ăm con ținutul de umiditate a l puctului M și putem afla pozi ția
între cele dou ă puncte E și I.

xM = 𝑚̇𝐸∗𝑋𝐸+𝑚̇𝐼∗𝑋𝐼
𝑚̇𝐸+𝑚̇𝐼 = 𝑋𝐸+𝑛∗𝐼
1+𝑛 = 0.01828 +4∗0.00741
1+4 = 0.009584 [Kg/Kg] (81)
Pe diagrama h -x punctul M este amplasat pe dreapta EI și xM=0.009584
xM ==0.2*x E+0.8*x I=0.2*0.01828+0.8*0.00741=0.009584 [kg/kg] (82)
• O dreapta ce trece prin punctele R și M și este prelungit ă până pe intersec ția curbei
φ=100% va determina pozi ția punctului P care este corespunz ătoare valori i tp. Pentu a
avea o temperatur ă tp potrivit ă vom aduce în dotare o instala ție frigorific ă ce va respecta
condiția ca temperatura de vaporizare t 0<tp (unde tp- reprezin tă temperatura aerului
proasp ăt ce circul ă pe suprafața schimb ătorului de c ăldură).

Bumbu Sergiu -Iulian 4. Varianta cu aparat de aer condiționat
cu recircularea aerului

50

În tabelul 4.2. se prezintă punctele caracteristice procesului studiat, extrase din diagrama
h-x. Valorile citite pe diagram ă se reg ăsesc în tabelul 4.2 marcate prin scris înclinat.
Tab 4.2 Valori extrase din programul CoolPack
Nr.
crt. Punctul Temperatura t
(°C) Umiditatea
relative φ (%) Conținut de
umiditate x
(Kg/Kg) Entalpia h
(Kj/Kg)
A E 35 51 0.01828 82.30
B I 20 50 0.00741 38.94
C 2 0.0095 122.05
C 18 52.84 0.00678 35.29
D R 9.81 95.48 0.00678 25.44
E M 23.08 54.81 0.00958 47.76
F P 7.41 99.86 0.00639 23.58

Fig 4.2 Reprezentarea în diagrama h -x în CoolPack pentru v alorile cu aparat de conditionare și
recircularea aerului.

Bumbu Sergiu -Iulian 4. Varianta cu aparat de aer condiționat
cu recircularea aerului

51
4.2. Schema aparatului de condiționare
Prin punctul E aerul intr ă în aparatul de condi ționare cu o te mperatur ă de 35°C și o
umiditate de 51%, aerul trece prin filtru apoi în camera de amestec unde este amestecat cu aerul
recirculat, a șadar aerul este adus la o temperatur ă de 23.08°C și o umidiate de 54.81%. Aerul intr ă
în bateria de răcire cu parametri punctul ui P și iese în raport cu parametri punctului R, apoi este
introdus în bateria de re încălzire și este evacuat c ătre ventila tor la o temperatur ă corespunz ătoare
punctului C de 18°C și umidi tate de 32.29%.

Fig. 4.2.Schema aparatului de condiționare cu recircularea aerului.
✓ F-filtru
✓ BR-baterie de răcire,
✓ BRI-baterie de reîncălzire
✓ C-compresor,
✓ K-condensator
✓ VL-ventil de laminare,
✓ CA-camera de amestec.

Bumbu Sergiu -Iulian 4. Varianta cu aparat de aer condiționat
cu recircularea aerului

52
4.3. Calculul debitului de aer, debitului de condens și a sarcinilor termice
Determ inăm cu formula (85) debitul masic de aer notat cu ṁ ce este introdus prin
intermediul ventilatorului în spațiul de climatizat, și are la baz ă raportul dintre fluxul termic și
diferen țele de entalpie a le punct elor I și C.

ṁ=𝑄̇
ℎ𝐼−ℎ𝐶=208759 .3
38940 −35290=10.431 [Kg/s] (85)

Valoriole h I și hC sun transformate din kj/kg în J/kg.
Alternativ putem determina debitul masic de aer cu for mula (86) ca și raport între fluxul
de umiditate și difer ența continutului de umidi tate a punctelor I și C.

ṁ=𝑊̇
𝑥𝐼−𝑥𝐶=0.0065666
0.00741 −0.00678=10.423 [Kg/s] (86)

Între valorile ob ținute cu formul ele (85) și (86) este o diferenț ă mică datorit ă erorilor de
citire de pe diagram ă, dar nu cu o abatere mai mare de 1%.
Cu relatia (87) determin ăm debitul de condens care este determinat pe baza r ăcirii și
dezumidific ării regăsite în conținutul aerul ui exterior din bateria de răcire .

𝑊̇𝑐=ṁ(xM-xR)=10.423(0.009584 -0.00678)=0.02922 [Kg/s] =105.21 [Kg/h] (87)

Cu for mula (88) determin ăm sarcina termică a bateriei de răcire .
Q̇BR=ṁ(hM-hR)=10.423(47.76 -25.44)=232.64 [kW] (88)
Folosind rela ția (89) determin ăm și sarcina ter mică a bateriei de re încălzire.
Q̇BRI=ṁ(hC-hR)=10.423(32.29 -25.44)=71.39 [kW] (89)

Bumbu Sergiu -Iulian 5. Studiul influenței diferiților parametri
asupra necesarului de frig

53
5. Studiul influenței diferiților parametri asupra necesarului de frig.
5.1 Influe nța temperatur ii exterioare asup ra necesarului de frig
Pe baza tabelui 5.1 , vom determina c âteva valori dupa care vom crea graficul de la figura
5.1 și vom vedea evol ția necesarului de frig în funcție de temperatur a exterioar ă a aerului care
consider ăm că variază de la 28°C până la 41 °C .
Tab. 5.1 – Valori obtinu țe dup ă varia ția de temperatur ă a aerului exterior
Nr .crt Temperatura Q [kW]
1 28 102
2 29 110
3 30 118
4 31 126
5 32 134
6 33 142
7 34 150
8 35 158
9 36 166
10 37 174
11 38 182
12 39 190
13 40 198
14 41 206

Pe baza valorilor ob ținute în tabelul 5.1 vom genera un grafic (fig 5.1) unde vom vedea
evolu ția necesarului de frig în funcție de temperatura din mediul exterior c eea ce ne arată că la o
temperatur ă mai ridicat ă avem nevoie de un consum mai mare de frig, iar la o temperatur ă mai
scăzută o să scadă și necesarul de frig a șa cum este reprezentat și pe grafic.

Bumbu Sergiu -Iulian 5. Studiul influenței diferiților parametri
asupra necesarului de frig

54

Fig 5.1 – Variația necesarului de frig în fun cție de temperatura exterioar ă.

5.2 Influe nța temperatur ii interior e asup ra necesarului de frig

În tabelul 5.2 vom determina valori cuprinse între 15°C și 28°C caracteristice aerului
interior și vom observa și pe baza figur ii 5.2 c ă atunci c ând dorim în incint ă o temperatur ă mai
mică, vom avea nevoi e de un consum mai mare de energie pentu a ne oferi temperatur a dorit ă , iar
dacă dorim ca temperatura s ă fie mai mare atunci necesarul de frig și energeia consumat ă o sa fie
mai mic ă precum ne arat ă și valori le ob ținute .

020406080100120140160180200
15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28Necesarul de frig [kW]
Temperatura exterioar ă°CInfluența temperaturi iexterioare asupra
necesarului de frig

Bumbu Sergiu -Iulian 5. Studiul influenței diferiților parametri
asupra necesarului de frig

55
Tab. 5.2 – Valori ob ținute în func ție de temperatur a interioară
Nr.crt . Temperatura Q [kW]
1 15 182
2 16 174
3 17 166
4 18 158
5 19 150
6 20 142
7 21 134
8 22 126
9 23 118
10 24 110
11 25 102
12 26 94
13 27 86
14 28 78

Fig. 5.2- Varia ția necesarul ui de frig în func ție de tem peratura interioar ă 020406080100120140160180200
15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28Necesarul de frig [kW]
Temperatura interioar ă°CInfluența temperatur ii interioare asupra
necesarului de frig

Bumbu Sergiu -Iulian 5. Studiul influenței diferiților parametri
asupra necesarului de frig

56
5.3 Influen ța suprafe țelor ferestrelor asupra necesarului de frig
Vom lua în considerare suma suprafe țelor ferestrelor știind ca la la parter suprafața totală
a ferestreor este de 102 m2 și la etajul 1 este de 52 m2, iar etajele 2 -5 sunt similare cu etajul 1.

Stotal=Sfparter+Sfetaj1*Nr etaj (90)
Stotal=102+52*5=362m2
Tab. 5.3- Valori specifice necesarului de frig în fun țtie de suprafa ța feresetrelor
Nr .crt Suprafaț ă ferea stră [m2] Q [kW]
1 322 118
2 330 126
3 338 134
4 346 142
5 354 150
6 362 158
7 370 166
8 378 174
9 386 182
10 394 190
11 402 198
12 410 206
13 418 214
14 426 222

Observam pe baza tabelului 5.3 că la o supraf ață mai mic ă avem un necerar de frig mai
mic, iar în funcție de dimen siunea ferestrelor cre ște este nevoie și de un necesar de frig mai mare
pentru a acoperi deficitul de aer rece di slocat de c ăldura vitrat ă prin suprafa ța ferestrelor care sunt
amplasate pe toat ă suprafața hotelului.

Bumbu Sergiu -Iulian 5. Studiul influenței diferiților parametri
asupra necesarului de frig

57

Fig. 5.3 – Graficul obținut pe baza suprafețelor ferestrelor și influența acestora
5.3 Influen ța rezisten ței termic e a fer estrelor
Din datele de proiectare am luat o rezisten ță termică a ferestrei de 0.6 [ W/mpK]. Vom
adopta valori cuprinse între 0.3 și 0.9 de unde o sa vedem importan ța unei rezisten țe termice mai
bune sau mai slabe.
Cu ajutorul formulei (91) vom vedea nec esarul de frig la o rezistenț ă termică a ferestrei
de 0.55 [ W/mpK].
Rt=158 ∗5.5
0.6=144 [kW] (91)
050100150200250300
322 330 338 346 354 362 370 378 386 394 402 410 418 426Necesarul de frig [kW]
Suprafa ța fer estrelor [ m2]Influe nța temperaturi iexterioare asup ra necesarului
de frig

Bumbu Sergiu -Iulian 5. Studiul influenței diferiților parametri
asupra necesarului de frig

58
Tab. 5.4 – Valori o bținute pe baza rezisten ței termice a ferestrelor
Nr .crt Rezisten ța termică a ferestrei
[W/mpK] Q [kW]
1 0.3 74
2 0.35 88
3 0.4 102
4 0.45 116
5 0.5 130
6 0.55 144
7 0.6 158
8 0.65 172
9 0.7 186
10 0.75 200
11 0.8 214
12 0.85 228
13 0.9 242

Fig 5.4 – Graficul necesarului de frig în funcție de rezistența termică a ferestrelor050100150200250300
0.3 0.35 0.4 0.45 0.5 0.55 0.6 0.65 0.7 0.75 0.8 0.85 0.9Necesarul de frig [kW]
Rezistențatermicăa ferstrelor [W/mpK]Influența rezisten ței termice a ferestrei asupra
necesarului de frig

Bumbu Sergiu -Iulian Concluzii

59

Concluzii

Necesitatea introducerii sistemelor de climatizare la clădirile publice este determinată de
factori obiectivi și subiectivi:
Factorii obiectivi reprezintă:
-asigurarea unui microclimat care realizează condiții de confort necesare atât pentru
eficientizarea condițiilor de lucru cât și a condițiilor de viață în aceste clădiri;
-asigurarea unui microclimate corespunzător datorită a fluxului mare de public și personal
în spațiile cu destinații social – admi nistrative.
Factorii de ordin subiectiv sunt legați de imaginea instalațiilor (instituții bancare, birouri,
hoteluri etc.) în fața propriilor clienți, de nivelul de civilizație și prestanta ce trebuie asigurat.
Până acum acest tip de instalații era conside rat o investiție scumpă, excepție făcând
încăperile la care microclimatul era impus de necesitățile tehnologice.
În ultimul timp aceste instalații de climatizare se impun în domeniul clădirilor publice,
ducând la o atmosferă de lucru stimulativa care cond uce la reducerea oboselii, la creșterea
capacității de muncă, deci la creșterea eficienței muncii și reducerea îmbolnăvirilor celor ce
lucrează în aceste clădiri.
Instalațiile de climatizare asigura condiții de confort prin valori de temperatură și
umidata te a aerului în care organismul uman lucrează fără eforturi de adaptare și un aport
permanent de aer proaspăt pentru reducerea concentrațiilor de dioxid de carbon și vapori de apă,
pentru asigurarea oxigenului necesar și pentru înlăturarea mirosului.

Bumbu Sergiu -Iulian Bibliografie

60

Bibliografie

[1] ASHRAE , Handbook – Fundamentals , HVAC Systems and Equipments, 2002.
[2] AIIR , Manualul de instalații – Instalații de ventilare și climatizare – Ed. ARTECNO
București,2002.
[3] Arbeitskreis der Doz , Handbuch der Klimatechnik , Verlag C.F. Müller, Karlsruhe,1988.
[4] Bancea, O. , Instalații de ventilare și climatizare – curs, Lit. U.P.T , 1996.
[5] Bancea, O. , Reglarea instalațiilor de climatizare cu recuperarea căldurii, Conferința
internaț ională de instalații , AIIR -ICCA, Timișoara, 1997.
[6] Bancea, O. , Considerații asupra climatizării a secțiilor de filatură și țesătorie,
Conferința internațională de instalații , AIIR -ICCA, Timișoara, 1998.
[7] Bancea, O., Cinca, M., Instalații de ventilare și climatizare – Îndrumător de lucrări de
laborator , Litografia UPT, 1994.
[8] Bălan, M., Utilizarea frigului artificial, curs în format electronic .
http://www.mecan ica.utcluj.ro/termo/ufa/index.html
[9] Duță, G., Ventilare și climatizare, Manualul de Instalații , Editura Artecno, București,
2002.
[10] Ilina M. , Lungu C. , 100 de problem e practice de instala ții de încălzire, Editura
Matrixrom, ISBN: 9736859509, București, 2005.
[11] Rotariu, M., Instala ții de ventila ție și climatizare, curs în format electronic .
http://cfcem.ee.tuiasi.ro/catedra/nou/biblioteca.php
[12] Programul Inventor 2017 .
[13] Progra mul CoolPack .
[14] Program ul Excel .
[15] http://www.stim.ugal.ro/crios/Support/IEACA/Curs/IEACA -C11.pdf