Prof. univ. dr. ing. Theodor MATEESCU IAȘI – 2016 Cuprins Cuprins i NOTAȚII UTILIZATE iv CAPITOLUL 1. OPORTUNITATEA ȘI OBIECTIVELE CERCETĂRII 1 1.1… [303707]

[anonimizat] –

Doctorand: [anonimizat]. [anonimizat]. univ. dr. ing. Theodor MATEESCU

IAȘI – 2016

Cuprins

Cuprins i

NOTAȚII UTILIZATE iv

CAPITOLUL 1. OPORTUNITATEA ȘI OBIECTIVELE CERCETĂRII 1

1.1 CONTEXTUL ENERGETIC GENERAL 3

1.2 STRATEGIA U.E. ÎN DOMENIUL R.E.S. 6

1.2.1. Cadrul Legislativ în țările UE 10

1.3 STRATEGIA ENERGETICĂ NAȚIONALĂ ÎN DOMENIU 11

1.3.1. Reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră (GES) 15

1.3. 2. Adaptarea la efectele schimbărilor climatice 16

1.4. OPORTUNITATEA ȘI ACTUALITATEA CERCETĂRII 17

1.5. OBIECTIVELE CERCETĂRII 18

1.5.1. Obiectivul principal 18

1.5.2. Obiective secundare 18

1.5.3.Modul de tratare 18

1.6. CONȚINUTUL TEZEI PE CAPITOLE 19

1.7. CONCLUZII PARȚIALE 21

CAPITOLUL 2. STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRII ÎN DOMENIU 21

2.1 [anonimizat] 23

2.2 PREOCUPĂRI ȘI REALIZĂRI PE PLAN NAȚIONAL 26

2.3. CONCLUZII PARȚIALE 32

CAPITOLUL 3. POMPA DE CĂLDURĂ 33

3.1 POMPA DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE MECANICĂ DE VAPORI 35

3.1.1 Principiul de funcționare 35

3.1.2. Clasificarea pompelor de căldură 36

3.1.3.Caracteristicile funcționale ale pompei de căldură 37

3.1.4. Regimul de funcționare a pompelor de căldură 43

3.1.5. Indicatori de performanță 44

3.1.6. Surse de căldură 49

3.2. TIPURI DE SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU SOLUL 53

3.2.1.Particularități constructive și funcționale ale schimbătoarelor de suprafață 54

3.2.2.Particularități constructive și funcționale ale schimbătoarelor de adâncime 57

3.3. SISTEME HIBRIDE 59

3.3.1. Sisteme hibride pentru încălzire 59

3.3.2. Sisteme hibride pentru climatizare 61

3.4. INDICATORI DE EFICIENȚĂ AI SISTEMULUI 62

3.4.1. Randamentul global 62

3.4.2. Consumul de energie primară 62

3.4.3. Emisia de CO2 63

3.5. CONCLUZII PARȚIALE 63

CAPITOLUL 4.BAZE TEORETICE 65

4.1 TRANSFERUL ȘI STOCAREA CĂLDURII ÎN SOL 67

4.1.1 Caracteristici termofizice ale solului. 68

4.1.2. Propagarea temperaturii în sol 72

4.1.3. Ecuații fundamentale ale transferului termic 77

4. 2.MODELE DE CALCUL PENTRU SCHIMBĂTOARELE GEOTERMICE 82

4.2.1. Modele analitice 83

4.2.2. Modele numerice 89

4.2.3. Programe specializate de calcul 92

4.3. CONCLUZII PARȚIALE 100

CAPITOLUL 5. DIMENSIONAREA SCHIMBĂTOARELOR GEOTERMICE 101

5.1. SOLUȚII UZUALE 103

5.1.1. Determinarea debitului de agent secundar/caloportor (Gnecesar) 104

5.1.2. Determinarea lungimii necesare a schimbătorului de căldură (Lnecesar) 106

5.1.3. Coeficientul global de transfer (K) 107

5.1.4. Coeficientul de transfer convectiv se determină cu relațiile: 107

5.1.5. Coeficientul de conductivitate de contact se determină: 107

5.2. SOLUȚII INOVATIVE PROPUSE 108

5.2.1.Schimbător modular tip spirală progresivă 110

5.2.2.Schimbător modular cu diametru constant și secțiune circulară variabilă 114

5.2.3. Schimbător modular cilindric cu secțiune inelară și înălțime variabilă 117

5.2.4. Schimbător modular cilindric alcătuit din fascicule de țevi cu înălțime variabilă 122

5.2.5. Model de calcul cu acumulare pentru schimbătoarele de căldură cu geometrie variabilă. 123

5.3. CALCULUL HIDRAULIC 126

5.4. INDICATORI DE CALITATE 130

5.5. STOCATORUL DE CĂLDURĂ 132

5.5.1. Determinarea volumului necesar de stocare 133

5.5.2. Stabilirea numărului de unități de stocare 133

5.6. ANALIZA COMPARATIVĂ A CAPACITĂȚII DE TRANSFER A SCHIMBĂTOARELOR MODULARE CU A CELOR DE TIP VERTICAL 134

5.6.1. Rezistența termică totală 134

5.6.2. Lungimea echivalentă de substituție 138

5.6.3. Analiza comparativă a structurilor uzuale cu soluția modulară propusă 139

5.7. CONCLUZII PARȚIALE 141

CAPITOLUL 6. SIMULĂRI NUMERICE 143

6.1. CARACTERISTICI CONSTRUCTIV FUNCȚIONALE 145

6.1.1. Caracteristici termohidraulice 147

6.2. MODELARE NUMERICĂ 148

6.2.1. Particularitățile programului 148

6.2.3. Discreditarea modelelor 150

6.2.3.1. Definirea zonelor și stabilirea condițiilor la limită 151

6.2.3.2. Inițializarea și rezolvarea 151

6.2.4. Ipoteze de lucru și condiții la limită 152

6.2.5. Rezultate și discuții: 153

6.2.5.1. Variația temperaturilor și vitezelor 153

6.2.5.1. Analiza regimului de încărcare a solului 154

Schimbător tip 1: 154

Schimbător tip 2: 155

6.2.5.2. Analiza regimului de descărcare a solului 156

Schimbător tip 1: 156

Schimbător tip 2: 157

6.2.6. Concluzii: 158

6.3. SIMULAREA PE MODELE LA SCARĂ REDUSĂ 159

6.3.1. Criterii de similitudine 160

6.3.2. Scări de modelare 161

6.3.3. Standul experimental 163

6.3.4. Aparatura de măsură 170

CAPITOLUL 7. STUDIU DE CAZ- ANALIZA TEHNICO-ECONOMICĂ A UNUI SISTEM DE VALORIFICARE A ENERGIEI NECONVENȚIONALE 173

7.1. CARACTERISTICI TEHNICE ȘI ENERGETICE ALE OBIECTIVULUI 176

7.2 ANALIZA COMPARATIVĂ A PERFORMANȚELOR ENERGETICE ȘI ECONOMICE 180

Sistem propus – Pompă de căldură geotermică cu comprimare mecanică de vapori 181

Cazul I – Pompa de căldura sol-apă cu colectoare verticale în sol umed (nisip umed) 183

Cazul II – Pompa de căldura sol-apă cu colectoare orizontale în sol umed (nisip umed) 189

Cazul III- Pompa de căldura sol-apă cu geoschimbător modular cu geometrie variabilă ……….191

7.3 CONCLUZII PARȚIALE 194

CAPITOLUL 8. CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUȚII PERSONALE ȘI VALORIFICAREA REZULTATELOR 178

8.1. CONCLUZII FINALE 197

8.1. 1.Contribuții și elemente de originalitate 199

8.1.2. Direcții de cercetare 199

8.2.VALORIFICAREA REZULTATELOR OBȚINUTE PE PARCURSUL PROGRAMULUI DE CERCETARE DOCTORALĂ 200

BIBLIOGRAFIE 203

ANEXE 211

ANEXA I. CALCULUL REZISTENȚELOR TERMICE SPECIFICE PENTRU GEOSCHIMBĂTOARE VERTICALE 212

ANEXA II . SPECTRE DE TEMPERATURĂ ȘI VITEZĂ 217

ANEXA III. VALORILE TEMPERATURILOR DE IEȘIRE DIN FIECARE SCHIMBĂTOR 221

NOTAȚII UTILIZATE

Litere grecești

CAPITOLUL 1

OPORTUNITATEA ȘI OBIECTIVELE CERCETĂRII

1.1 CONTEXTUL ENERGETIC GENERAL

Omenirea, de-a lungul istoriei sale, a evoluat în diferite direcții, având ritmuri și consumuri de resurse naturale diferite, mai mult sau mai puțin necesare și mai mult sau mai puțin controlate. Consumul mondial de energie a fost mult timp stabil și rezonabil.

Evoluția civilizației umane, a fost influențată în mod determinant de energie, sub multiplele sale forme de manifestare.

Progresul social și economic implică existența resurselor energetice care, în mod inevitabil, sunt epuizabile. Instalațiile pentru construcții sunt sisteme complexe care echipează clădirile în scopul asigurării condițiilor de confort fiziologic și pentru realizarea producției de bunuri materiale. Funcționarea lor nu poate fi satisfăcută fără aport energetic, sub formă de combustibil sau de materie primă.

Fig.1.1.Cererea mondială de energie pentru perioada 1990-2030 (Moldovan R., 2013)

Această realitate pune în fața omenirii problema utilizării eficiente a resurselor disponibile, posibilă numai prin raționalizarea consumurilor și perfecționare tehnologică, pe întregul lanț de producere, distribuție și utilizare.

În condițiile globalizării, problema se pune în egală măsură atât la nivelul structurilor geo-politice cât și a celor naționale și stimulează strategii specifice de securitate. [1].

Îngrijorarea firească față de perspectiva iminentă de epuizare a resurselor energetice, cu toate consecințele în evoluțiile socio-economice la nivel mondial, a generat apariția unor noi concepte precum ,,dezvoltare durabilă’’, ,,eficientizare energetică’’, menite să raționalizeze consumul de resurse primare.

Ținând seama de cerințele fundamentale ale acestor concepte, precum și de efectele nocive produse asupra mediului prin arderea combustibililor clasici, strategiile și politicile energetice globale și regionale stimulează perfecționarea și dezvoltarea tehnologică.

În acest sens, obiectivele impuse în vederea valorificării surselor regenerabile de energie conduc în mod direct la creșterea performanțelor echipamentelor specifice și la realizarea unor sisteme eficiente de instalații pentru producerea de energie ,, curată,, termică și electrică.

Privind în perspectivă anii ce vor urma, pe lângă formele de energie: eoliană, solară și hidraulică, se preconizează folosirea intensă a energiei geotermice de mică și medie adâncime, care reprezintă o sursă de energie regenerabilă cu o capacitate de reducere a emisiilor de gaze cu efect de seră.

Echiparea sistemelor de înstalații locale, cu pompe de căldură geotermice reversibile, care au acapacitatea atât pentru asigurarea climatizării clădirilor dar, și prepararea apei calde de consum reușind un consum cu 60-70% mai redus în comparație cu sistemele clasice.

Se știe că în balanța energetică elaborată pentru fiecare stat în parte, cea mai mare pondere o reprezintă energia termică, astfel se justifică efortul continuu în optimizarea soluțiilor de economisire a combustibililor fosili și promovarea intensă a energiilor regenerabile.

Studiile privind rezervele de combustibili fosili actuale, ne oferă o cifră de aproximativ 1,263 mil. tone combustibili clasici existenți.

În raportările Uniunii Europene, privitoare la consumul total de energie clasică, se arată un consum de aproximativ 82%, pentru sectorul rezidențial și industrial, din care 47% este utilizat pentru producerea energiei utilizate de instalațiile termice .

Pentru a rezolva, cel puțin parțial această problemă se propune utilizarea energiilor regenerabile și în cadrul sistemelor de producere a energiei termice atât în ansablurile de locuințe cât și în sectoarele industriale.

În întâmpinarea acestei propuneri, în 2012 proiectul ,,REGEOCITIES,, proiect inițiat de Comisia Europeană, adresat tuturor statelor membre U.E. și având ca scop obiective și preocupări comune, asumate în raport cu folosirea energiei geotermice de mică și medie adâncime.

Germania, Franța, Danemarca, Grecia, Spania, Italia, Belgia, Polonia, Suedia, Irlanda, și România- State membre a U.E au răspuns pozitiv la această soluție în vederea atingerii Strategiei Energetice propuse de Consiliul European pentru anul 2020, țintă ce are ca scop [2]:

diminuarea producerii de gaze cu efect de seră cu 20 de procente;

asigurarea a 20 % din consumul de energie final, din surse regenerabile;

creșterea cu 20 de procente a eficienței energetice.

Pompele de căldură reprezintă mașini termice, care prezintă avantajul că energia consumată pentru a ridica calitatea energiei termice la un nivel ridicat, este mai redusă decât obținută prin transferul termic dintre cele două medii, iar emisia de CO2 este aproape nulă.

În aceste condiții IEA- Agenția Internațională a Energiei denumită și Centrul pentru Pompe de Căldură a admis că utilizarea pompelor de căldură reprezintă o soluție în reducerea considerabilă a emisiilor de CO2 [2] [3].[4]

Directivele principalele pentru sistemele de încălzire în Europa:

2009/28 – Directivă adresată promovării utilizării energiilor regenerabile.

2010/31 – Directivă adresată performanței energetice a clădirilor.

2012/27 – Directivă privind eficiența energetică.

Pentru prima dată, Directiva Europeană 2009/28/EC recunoaște energia provenită din aer, cea geotermică și cea hidrotermică ca surse de energie regenerabilă. Această directivă deschide o oportunitate majoră pentru utilizarea pompelor de căldură pentru încălzirea și răcirea clădirilor noi și existente.

Din categoria energiilor regenerabile cea mai răspândită, mai accesibilă și inepuizabilă este energia solară, disponibilă atât direct din radiațiile solare captabile cu panourile solare termice, fotovoltaice, sau indirect, fiind stocată în sol, apă sau aer. Echipamentul capabil să folosească util căldura solară stocată în sol, apă sau aer este pompa de căldură.

În acest context cercetarea efectuată în cadrul tezei de doctorat își poate aduce aportul pentru schimbul de informații specifice la nivel național și nu numai.

1.2 STRATEGIA U.E. ÎN DOMENIUL R.E.S.

Resursele regenerabile se regăsesc din abundență pe toată suprafața globului.

Energia regenerabilă se definește ca energia derivată din gama de resurse regenerabile, cu propietatea de regenerare continuă, de exemplu: energia solară, energia geotermică, energia hidraulică, energia eoliană, etc.

Toate aceste energii fiind utilizate la producerea de energie termică și electrică pentru majoritatea domeniilor de activitate, dar și pentru substituirea combustibililor fosili utilizați în domeniul transportului.

Agenda Consiliului European privind Strategia U.E. în domeniu începând cu [8]:

8-9 martie 2007 – Directiva 2009/28/CE ,, Strategia pe termen lung” – presupune ca până în 2020 o pondere de 20% din consumul total de energie săfie acoperit în mod obligatoriu din surse regenerabile, în aceste condiții din total preconizat pentru anul 2020 de aproximatv 1850Mțep să se reducă cu aprox. 370 Mțep, ținând seama de cele 20% procente asigurate din sursele regenerabile.

17 iunie 2010- Consiliul European vine în întâmpinarea realizării Directivei 2009/28/C.E., obligând statele membre U.E. să dezvolte un plan național privind programe de reformă naționale în colaborare cu Comisia Europeană, indicând modalitatea de implementare a obiectivelor propuse prin această Directivă.

10 noiembrie 2010- Comunicarea Comisiei „Energie 2020” vine cu o strategie suplimentară a eficienței energetice, permițând fiecărui stat în parte să dividă consumul energetic de creșterea economică. Monitorizarea continuă a îndeplinirii obiectivelor impuse ne indică atingerea în prezent a 14 %, ceea ce a încurajat atingerea țintei, dar și posibilitatea de a majora pragul de la 20% cu încă 10 procente pentru anul 2030, conform Strategiei Consiliului European „pe termen lung”, prezentată în Comunicare ,, Perspectiva Energetică 2050’’ (COM/2011/0885). [5]

6 iunie 2012 – Comunicarea „ Energia din surse regenerabile” – vine cu specificații clare în ceea ce privește domeniile unde se cere o intervenție rapidă, mai ales în privința tehnologiilor din domeniul „Energiilor regenerabile„.

martie 2013 – în cadrul proiectului „Cartea Verde” [6] și în comunicarea ,,Un cadru pentru politica privind clima și energia în perioada 2020-2030” [7], sunt prevăzute recomandări pentru fiecare stat.

12 septembrie 2013 – prin rezoluția Parlamentului European cu tema „Microgenerarea energiei electrice și termice la scară redusă” s-a propus încurajarea populației pentru producerea de energie proprie din surse regenerabile. Tot în cadrul acestei comunicări, Parlamentul European a solicitat aprobarea „ Perspectivei energetice 2050”, unde s-a dezbătut și problema metodelor de stocare a energiei provenite din surse rregenerabile.

noiembrie 2013 – Comisia Europeană a completat lista orientărilor cu necesitatea promovării și dezvoltării tehnologiilor din domeniul energiei regenerabile, ținându-se cont și de costuri.

22 ianuarie 2014 – în cadrul comunicării cu titlul: ,,Un cadru pentru politica privind clima și energia în perioada 2020-2030” s-a discutat păstrarea obiectivelor propuse fără suplimentarea acestora.

Analizând direcțiile de dezvoltare din ultimele trei decenii se constată că energia produsă din surse regenerabile a înregistrat o majorare anuală de 2%.

Sursele regenerabile de energie nu pot înlocui total sursele convenționale, dar prezintă avantaje precum: disponibilitate, sunt ecologice, au un cost relativ redus, care le indică ca fiind necesare în complementaritatea combustibililor fosili și a energiei nucleare. În Tabelul 1.2 sunt prezentate date privind energia disponibilă anual, pe metrul pătrat al suprafeței globului, pentru cinci resurse regenerabile.

Tabelul 1.1. Date comparative privind disponibilitatea energiei regenerabile

În ultimul timp un număr tot mai mare de țări și-au impus sarcini crescute privind implementarea surselor regenerabile de energie, astfel:

Japonia are țintă ca până în 2030, 25-35% din totalul producției de energie să fie livrată din surse regenerabile.

China își propune ca până în 2020 o pondere de 15% din energia finală să provină din surse de combustibil ne-fosil.

California este unul din statele SUA care are obligația ca până în 2020 proporția energiilor regenerabile în producția de electricitate trebuie să fie de 33%.

Tabelul 1.2. Ponderea energiei regenerabile preconizată în consumul final de energie în anul 2020 pentru statele membre ale UE [8]

În acest context, în multe țări europene dezvoltate (Franța, Italia, Germania, Austria), posesoare de resurse geotermice similare cu cele ale României, preocupările s-au concretizat prin valorificarea pe plan local/regional, prin conceperea și realizarea unor tehnologii eficiente și durabile, care au condus la o exploatare profitabilă, atât în partea de exploatare a resurselor (tehnologii de foraj și de extracție din sondele geotermale), cât și în instalațiile de la suprafață.[9]

Utilizarea energiei geotermice pentru încălzirea/răcirea spațiilor și pentru prepararea apei calde menajere folosind pompe de căldură geotermice este considerată o alternativă la tehnologiile clasice pentru un mediu curat. [9][10] [4*]

Uniunea Europeană se confruntă cu provocări fără precedent cauzate de dependența crescândă față de importurile de energie și de combustibili fosili, de schimbările climatice tot mai evidente, și de amprenta lăsată de criza economică.

Eficientizare energetică reprezintă o modalitate importantă prin care pot fi atenuate provocările în cauză, diminuând dependența energetică prin producerea proprie de energie, prin reducerea consumului de energie primară.

Eficiența energetică contribuie la reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră, diminuarea producerii de CO2, având ca rezultat atenuarea schimbărilor climatice, având în vedere că aceste tehnologii generează puține deșeuri sau poluanți care ar putea contribuii la formarea ploilor acide, smogurilor urbane, sau care să determine probleme de sănătate și nu impun costuri suplimentare pentru depoluarea mediului sau pentru depozitarea deșeurilor.

Trecerea la o economie mai eficientă din punct de vedere energetic ar trebui, de asemenea, să accelereze difuzarea soluțiilor inovatoare în plan tehnologic și să îmbunătățească competitivitatea industriei în Uniune, ducând la o ameliorare economică și la crearea de locuri de muncă în mai multe domenii.

1.2.1. Cadrul Legislativ în țările UE

Cadrul de reglementare are un impact major asupra dezvoltării pieței sistemelor echipate cu pompe de căldură având solul ca sursă rece și acceptarea lor pe scară largă de către piață. Prevăzând avantajele unor astfel de sisteme, statele europene au emis documente legislative ce vin în întâmpinarea tendințelor pozitive de protejare a mediului.

Tabel 1.3. Documente legislative [4*] [5*][11]

1.3 STRATEGIA ENERGETICĂ NAȚIONALĂ ÎN DOMENIU

Orientările Uniunii Europene pentru energie și mediu au fost preluate și adaptate în cadrul Strategiilor Naționale. [67]

Valorificarea surselor regenerabile de energie a devenit componentă importantă în politica energetică a României din deceniul trecut, când au fost aprobate prin Hotărârile de Guvern -890/2003 și 1535/2003 – ,,Foaia de parcurs în domeniul energiei’’ și „Strategia de valorificare a surselor regenerabile de energie” care subliniază rolul major a acestor resurse de energie pentru dezvoltarea sectorului energetic în perspectivă.

Tipul și potențialul național al resurselor valorificabile pentru aplicații termice este prezentat de PNAER 2010 (Planul National de Acțiune în Domeniul Energiei din Surse Regenerabile) mai jos, cu observația că potențialul valorificabil poate fi afectat de limitările tehnologice ale eficienței economice (%):

Tabel 1.4. Tipul și potențialul național al resurselor valorificabile pentru aplicațiile termice [5*]

Printre obiectivele naționale specifice prevăzute pe termen mediu și lung se regăsesc :

elaborarea și implementarea cadrului legislativ, instituțional și organizatoric necesar,

elaborarea de programe de cercetare – dezvoltare destinate accelerării procesului de integrare a acestor resurse;

identificarea surselor de finanțare pentru susținerea aplicațiilor,

stimularea constituirii de societăților specializate în valorificarea diferitelor surse regenerabile.

integrarea surselor regenerabile de energie în structura sistemului energetic național;

eliminarea barierelor tehnico-funcționale și psiho-sociale din procesul de valorificare a surselor regenerabile de energie și încadrarea în limitele elementelor de cost și eficiență economică;

promovarea investițiilor private și crearea condițiilor de facilitare a accesului capitalului străin pe piața surselor regenerabile;

asigurarea alimentării cu energie în comunitățile izolate prin valorificarea potențialului resurselor locale de energie;

asigurarea condițiilor de participare a României la piața europeană de "Certificate verzi" pentru energia din surse regenerabile.

Acțiuni legislative și Programe Naționale ce vin în întâmpinarea aplicării prevederilor impuse de U.E în ceea ce privește energia din surse regenerabile [5*]:

2007-2013 Programele Operaționale de Dezvoltare Rurală și Regională unde este inclusă problema promovării surselor de energie regenerabilă prin proiecte semnificative ca număr și valoare.

HG -1069/2007 aprobată ,,Strategia Energetică a României pentru perioada 2007-2020,, prin care se recomandă ca principal potențial de folosire a energiei geotermice mediul rural, atât pentru aplicații rezidențiale cât și agro-industriale, măsuri pentru susținerea utilizării resurselor regenerabile pentru producerea de energie termică și a apei calde menajere.

HG 1460/2008 ,,Strategiei naționale pentru dezvoltarea durabilă –ORIZONT 2013-2020-2030,, aprobată cu obiective nominalizate pentru armonizarea cadrului legislativ, promovarea proiectelor de investiții specifice și stimularea cercetării pentru perfecționarea și dezvoltarea tehnologiilor inovative pentru valorificarea diferitelor forme de resurse regenerabile.

Orizont 2013 are ca obiectiv principal satisfacerea necesarului de energie pe termen mediu și scurt, crearea premiselor pentru securitate energetică, îndeplinirea obligațiilor asumate în cadrul Protocolului de la Kyoto, prin reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră cu 8%.

Orizont 2020, are ca scop asigurarea funcționării eficiente și în condiții de siguranță a sistemului energetic național.

Orizont 2030 -alinierea României la performanțele medii ale U.E. privind indicatorii energetici și de schimbări climatice.

Legea 220/2008 modificată în anul 2010 unde sunt incluse prevederile Directivei Europene 2009/28/ CE privind valorificarea surselor regenerabile, pentru accelerarea producției de energie din surse regenerabile.

Legea 121/2014 privind eficiența energetică, obiectivul constă în elaborarea și aplicarea politicii naționale în domeniul eficienței energetice, pentru respectarea țintei naționale de 19 procente de reducere a consumului de energie.

În cadrul proiectului European „REGEOCITIES” (Regulations of Geothermal HP systems at local and regional level in Europe) destinat reglementării sistemelor urbane de încălzire /climatizare cu pompe de căldură geotermale, proiect ce concentrează eforturile a 13 parteneri din 11 țări, inițiat de Comisia Europeană între 1 mai 2012 – 30 aprilie 2015, România a fost reprezentată de Societatea Română GEOEXCHANGE (SRG), care a participat activ în elaborarea unei strategii naționale privind dezvoltarea sistemelor de încălzire și climatizare prin utilizarea pompelor de căldură geotermice, dar și pentru elaborarea unui cadru legislativ care să se alinieze atât directivelor U.E. dar și normelor impuse de alte organisme internaționale din domeniu.[6*] Printre acțiunile întreprinse de SRG în vederea reducerii diferențelor legislative din domeniu se pot enumera:

crearea unui mediu propice cooperării cu organisme similare din străinătate;

promovarea și susținerea proiectelor HVAC echipate cu pompe de căldură geotermice pentru toate categoriile de consumatori;

agrementarea echipamentelor tehnice specifice tehnlogiei.

Conform bazei de date oferite de Societatea Română GEOEXCHANGE (SRG), în România sunt implementate peste 550 de sisteme echipate cu pompe de căldură din 1999 pănă în 2015.

În tabelul de mai jos sunt prezentate bazele de date și numărul de sisteme implementate în România începând cu anul 2010 până anul trecut 2015[11] [8*]:

Tabel 1.5. Cetralizarea sistemelor echipate cu pompe de căldură între 2010-2015

Obiectivul național global privind energia din resurse regenerabile la nivelul anului 2020 este de asigurare a capacităților de valorificare a 50% din potențialul național total, respectiv 7267 (ktep) pentru acoperirea a 24% din consumul final brut de energie, din care pentru încălzire și răcire 4038 (ktep).[67] [10] [*5]

Conform politicii promovate de Uniunea Europeană în domeniul schimbărilor climatice și de documentele prezentate anterior, ținând seama de experiența și cunoștințele dobândite în cadrul colaborărilor cu parteneri externi și instituții internaționale cunoscute, Strategia națională asupra schimbărilor climatice 2013-2020, abordează problema schimbărilor climatice 2013-2020, în două părți distincte: [12].

reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră și

adaptarea la efectele schimbărilor climatice.

1.3.1. Reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră (GES)

Conform Convențiilor internaționale adoptate, Statele membre ale U.E. au următoarele obligații în ceea ce privește reducerea gazelor cu efect de seră [11][12]:

să elaboreze, să actualizeze periodic, să publice, și să transmită inventarele naționale ale emisiilor de gaze cu efect de seră,

să elaboreze documente programatice la nivel național pentru reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră și creșterea capacității naturale de absorbție a CO2 din atmosferă,

să integreze problematica schimbărilor climatice în politicile și acțiunile de dezvoltare economică și socială și de protecție a mediului.

Dacă Protocolul de la Kyoto a propus o reducere a emisiilor de gaze cu efect de seră din partea țărilor dezvoltate și cu economii în tranziție de aproximativ 5% în perioada 2008-2012 comparativ cu anul 1990, România conform Hotărârilor 529/24 iulie și 536/26 august din 2013, a propus pentru prevenirea unor efecte ireversibile provocate de schimbările climatice ca emisiile globale să fie reduse cu aproximativ 70%.

Politica națională de reducere a emisiilor gaze cu efect de seră, urmărește abordarea europeană prin:

asigurarea de către operatorii economici să participe la aplicarea schemei de comercializare a certificatelor de emisii de gaze cu efect de seră;

adoptarea unor politici și măsuri la nivel local în așa fel încât la nivel național emisiile gazelor cu efect de seră să respecte limitele de emisie impuse prin aplicarea Deciziei nr. 406/2009/CE, unde pentru România, obiectivul stabilit reprezintă o creștere a emisiilor cu +19% în anul 2020, comparativ cu nivelul emisiilor aferent sectorului reglementat prin această Decizie în anul 2005). [5*] [11] [2*]

Schema de Comercializare a Certificatelor de Emisii GES” obiectiv stabilit pentru România ca fiind de 21% până în anul 2020, reglementează emisiile provenite de instalațiile cu capacitate de producție și emisii considerabile din sectoarele Energie și Procese Industriale.

Potrivit inventarului național al emisiilor de gaze cu efect de seră realizat de țara noastră în anul 2012, în ceea ce privește sectorul Energiei reprezentau în 2010 aproximativ 87% din total.[12]

Contribuția țării noastre la atingerea obiectivului european pentru anul 2020, presupune ca un procent minim de 24% din consumul total de energie să fie generat din surse regenerabile de energie. [12]

În prezent se negociază conținutul și condițiile de implementare a unui nou „Acord Internațional” care să aibă ca scop reducerea emisiilor de gaze cu efect de seră, urmând ca intrarea în vigoare a acestuia să nu depășească anul 2020.

1.3. 2. Adaptarea la efectele schimbărilor climatice

Strategia de Adaptare la efectele Schimbărilor Climatice (ASC) 2013-2020 are ca scop crearea unui cadru general de acțiune și trasarea liniilor directoare care să permită fiecărui domeniu (instituții responsabile la nivel local) să elaboreze un plan propriu de acțiune în conformitate cu principiile strategice naționale. Reprezentând un ghid pentru diminuarea efectelor adverse ale schimbărilor climatice în România formulând în același timp cadrul general de conștientizare și de răspuns la problemele legate de schimbările climatice. [11][9]

Ea are rolul de a fundamenta principiile ce vor sta la baza elaborării planurilor si programelor de acțiune la nivel sectorial, de a stabili obiectivele generale și specifice ce vor trebui atinse prin măsuri și acțiuni viitoare stabilite în funcție de specificul concret al fiecărui sector în parte.

Componenta de Adaptare din Strategia Națională privind Schimbările Climatice pentru perioada 2012-2020 este rezultatul colaborării româno-olandeze în cadrul Proiectului G2G08/RM/6/2 “Îmbunătățirea capacității efective și dezvoltarea politicii privind adaptarea la efectele schimbărilor climatice în România”.

1.4. OPORTUNITATEA ȘI ACTUALITATEA CERCETĂRII

Cercetarea, efectuată cu scop de dezvoltare și inovare tehnologică în domeniul sistemelor de instalații echipate cu pompe de căldură geotermice, contribuie în mod direct la creșterea eficienței energetice și a competitivității acestor sisteme utilizate pentru încălzirea -răcirea spațiilor și pentru prepararea apei calde de consum.

Creșterea ponderii energiei produse pe baza resurselor regenerabile contribuie la economisirea resurselor primare și implicit la reducerea emisiilor de poluanți atmosferici și de gaze cu efect de seră.

Toate aceste rezultate sunt în măsură să diminueze efectele nedorite ale schimbărilor climatice și să răspundă cerințelor dezvoltării durabile în conformitate cu obiectivele convenite la nivelul Uniunii Europene.

Răspunzând unor cerințe concrete ale politicii naționale de promovare a energiei din surse regenerabile, tematica abordată este actuală și oportună.

1.5. OBIECTIVELE CERCETĂRII

În cadrul cercetării efectuate în prezenta teză de doctorat au fost adoptate următoarele obiective:

1.5.1. Obiectivul principal

Obiectivul principal al tezei de doctorat îl constituie analiza performanțelor schimbătoarelor de căldură geotermice de suprafață de mică și medie adâncime – și a posibilităților de îmbunătățire a capacității de stocare a căldură în sol, în scopul creșterii eficienței sistemelor echipate cu pompe de căldură cu compresie mecanică reversibilă.

1.5.2. Obiective secundare

Complementar obiectivului principal în cadrul cercetării au fost abordate următoarele probleme:

Promovarea unor noi tipuri de schimbătoare de căldură cu solul (SGS) având structura modulară și geometrie variabilă și compararea capacității de transfer a acestora cu soluțiile uzuale,

Mărirea capacității de acumulare a căldurii pentru compensarea cerințelor sezoniere ale sistemelor reversibile de mică și medie capacitate, prin amenajarea unor stocatoare în sol, cu geometrie și caracteristici termo- fizice dirijate/controlate,

Analizarea unor soluții de cuplare a sistemelor echipate cu pompe geotermice cu instalații auxiliare pentru suplimentarea/disiparea energiei termice în scopul creșterii eficienței energetice globale.

Verificarea soluțiilor analizate prin modelarea numerică, pe un studiu de caz.

1.5.3.Modul de tratare

Tratarea subiectelor abordate s-a făcut în cadrul programului doctoral desfășurat în laboratoarele de specialitate ale Departamentului de Ingineria Instalațiilor din cadrul Facultății de Construcții și Instalații al Universității Tehnice Gheorghe Asachi din Iași, prin studii analitice și cercetări numerice.

1.6. CONȚINUTUL TEZEI PE CAPITOLE

Teza de doctorat este alcătuită din 8 Capitole și 4 Anexe:

CAPITOLUL 1. OPORTUNITATEA ȘI OBIECTIVELE CERCETĂRII

În primul capitol este prezentat contextul energetic general, strategia Uniunii Europene și strategia națională, oportunitatea și actualitatea cercetării în ceea ce privește canaliza sistemelor echipate cu pompe de căldură.

CAPITOLUL 2. STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRI ÎN DOMENIU

În capitolul al-II-lea se prezintă succint direcțiile de cercetare actuale, realizările pe plan național și problematica cercetării de specializare.

CAPITOLUL 3. POMPA DE CĂLDURĂ

Capitolul este structurat în patru părți. Prima parte cuprinde noțiunile generale privind Pompa de căldură și principiul de funcționare, clasificarea acestora, caracteristicile funcționale, indicatorii de performanță, sursele de căldură.

În partea a–II-a sunt prezentate particularitățile constructive și funcționale ale schimbătoarelor de căldură geotermice de suprafață și de adâncime.

Partea a-III-a prezintă schematic sistemele hibride pentru încălzire și climatizare, iar în a IV-a parte sunt descriși indicatorii de eficiență ai sistemului echipat cu pompe de căldură, randamentul global, consumul de energie primară și emisia de CO2.

CAPITOLUL 4. BAZE TEORETICE

Capitolul cuprinde noțiunile teoretice privind transferul și stocarea căldurii în sol: caracteristicile termofizice ale solului, propagarea căldurii în sol, ecuațiile fundamentale ale transferului termic, precum și modelul sursei liniare.

Pe lângă noțiunile teoretice ale transferului termic în sol sunt prezentate și modelele de calcul pentru schimbătoarele de căldură cu solul, programele specializate de calcul și simulare, finalizând cu indicatorii de calitate ai schimbătoarele de căldură.

CAPITOLUL 5. DIMENSIONAREA SCHIMBĂTOARELOR GEOTERMICE

Conține studiile teoretice consacrate caracterizării funcționale și dimensionării unor modele inovative ale schimbătoarelor de căldură geotermice, propuse de autor, care fac obiectul Dosarului de invenție înregistrat la OSIM cu numărul A201600061/28.01.2016, respectiv geoschimbătoarelor modulare cu geometrie variabilă.

În capitol se prezintă modelele analitice de calcul atât pentru soluțiile uzuale cât și pentru cele propuse, calculul hidraulic, stocator/sursa geotermică, analiza comparativă a capacității de transfer a schimbătoarelor de căldură, lungimile de substituție și la final, un studiu asupra rezistențelor termice globale care evidențiază eficiența superioară a schimbătoarelor cu geometrie variabilă.

CAPITOLUL 6. SIMULĂRI NUMERICE

Capitolul prezintă comportamentul termodinamic al modelelor propuse, în cele două moduri de operare posibile – climatizare / încălzire, analizat prin simulare numerică în mediul de operare ANSYS în diferite ipoteze de solicitare și condiții de contur.

Pentru asigurarea condițiilor necesare cercetării experimentale a comportamentului diferitelor tipuri de schimbătoare de căldură geotermice, integrate în sisteme echipate cu pompe de căldură a fost conceput și realizat în Laboratorul Departamentului de Instalații, un stand experimental cu posibilități de testare în ambele moduri de lucru- climatizare/încălzire.

CAPITOLUL 7. STUDIU DE CAZ

Prezintă o analiză tehnico-economică comparativă pentru realizarea sursei reci (în trei variante constructive) integrată într-un sistem de valorificare a energiei geotermice echipat cu pompă de căldură.

CAPITOLUL 8. CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUȚII PERSONALE ȘI VALORIFICAREA REZULTATELOR.

Sunt prezentate concluziile finale privind efectul energetic al geoschimbătoarelor de căldură propuse, în urma cercetărilor efectuate, contribuția și modul de valorificare a rezultatelor.

ANEXE

ANEXA I. CALCULUL REZISTENȚELOR TERMICE SPECIFICE PENTRU GEOSCHIMBĂTOARELE VERTICALE.

ANEXA II. SPECTRE DE TEMPERATURĂ ȘI VITEZĂ

ANEXA III. VALORILE TEMPERATURILOR DE IEȘIRE DIN FIECARE SCHIMBĂTOR

1.7. CONCLUZII PARȚIALE

Îngrijorarea față de perspectiva iminentă de epuizare a resurselor energetice cu toate consecințele în evoluțiile socio-economice la nivel mondial, a generat apariția unor noi concepte precum ,,dezvoltare durabilă’’, ,,eficientizare energetică’’, menite să raționalizeze consumul de resurse primare.

Ținând seama de cerințele fundamentale ale directivelor în vigoare, strategiile și politicile energetice globale și regionale se stimulează perfecționarea și dezvoltarea tehnologică.

Obiectivele impuse în vederea valorificării surselor regenerabile de energie conduc în mod direct la creșterea performanțelor echipamentelor specifice și la realizarea unor sisteme eficiente de instalații pentru producerea de energie „curată” termică și electric.

În acest context cercetarea efectuată în cadrul tezei de doctorat își poate aduce aportul pentru schimbul de informații specifice la nivel național și nu numai.

CAPITOLUL 2

STADIUL ACTUAL AL CERCETĂRII ÎN DOMENIU

2.1 CERCETĂRII ÎN DOMENIU – STADIUL ACTUAL

Studierea pompelor de căldură, în Europa a început din 1970 în Elveția, testarea acestora demarând zece ani mai târziu în Suedia, printr-un program care își propunea să urmărească comportamentul și durata de viață a cestor sisteme.

În perioada 1992-2002, în centrul de testare din Winterthu-Toss se înregistrează o creștere a COP-ului (performanța pompei de căldură) cu 20-36% (WPZ, 2001).[13]

Între 1995-2005, conform studiilor efectuate la Institutul de Cercetare Tehnică din Suedia, a rezultat o îmbunătățire a performanțelor pompelor de căldură cu 13 până la 22% (SVEP, 2007).[15]

În 2009, în cadrul centrelor de cercetare de la Zurrich s-a analizat durata de funcționare a pompelor de căldură geotermice, studiul fiind realizat atât din punct de vedere teoretic dar și experimental, pe sisteme implementate în Elveția.

În 2011 se încearcă pentru prima dată la Universitatea din Ontario analiza termodinamică a unui sistem hibrid de pompă de căldură geotermică, studiul concluzionând că acest sistem prezintă performanțe superioare, față de sistemul clasic.

În 2012 cercetătorul german Ladislaur Rybach, a realizat o analiză succintă a sistemelor cu pompe de căldură geotermice, cu schimbătoare de căldură montate la mică adâncime, menționând că aceste sisteme prezintă una dintre cele mai rapide dezvoltării, aproximativ 20% pe an, datorită multitudinii de modalități de implementare a schimbătoarelor (bucle orizontale, verticale, piloți, puțuri verticale deschise sau închise, etc.), adaptate atât pentru suprafețe mari de teren dar și când terenul disponibil are suprafața redusă.[16]

Tot în acest an 2012, în cadrul Institutului Politehnic din Torino s-a realizat analiză a eficienței energetice sistemului geotermic, cuplat cu captatori verticali închiși; Universitatea din Padova se preocupă de studierea sistemelor de pompă de căldură implementate în zonele cu gradient geotermic ridicat – cu anomalii geotermice.; Spania studiază sistemele de pompe de căldură care produc simultan pe lângă încălzirea spațiului locuit și apă caldă menajeră.

În 2013 Departamentul de Inginerie Mecanică din cadrul Universității de Tehnologie din Nicosia Cipru, demarează un studiu privind proprietățile geotermice ale solului, prin studierea efectului lor direct asupra eficienței sistemului de pompă de căldură.

La Universitatea Perpignan Via Domitia, din Franța s-au desfășurat studii privind îmbunătățirea geoschimbătoarelor cu foraje verticale, controlând conductivitatea termică a bentonitei utilizate.

Tot în 2013 la Universitatea din Ontario s-a realizat o primă analiză comparativă între sistemele echipate cu pompe de căldură geotermice și alte sisteme utilizate pentru încălzirea spațiilor.

În 2014, o echipă de cercetători de la: Thermal Technology Center (TTC) , din Canada, Departament of Mechanical Engineering, Ecole de Technologie Superieure Montreal, Universite du Quebec, au studiat expansiunea directă a unui sistem echipat cu pompă de căldură geotermică funcționând în regim termic. Sistemul este de tip rezidențial , format din 3 puțuri montate la o adâncime de 30 de m. Studiul a fost realizat pe parcursul unei luni de primăvară, pompa realizând un COP între 2.70 și 3.44, capacitate de încălzire zilnică a avut o medie de 8 kW, pentru un debit volumic de 0,38 l/s.

În urma testelor a rezultat că o scădere a presiunii asociată cu o supraîncălzire duce la o distribuire a debitului defectuoasă în schimbătoarele (vaporizatoarele) geotermice, influențând direct performanța sistemului. Tot în cadrul acestui studiu s-a mai comparat sistemul geotermic cu un sistemul electric de încălzire, unde a rezultat că utilizarea pompei de căldură duce la o economie de energia electrică de aproximativ 70%.

Datele disponibile cu privire la piața europeană a pompei de căldură geotermală relevă o imagine interesantă, care arată existența piețelor stabilite, precum și dezvoltarea unora noi – așa cum este prezentat în figura 2.1 .[11]

Figura 2.1. Stadiul European al pompelor de căldură geotermice 2012-2014 .

(Sursa: EUobserver 2014 and 2015, CRES)

Figura 2.2. Numărul de unități de pompe de căldură geotermice vândute în Europa 2012-2014[11]

a) PC geotermică b) PC aeotermică

Figura 2.3. Diferența între pompa de căldură geotermică [11]

2.2 PREOCUPĂRI ȘI REALIZĂRI PE PLAN NAȚIONAL

În scopul de a crea o abordare unitară în ceea ce privește cadrul reglementar național al sistemelor cuplate cu pompe geotermice, s-a decis crearea unui nou Comitet Tehnic privind foraje geotermale și puțurile de apă. Pe data 24 martie 2016, AFNOR (asociație internațională de servicii, cu rolul de a standardiza, certifica, editare specializatǎ și instruire, în domeniul schimbătoarelor de căldură și a forajelor geotermale) a prezentat o propunere pentru crearea unui nou Comitet tehnic intitulat "Energia geotermică și schimbătoarele de căldură ".[11]

Propunerea institui acest nou comitet tehnic trebuie privită ca o contribuție la obiectivul general de reducere a emisiilor de gaze cu efect de seră (GES), la care numeroase state și în special statele membre ale UE s-au angajat.

Evoluția schimbătoarele de căldură și a forajelor geotermice sunt privite ca o contribuție la realizarea acestui obiectiv.

Comitetul are ca scop primar următoarele obiective:

să garanteze faptul că schimbătoarele de căldură sunt proiectate, executate și montate pe baza bunelor practici respectând și protejând calitatea mediului înconjurător.

să sprijine creșterea și dezvoltarea specificațiilor pentru toate părțile implicate în planificarea și funcționarea de-a lungul întregului lanț de valori.

Lucrările de standardizare pe această temă ajuta la înțelegerea problematici actuale, la îmbunătățirea performanței și încrederii în acest sector, promovând implementarea sistemelor geotermice.

Legislația UE privind sistemele echipate cu pompe de căldură, nu este pe deplin rezolvată încă, existând diferențe mari de la o țară la alta datorită mai multor factori specifici, precum: condițiile geologice, nivelul de dezvoltare, stimulente financiare oferite de diferite instituții de stat, etc, acesta fiind motivul principal pentru care legislația nu poate fi pe deplin armonizată.

La nivel național, în contextul Strategiei de valorificare a surselor regenerabile de energie, Instituțiile cu responsabilitate în domeniu acționează consecvent pentru armonizarea reglementărilor tehnice specifice, cu legislația promovată la nivel european.

Până nu demult, date referitoare la pompele de căldură pentru sistemele implementate în România erau aproape inexistente, justificând astfel absența României din statisticile europene.

Datorită eforturilor membrilor Societății Române Geoexchang, a putu fi realizată prima bază de date pentru pompele de căldură ce au ca sursă rece solul, permițând astfel analiza prezentată în figurile 2.4, 2.5,2.6 și 2.7. [11]

Figura 2.4. România – statistici privind sistemele de pompe de căldură geotermice [11] [14]

Figura 2. 5. Romania – Sisteme de pompe de căldură geotermice [14]

Figura 2.6. Romania – capacitatea totală instalată a PCG pentru încălzire, răcire și preparare de apă caldă menajeră [11] [14]

Figura 2.7. Romania – Numărul de unități raportate la mărimea sistemului [11]

De asemenea sunt susținute financiar programe naționale de implementare a pompelor de căldură geotermice (Casa Verde) și stimulată, cercetarea științifică pentru dezvoltare și inovare în domeniu, materializată în general prin elaborarea de teze de doctorat în cadrul Universităților Tehnice din București, Iași, Timișoara, Oradea.

Majoritatea studiilor au avut ca temă analiza sistemelor utilizând pompe de căldură geotermale echipate cu diferite tipuri de schimbătoare de căldură cu solul.

Dintre cele mai recente teze de doctorat elaborate în domeniu menționăm:

1. Cercetări privind performanțele energetice și de disponibilitate ale pompelor de căldură cu sursă subterană. – ing. Codruța Călina Bendea, Oradea 2010. [40]

Lucrarea abordează problemele performanței și disponibilității economice specifice sistemelor cu pmpe de căldură cu sursă geotermică, prezentând indicatorii globali, de fiabilitate ai sistemelor, metode de analiză și aplicabilitate a sistemelor, criteriile de evaluare a fezabilității soluțiilor de încălzire realizând un studiu de caz.

În teză sunt prezentate modelele matematice actuale utilizate pentru determinarea schimbului termic cu solul, procesele de simulare numerica aplicate.

Utilizând programul specializat EED, pentru transferul termic al schimbătoarelor subterane, dezvoltă două studii de caz, referitoare la două sisteme de referință, primul cu schimbătoare de căldură verticale și orizontale, iar al doilea doar cu schimbătoare verticale.

Prezintă modelul matematic de calcul al coeficienților de performanță pentru agregatul pompă de căldură și componentele structurale ale sistemului și programul de calcul a eficienței energetice, realizând o analiză comparativă a acestora.

Prin cercetări experimentale, analizează și validează modelele de simulare descrise anterior.

2. Soluții de utilizare a surselor regenerabile pentru reducerea consumului de energie în clădiri .- ing. Mihai Teodor Marin, București 2011. [29]

Pe baza studiilor efectuate asupra unor sisteme echipate cu pompe de căldură geotermice, pentru deservirea unor clădiri cu diferite funcțiuni (laborator, birouri), evidențiază influența regimului climatic interior și exterior asupra aportului termic și consumului de energie electrică al pompei de căldură, atât în regim de încălzire cât și în regim de răcire.

De asemenea subliniază rolul și influența automatizării sistemului asupra aportului de energie termică auxiliară.

Ca direcții de cercetare propune promovarea unor criterii adecvate pentru implementarea pompelor geotermice în clădiri.

3. Optimizarea instalațiilor termice din clădiri în scopul reducerii consumului energetic și a emisiilor de CO2, utilizând pompa de căldură cuplată la sol.- ing. Călin Sebarchevici, Timișoara 2013. [17]

În cadrul tezei se face o prezentare a principalelor modele matematice și programe de calcul, dezvoltate pentru analiza comportamentului termic al sondelor verticale utilizate ca schimbătoare de căldură sol- fluid caloportor, pentru determinarea temperaturilor agentului de lucru la intrarea și ieșirea din sondă, în funcție de dimensiunile geometrice și caracteristicile termofizice ale elementelor constitutive și ale solului.

Se propun soluții pentru optimizarea schemelor de alimentare cu agent termic a clădirilor cu necesar neuniform de energie pentru încălzire respectiv pentru răcire, sunt analizate posibilitățile tehnice de disipare a energiei termice excedentare, în cazul clădirilor cu sarcină de răcire dominantă și de compensare a deficitului, în situațiile în care necesarul pentru încălzire este mai mare.

Pentru analiza eficienței pompei de căldură cuplată la sol, comparativ cu alte surse de încălzire/răcire, au fost efectuate cercetări experimentale pe instalația funcțională a laboratorului de specialitate al facultății, având ca obiectiv principal analiza posibilităților de reducere a consumului de energie și implicit a emisiilor de CO2, prin reglarea cantitativă a debitului de agent termic injectat în instalație, prin variația turației pompei de circulație.

În scopul validării rezultatelor experimentale obținute pentru încălzirea/răcirea laboratorului, precum și pentru prepararea apei calde de consum, utilizând pompa de căldură cuplată la sol au fost utilizate programe specializate pentru dimensionarea și modelarea numerică a comportamentului termic al pompelor de căldură apă-sol-EED, respectiv al sistemelor complexe-cladire, instalatii, surse –TRNSYS.

4. Contribuții privind implementarea surselor neconvenționale în sistemele de alimentare cu energie a clădirilor și evaluarea performanțelor energetice -ing. Zeghici Răzvan-Mihai, București 2013. [66]

Elementul de noutate adus de teză îl reprezintă introducerea unui sistem de stocare a energiei termice în acvifer – ATES.

În lucrare sunt detaliate procesele termo-hidraulice caracteristice sistemelor de acumulare a energiei termice în acvifere (ATES) și modelarea matematică a proceselor de transfer de masă și căldură în medii poroase și se prezintă rezultatele simulării numerice și ale cercetărilor experimentale obținute pentru sistemele ATES de suprafață.

În scopul valorificării surselor regenerabile de energie efectuează un studiu comparativ al sistemelor centralizate de alimentare cu căldură prin termoficare, pe baza situației actuale din Municipiul București, cu două soluții alternative utilizând forme de energie regenerabilă.

Studiază structura higro-geologică a acviferului geotermal din Municipiul București.

5. Cercetări privind optimizarea pompelor de căldură care au solul drept sursă termică- ing. Galina Prică, București 2015. [7]

Tema tezei de doctorat este particularizată pentru spații/clădiri publice de mari dimensiuni, având ca obiectiv optimizarea instalatiilor de încălzire/răcire aferente acestora, prin valorificarea căldurii preluate din mediul natural cu pompe de caldură și asigurarea confortului termic și sanitar interior, cu eficiența funcțională și energetică superioară.

În cadrul lucrării subliniază importanța testului privind răspunsul termic al formațiunilor geologice în care urmează a fi amplasate sondele verticale, pentru dimensionarea corectă a schimbătoarelor de căldură, prezintă principiile care stau la baza procedeului,aparatura utilizata si programele de calcul specializate,pentru prelucrarea rezultatelor, respectiv pentru simularea proceselor de transfer si stocare a caldurii,cu determinarea evolutiei in timp a temperaturii solului.

Comparativ sunt prezentate rezultate ale testelor și simulărilor efectuate cu programul Earth Energy Designer (EED), pe amplasamente situate în diferite zone geografice și pentru diferite sarcini de vârf de încălzire/răcire.

Pentru realizarea sistemelor echipate cu pompe geotermice se analizează posibilitatea unor rezolvări alternative pentru principalele subsisteme: sursă, rețele de transport, generator, în scopul identificării unor eventuale optimizări energetice și economice .

Contributia principală a tezei, constă în realizarea bazei de date referitoare la performanța unor astfel de sisteme,obținută prin monitorizarea comportamentului dinamic al instalațiilor aferente unui obiectiv de mare capacitate- Showroom-ul Vitan -București, în diferite ipoteze de funcționare, pe parcursul a peste doi ani de exploatare, precum și prin simulare numerică.

2.3. CONCLUZII PARȚIALE

Strategie națională privind implementarea energiei geotermale în România este debea la început, deoarece necesită și susținere financiară prin programe dedicate ca de exemplu „Casa Verde”.

Susținerea cercetării științifice pentru eficentizarea și dezvoltarea soluțiilor, se confirmă și prin numărul cercetărilor efectuate în special în mediul universitar. Majoritatea studiilor având ca temă analiza sistemelor utilizând pompe de căldură geotermale echipate cu diferite tipuri de schimbătoare de căldură cu solul.

CAPITOLUL 3

POMPA DE CĂLDURĂ

3.1 POMPA DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE MECANICĂ DE VAPORI

3.1.1 Principiul de funcționare

Pompa de căldură reprezintă un agregat frigorific, care parcurge un ciclu termo-dinamic Carnot inversat, cu aport exterior de energie, din care rezultă efectul termic.

Sistemul unei Pompe de căldură este conceput să preia căldura de la o sursă termică cu potențial coborât, la o anumită temperatură și cu ajutorul unei energii de acționare, ridică potențialul termic la o temperatură superioară.

Prin efectul realizat, similar pompelor hidraulice, a fost adoptată denumirea de pompă termică. Se integrează ca sistem în instalațiile de încălzire/climatizare.

Fig. 3.1 Schema de principiu a pompei de căldură

Ansamblul pompei de căldură presupune patru componente principale:

Compresor

Condensator

Vaporizator

Ventil de expansiune

Pompa de căldură preia căldura cedată de o sursă de căldură, cu potențial termic scăzut, prin intermediul vaporizatorului, și o transmite către consumator prin intermediul condensatorului (Fig. 3.1), consumând din exterior o anumită cantitate de energie.

Energia consumată este în mod semnificativ mai redusă decât cea reprezentată de căldura transferată între cele două medii.

3.1.2. Clasificarea pompelor de căldură

Pompele de căldură se clasifică după următoarele criterii:

În funcție de procesul termodinamic de realizare a ciclului sunt pompe de căldură cu:

comprimare mecanică de vapori;

comprimare mecanică de gaze;

absorbție;

ejecție de abur;

termoelectrice;

În funcție de puterea instalată:

instalații mici – destinate prepararării apei calde având puteri de până la 1 kW;

instalații medi – utilizate pe toată durata anului, atât pentru producerea căldurii cât si pentru producerea climatizării în locuințe și birouri, având o putere termică ce poaate atinge 100 kW.

instalații mari – cuplate în general cu instalații frigorifice pentru spațiile de depozitare sau patinoare artificiale, cu puteri termice ce depășesc 1.000 kW;

instalații foarte mari – la care puterile instalate ating mii de kW, este cazul instalațiilor de vaporizare și distilare a soluții din industria producătoare de medicamente.

Domeniile de utilizare:

pentru alimentarea termică a spațiilor de locuit, clădiri de birouri, hale.

combinate atât pentru producerea frigului cât și a căldurii .

destinate recuperării căldurii disponibile în surse energetice secundare sau cu potențial termic redus – se pot integra cu ușurință în numeroase instalații tehnologice cu caracter termic (uscătorii, spălătorii etc.);

Natura surselor de căldură:

aer-aer – sursa de căldură o reprezintă aerul atmosferic și folosesc tot aer ca agent purtător de căldură în clădire. Aceste sisteme permit inversarea ciclului foarte ușor.

apă-aer – sursa de căldură sunt apele de suprafață sau de adâncime, apele uzate din circuitele de răcire industriale, agentul caloportor fiind aerul;

aer-apă -sursa de căldură este aerul atmosferic, iar agentul termic în clădire este apa;

apă-apă – folosesc drept sursă de căldură apele de adâncime sau de suprafață iar ca agent caloportor apa;

sol-aer sau sol-apă – sursa o reprezintă pământul, folosesc soluții de antigel care preia căldura de la sursa de căldură, iar purtător de căldură este aerul sau apa;

soare-aer sau soare-apă –sursa de căldură este dată de energia termică primită prin radiație de la soare, iar ca purtător de căldură, aerul sau apa;

3.1.3.Caracteristicile funcționale ale pompei de căldură

Sursa de căldură poate fi:

aerul (aerul din mediul exterior, aerul cald rezultat în urma proceselor de ventilare sau răcire, gaze calde rezultate din procesele industriale);

apa (de suprafață, subterană sau apa caldă menajeră, recirculată la turnuri de răcire, tehnologică);

solul (cu avantajul păstrării constante a temperaturii de la adâncimea de peste 4 m).

Consumatorul

În funcție de tipul consumatorului și de modalitatea de utilizare a energiei se determină cantitatea de căldură necesară a fi preluată de la sursă de către pompa de căldură pentru:

încălzirea spațiilor de locuit, asociată unor sisteme de temperatură scăzută: radiație (panouri, pardoseală), convectiv cu circulația forțată a aerului (ventiloconvectoare);

încălzirea apei pentru consum menajer /tehnologic, piscine;

realizarea unor procese tehnologice.

Pentru a crește eficiența sistemului echipat cu pompă de căldură se recomandă un consumator pentru care atât producerea căldurii cât și a frigului se asigură cu același sistem respectiv încălzirea în sezonul rece, și climatizarea, în sezonul cald.

Energia de acționare

Pompele de căldură pot utiliza următoarele forme de energie pentru acționarea compresorului:

electrică;

mecanică;

termică;

Ciclul termodinamic al unei pompe de căldură

Pompele de căldură cu compresie mecanică de vapori funcționează după ciclul Carnot inversat.

Pompa de căldură absoarbe cantitatea de căldură q0 de la sursa rece, consumă lucrul mecanic și cedează sursei calde cantitatea de căldură qc parcurgând următoarele procese:

Fig.3.2. Reprezentarea ciclului Carnot inversat: a) diagrama T-s, b) diagram p-v

1-2 comprimare adiabatică reversibilă.

2-3 condensare izobar-izotermică.

3-4 destindere adiabatică reversibilă in ventilul de laminare,

4-1 vaporizare izobar-izotermică.

Evoluția procesului și fazele funcționale sunt reprezentate în diagramele T-s, și p-v, (fig.3.2).

Eficiența maximă a ciclului Carnot ideal, al pompei de căldură, scade la creșterea temperaturii de condensare și la reducerea temperaturii de vaporizare. Creșterea eficienței termice poate fi obținută prin aplicarea subrăcirii regenerative.

Ciclul teoretic al pompei de căldură cu vapori

Transpunerea ciclului Carnot ideal corespunzător proceselor termodinamice care au loc în pompele termice cu compresie de vapori este reprezentată în continuare:

Fig. 3.3. Schema și ciclul teoretic de funcționare a pompei de căldură cu vapori, diagrama T-s și lg p-h. [9*]

12: comprimare izentropică

2-2’: răcire izobară

2’3’: condensare izobar – izotermică;

3’4: laminare izentalpică,

3-4 lichid subrăcit

41: vaporizare izobar-izotermică

Rezultă următoarele relații de calcul și semnificații grafice ale schimburilor energetice ale agentului de lucru:

sarcina termică specifică la vaporizare a agentului de lucru:

(3.1)

puterea termică specifică la condensare:

(3.2)

lucrul mecanic specific de comprimare:

= (3.5)

eficiența termică teoretică a ciclului :

(3.6)

Abaterea ciclului teoretic cu ciclul Carnot este determinată de ireversibilitatea procesului de laminare și de depășirea temperaturii de condensare în procesul de comprimare care reprezintă cauza transferului ireversibil de căldură la diferență finită scăzătoare de temperatură între agent și mediul încălzit de temperatură Ti, în procesul de răcire 2-2’.

Din aceste motive, se constată că , raportul:

(3.7)

reprezintă, în aceste condiții, gradul de reversibilitate al ciclului teoretic în raport cu cel ideal de referință, delimitat de T0 și Tc, denumit și randament termodinamic (η).

Ciclul termodinamic al pompei de căldură cu subrăcire

Pompa de căldură cu comprimare mecanică de vapori funcționează după ciclul Carnot inversat, din domeniul vaporilor umezi, dar situat deasupra temperaturii mediului ambiant.

Creșterea eficienței termice a pompelor de căldură poate fi obținută prin aplicarea subrăcirii regenerative.Pentru reducerea pierderii cauzate de faptul că laminarea este ireversibilă, se recurge la introducerea unui subrăcitor, cu rol de reducere a temperaturii agentului.

Evoluția procesului și fazele funcționale sunt reprezentate în diagrama T-s și lgp-i, Fig. (3.4).

Fig. 3.4. Schema și ciclul teoretic de funcționare a pompei de căldură cu subrăcire [17]

Rezultă următoarele relații de calcul și semnificații grafice ale schimburilor energetice ale agentului de lucru:

puterea frigorifică specifică la vaporizare a agentului termic:

(3.8)

sarcina termică specifică la condensare:

(3.9)

sarcina termică specifică la subrăcire:

(3.10)

sarcina termică specifică a agentului.

(3.11)

lucrul mecanic specific de comprimare:

(3.12)

puterea termică a pompei de căldură:

(3.13)

în care m este debitul masic de agent de lucru.

puterea teoretică consumată de compresor:

(3.14)

eficiența termică teoretică εPC (coeficientul de performanță COP) a pompei de căldură cu ciclul analizat, se exprimă prin raportul:

(3.15)

La pompele de căldură gradul de subrăcire Tsr=TcTsr poate fi adâncit până la atingerea de către agentul de lucru lichid a temperaturii mediului ambiant, ceea ce determină reducerea substanțială a pierderii cauzate de ireversibilitatea procesului de laminare. [17]

Ciclul real al pompelor de căldură cu vapori

Particularitatea pompelor termice constă în sensibilitatea redusă față de pierderile ireversibile, în comparație cu celelalte sisteme frigorifice.

Datorită acestui fapt, procesele funcționale reale ale pompei de căldură cu compresie mecanică de vapori prezintă abateri în raport cu cele teoretice.

Principalele abateri care trebuie luate în considerare la stabilirea eficienței ciclului real sunt:

caracterul ireversibil al procesului din compresor, datorat frecărilor mecanice și schimbului de căldură cu pereții.

schimburile ireversibile de căldură din condensator și vaporizator care se produc cu diferența finită de temperatură.

pierderile de căldură ale fluidelor de lucru către mediul ambiant și pierderile de energie prin procese de circulație a acestora prin instalație.

Toate aceste fenomene determină o creștere a lucrului mecanic specific consumat, ceea ce conduce la o eficiență globală mai redusă comparativ cu ciclul teoretic referențial, reprezentând cca. 40-60% din valoarea acestuia.

3.1.4. Regimul de funcționare a pompelor de căldură

Alegerea sistemului de funcționare pentru o pompă de căldură este condiționată de sistemul de distribuție a energiei termice din clădirea deservită. Pentru o clădire unde este necesară o temperatură pe conducta de tur mai mare decât temperatura maximă asigurată de pompa de căldură (55oC), energia furnizată de aceasta va fi completată de la o sursă de căldură clasică.

În cazul clădirilor bine izolate termic, sistemul pompei de căldură poate asigura singur necesarul de energie termică.

Din punct de vedere tehnic se pot evidenția următoarele regimuri de funcționare pentru pompele de căldură:

monovalent- când sistemul pompei de căldură asigură singur necesarul de energie termică.

bivalent- caz în care pe lângă sistemul pompei de căldură se utilizează o sursă de compensare de tip clasic.

Cazul bivalent poate fi la rândul său: bivalent paralel- atunci când pompa de căldură funcționează simultan cu sursa de căldură clasică sau bivalent alternativ, când sursa clasică intră în funcțiune doar în anumite perioade.

monoenergetic – când și sursa clasică, dar și pompa de căldura utilizează același formă de energie primară (energie electrică).

Fig.3.5. Pompă de căldură în regim de încălzire bivalent [20]

În cazul țării noastre, pentru clădirile existente se recomandă regimul bivalent, în care sursa de căldură clasică, poate acoperi sarcinile de vârf din perioadele de iarnă cu temperaturi foarte scăzute, când sunt necesare pe conducta de tur de temperaturi peste 55 oC.

În cazul clădirilor performante higrotermic se recomandă regimul monovalent, care permite întreruperea alimentării cu energie electrică fără a afecta confortul termic, având în vedere capacitatea sporită de acumulare a căldurii în elementele de construcție.

3.1.5. Indicatori de performanță

Performanțele pompei de căldură și ale întregului sistem pot fi evaluate pe baza indicatorilor de performanță energetici și economici.

3.1.5.1. Indicatori energetici

Coeficientul de performanță.

Funcționarea pompei de căldură se caracterizată prin coeficientul de performanță (COP) sau eficiența termică (εPC), definit ca raportul între puterea termică utilă produsă Eu =Et și puterea de acționare a pompei de căldură, EA= Eel:

(3.16)

Pentru o pompă de căldură reversibilă, funcționând în regimul de încălzire se caracterizează prin coeficientul de performanță COP, se exprimă sub forma:

(3.17)

unde: QPC este puterea termică a pompei de căldură, în W;

Pe – puterea electrică consumată de compresor, în W.

Pentru funcționarea în regim de răcire eficiența energetică exprimată, în Btu/(hW), se definește prin raportul:

(3.18)

unde: EER- eficiența energetică în regim de răcire

Q0 este puterea termică de răcire a pompei de căldură, în Btu/h;

Pe – puterea de acționare a pompei de căldură în W.

Ținând seama de factorii de transformare a unităților de măsură, coeficientul de performanță pentru regimul de răcire devine :

(3.19)

unde: 3,412 este factorul de transformare a Watt-ului în Btu/h.

Pompele de căldură având ca sursă apa freatică au un COP în regim de încălzire între 3,0 și 4,0 și un eficiența energetică în regim de răcire între 11,0 și 17,0. În cazul pompelor de căldură cuplate la sol COP-ul și eficiența energetică în regim de răcire, variază în domeniul 2,5-4,0 și respectiv 10,5-20,0.[18]

Pentru determinarea eficienței reale a unei pompe de căldură cu comprimare mecanică acționată electric se poate utiliza relația.[19]

(3.20)

în care se ține seama de randamentele specifice după cum urmează:

randamentul ciclului real

(3.21)

randamentul intern și randamentul mecanic al compresorului

(3.22)

(3.23)

randamentul global al motorului electric

(3.24)

Consumul specific de energie electrică.

Alt indicator energetic este reprezentat de consumul specific de energie electrică wPC, în kW/GJ [20]:

(3.25)

Cota de participare a pompei de căldură la acoperirea necesarului de vârf (PC=QPC/Qmax) poate fi optimizată din punct de vedere enegetic și economic, în funcție de temperatura sursei și de graficul de reglare utilizat.

Coeficientul de performanță sezonier

Se exprimă ca raportul între sarcina termică sezonieră și energia furnizată de pompa de căldură corespunzător puterii nominale și numărului echivalent de ore de funcționare în plină sarcină (Hech)

(3.26)

Valoarea recomandată pentru acest indicator, de reglementările europene este minim 2,5.

Energia regenerabilă furnizată de pompa de căldură

Se calculează în funcție de coeficientul de performanță sezonier cu relația:

(3.27)

și exprimă cantitatea de căldură extrasă de pompa geotermică din sol.

Pentru a putea compara corect performanțele unor pompe de căldură de tipuri diferite, trebuie uniformizată energia de acționare. În acest sens, se raportează puterea termică utilă livrată anual Qu,an la consumul anual de combustibil echivalent Bce,an, necesar producerii puterii de acționare, obținându-se gradul de utilizare al combustibilului an, în kW/kg [20]:

(3.28)

Economia de combustibil este dependentă de tipul pompei de căldură, conform tabelului:

Tabelul 3.1. Analiza energetică a producerii căldurii [17]

Limita de rentabilitate și capabilitate.

Având în vedere că pompa de căldură are o eficiență teoretică supraunitară, pentru aprecierea modului în care este valorificată energia primară consumată se folosește indicatorul sintetic s [17]:

(3.29)

unde: (3.30)

în care: g – randamentul global;

p, t – randamentele de producere și de transport a energiei electrice;

el – randamentul motorului electric.

Pentru a se justifica utilizarea pompei de căldură, indicatorul sintetic trebuie să satisfacă condiția: s>1. De asemenea, numai dacă eficiența reală εPC,r>2,78 poate fi luat în considerare procedeul utilizării pompei de căldură.

3.1.5.2. Indicatori economici

Durata de recuperare a investiției

Utilizarea sistemelor echipate cu pompa de căldură presupune o economie de combustibil și implicit a cheltuielilor de exploatare (C) comparativ cu sistemul clasic cu centrală termică, dar sistemul cu pompe de căldură presupune o investiție suplimentară IPC față de instalația clasică ICT, pentru producerea aceleiași cantități de căldură.

Pentru determinarea timpul de recuperare a investiției (TR), sporul de investiție, I=IPCICT, se raportează la economia realizată prin reducerea consumului de combustibil, C=CCTCPC , rezultă:

(3.31)

care trebuie să fie mai mică decât durata de recuperare normată(TRn).

Pentru TRn egal cu 8-10 ani este mai mult decât acceptabil, dar această limită depinde de politica energetică a țării și de cerințele ecologice.

Raportându-ne la evoluția în timp a condițiilor economice, timpul de recuperare a investiției se calculează în raport cu, cheltuielile totale actualizate (CTA):

(3.32)

unde:

I0 reprezintă costul inițial de investiție, la data punerii în funcțiune a instalației;

C – cheltuielile anuale de exploatare a instalației;

0 – rata medie a inflației;

– numărul anilor pentru care se efectuează actualizarea, de regulă durata de viață normată.

Se demonstrează egalitatea: (3.33)

și rezultă rata de actualizare: (3.34)

unde CTA ia forma: (3.35)

3.1.6. Surse de căldură

Sursele termice folosite uzual în sistemele echipate cu pompe de căldură sunt:

Sursele naturale, utilizate direct sau indirect din mediul natural – aerul, apa, solul, a căror temperatură variază în raport cu condițiile climatice specifice amplasamentului, folosite direct sau în soluții hibride prin încălzirea acestora în captatoare solare.

Surse de căldură deșeu- provenite din procese tehnologice, în stare lichidă sau gazoasă având regimuri variate de temperaturi.

Din punct de vedere conceptual există o mare varietate de sisteme care folosesc ca sursă de căldură apa freatică, apa de suprafață sau solul.

Gruparea acestor sisteme a fost realizată de către ASHRAE [21] -conform figurii 3.6:

pompe de căldură de tip apă-apă folosind apă freatică (PCAF);

pompe de căldură de tip apă-apă folosind apă de suprafață (PCAS);

pompe de căldură de tip sol-apă cuplate la sol (PCCS).

b) c)

Fig. 3.6. Schema de racordare la surse a pompelor de căldură

Sistemul PCAF prezintă avantajele unui sistem cu un cost de investiție redus și suprafață necesară de instalare mică comparativ cu celelalte sisteme de pompă de căldură.ASHRAE [22]

Principalul dezavantaj îl reprezintă disponibilitatea limitată a apei din pânza freatică și costul de întreținere a sistemului destul de ridicat datorită fenomenelor posibile de coroziune a aparatelor și conductelor, ca urmare a vehiculării directe a apei preluate din mediul natural.

Sistemul PCAS presupune extragerea/ cedarea căldurii din sursa de suprafață (lac iaz, rezervoare) prin intermediul conductelor de polietilenă de înaltă densitate, montate la o adâncime corespunzătoare în care circulă agentul de lucru.

Dezavantajul acestui sistem îl reprezintă dependența de temperaturile mediul înconjurător.

Sistemul PCCS sau sistemul cu pompe de căldură geotermice este eficient în instalațiile de încălzire de joasă temperatură, de tipul panouri radiante de pardoseală, perete sau tavan. Aceste sisteme au potențialul de a reduce energia necesară pentru încălzire cu 20-40% și energia de răcire cu 30 – 40%. [23]

3.1.6.1. Descrierea sistemului PCAF (fig. 3.6.a)

Apa freatică are o temperatură aproximativ egală (sau mai mare cu cca 1-2 C) cu temperatura medie anuală a aerului exterior. Temperatura ei este foarte uniformă și constituie, de aceea, o bună sursă de căldură chiar și în timpul iernii. În afară de apa freatică pentru acest sistem sunt de menționat și apele geotermale cu potențial termic scăzut.

Sistemul PCAF presupune extragerea apei subterane dintr-un puț și o furnizează unei pompe de căldură pentru a servi ca sursă de căldură. Componentele specifice ale sistemului includ: puțul de extracție și de injecție, pompa sondei și schimbătorul de căldură.

Pentru extragerea apei din puțuri se utilizează, în general pompele submersibile, însă pentru reducerea costurilor de exploatare se pot utiliza și pompe amplasate suprateran, adaptând corespunzător instalația.

Pentru echilibrarea nivelului hidrodinamic în stratul acvifer se utilizează un sistem de colectare a apei răcite în evaporator și returnarea ei în pânza freatică printr-un puț (de injecție).

Distanța dintre puțurile de injecție și cele de extracție, trebuie să fie peste 5 m pentru a se evita interconectarea lor prin pânza freatică. Totodată, puțul de injecție a apei se execută în aval de puțul de extracție respectând direcția de curgere a apei.

Un alt dezavantaj al acestui sistem îl reprezintă micșorarea în timp a debitelor captate, prin înnisiparea filtrelor.

Utilizarea apei freatice ca sursă de căldură în cazul sistemelor de încălzire sau pentru preparare a apei calde menajere, impune realizarea unor instalații de tip bivalent, în care pe lângă pompa de căldură se prevede și o sursă clasică pentru asigurarea energiei termice necesare consumatorului.

Din necesitatea menținerii eficienței pompei de căldură în limite acceptabile, într-un astfel de sistem se recomandă pentru temperatura agentului secundar la condensator valori mai coborâte, de 40-45 oC, ceea ce conduce în mod firesc la adoptarea unui sistem de încălzire adecvat temperaturilor joase.

În cadrul instalațiilor de climatizare cu pompă de căldură cele mai mici costuri le au sistemele, care folosesc ca sursă de căldură, apa freatică în circuit deschis.

În cazul în care se utilizează ca sursă de căldură apa geotermală, datorită caracteristicilor chimice, se recomandă separarea circuitelor prin intermediul unor schimbătoare de căldură intermediare, pentru protecția pompei de căldură.

În scopul menținerii în timp a capacității sursei geotermale și al neafectării echilibrului ecologic, după răcire în vaporizatorul pompei de căldură, apa geotermală trebuie restituită într-o sondă de injecție.

3.1.6.2. Descrierea sistemului PCAS (3.6.b)

Densitatea maximă a apei se înregistrează la 4 C și nu la punctul de îngheț de 0 C. Acest fenomen în combinație cu modurile normale de transfer al căldurii prin apele de suprafață produce un profil de temperatură avantajos funcționării eficiente a unei pompei de căldură. În multe cazuri apa din lacuri poate fi cea mai bună sursă de căldură pentru răcirea clădirilor.

Într-un sistem în circuit închis, o pompă de căldură apă-aer este legată la o serpentină imersată. Căldura este schimbată cu lacul prin agentul de lucru care circulă în interiorul serpentinei, iar pompa de căldură transferă căldura cu ajutorul aerului în încăpere.

Într-un sistem în circuit deschis, apa este pompată din lac printr-un schimbător de căldură și returnată în lac la o anumită distanță de punctul în care a fost captată. Pompa de circulație poate fi amplasată fie deasupra nivelului apei din lac, fie imersată în apa lacului. La funcționarea pompei de căldură în regim de încălzire acest tip este restricționat în climatul călduros. Temperatura apei la intrarea în lac trebuie să rămână aproape de 5,5 C pentru prevenirea înghețului.

Stratificarea termică a apei păstrează adesea cantități mari de apă rece nedisturbată aproape de fundul marilor lacuri. Această apă este suficient de rece pentru răcirea adecvată a clădirilor doar prin simpla sa circulație prin schimbătoare de căldură, nefiind necesară pompă de căldură, iar energia utilizată este substanțial redusă. În lacurile reci trebuie de asemenea să fie utilizate serpentinele în circuit închis. Încălzirea poate fi furnizată de o sursă separată sau cu pompe de căldură în regim de încălzire. Prerăcirea sau răcirea totală suplimentară sunt de asemenea posibile când temperatura apei este între 10 și 15 C.

În funcție de tipul aplicației realizate, temperaturile la sursa caldă (condensatorul pompei de căldură) se pot eșalona în intervalul 30-50 C, astfel:

pentru sistemele de încălzire prin pardoseală: 35-40 C;

pentru sistemele de încălzire centrală cu radiatoare, în perioadele de tranziție: 45-50C;

pentru sistemele de încălzire cu aer cald: 35 C;

pentru sistemul de încălzire a apei într-un bazin de înot: 25-30 C.

Avantajele sistemelor PCAS în circuit închis sunt: costurile relativ scăzute de investiție și de exploatare. Ca dezavantaje sunt: posibilitatea deteriorării serpentinelor în lacurile publice, variația mare a temperaturii apei cu condițiile de mediu exterior.

3.1.6.3 Descrierea sistemului PCCS (fig. 3.6.c)

PCCS folosesc capacitatea termică a solului pentru încălzirea /răcirea spațiilor, respectiv pentru prepararea apei calde menajere. Tehnologia PCCS oferă o eficiență energetică superioară pentru sistemele de climatizare. În comparație cu sistemele tradiționale beneficiază de fluctuații mai reduse de temperatură ale sursei de căldură decât în cazul sursei aer.

Solul prezintă capacitatea de înmagazinare sezonieră a căldurii provenită de la Soare, ducând astfel la obținerea unei temperaturi relativ constante pentru această sursă de căldură și la atingerea unor coeficienți sezonieri de performanță majorați.

Contribuția fluxului de căldură orientat de la interiorul către exteriorul solului fiind neglijabilă, rezultă că energia extrasă din sol este exclusiv solară.

Câmpul de temperatură din sol, determinat de perturbațiile periodice de la suprafața terenului este nestaționar până la adâncimea de circa 10m, de la care se poate considera un regim geostaționar cu valori aproximativ egale cu temperatura medie anuală.

3.2. TIPURI DE SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU SOLUL

Captarea căldurii din sol se poate realiza prin intermediul unor schimbătoare de căldură denumite și colectoare, constând din tuburi în bucle închise prin care un fluidul de lucru (soluții de NaCl, diferite soluții de glicoli), care dimensionate corespunzător pot recupera energia înmagazinată în sol la o temperatură compatibilă cu un sistem de încălzire, adecvat – încălzire prin radiație de joasă temperatură – de pardoseală, pereți sau tavane radiante, ori prin convecție – radiație, cu ventiloconvectoare.

Transferul termic la nivelul solului realizează prin intermediul schimbătoarelor de căldură geotermice, care pot fi :

de suprafață – de tip orizontal

Reprezintă soluția tradițională care necesită, în funcție de condițiile climatice, suprafațe de teren cuprinse între 80% și 150% din suprafața ce urmează să fie încălzită (între 80% și 120% pentru o clădire nouă și aproximativ 150% în cazul clădirilor supuse renovării).

de adâncime – de tip vertical

În cazul în care suprafața de teren necesară amplasării schimbătoarelor de căldură cu solul este insuficientă, inexistentă sau necorespunzătoare (cu o pantă foarte abruptă, de exemplu), preluarea căldurii din sol se poate realiza pe verticală, prin intermediul unor sonde geotermale care au posibilitatea de a capta energia în profunzimea solului de la adâncimi cuprnse între 50 și 100 de metri.

3.2.1.Particularități constructive și funcționale ale schimbătoarelor de suprafață

3.2.1.1.Schimbătoare orizontale plane cu bucle închise în serie sau în paralel

Realizate în general din conducte de polietilenă de înaltă densitate, montate la o adâncime de 1,2-2 m. În funcție de cerințe, conductele sunt dispuse la distanțe de 0,5-0,8 m, până la 1,2-1,5m în funcție de diametrul țevilor, similar sistemului de încălzire prin pardoseala. În aceste condiții, extracția de căldură se situează între 15 și 30 W/m². [11*]

Fig. 3.8. Schimbătoare orizontale plane conectate în serie sau în paralel [12*] [28]

Modalitatea principală de regenerare a sursei geotermice, pentru toate sistemele echipate cu schimbătoare de căldură îngropate orizontal, se realizează prin intermediul radiației solare. Tocmai de aceea suprafața de teren de deasupra colectorului orizontal, utilizat pentru captarea căldurii solului, nu trebuie izolată. [26]

Avantaj: investiții reduse, instalare facilă, performanță sezonieră bună.

Dezavantaj: Necesită o suprafață de teren cu minim 50% mai mare decât suprafața construită ce urmează a fi încălzită, nu se poate circula cu autovehicule deasupra serpentinei.

3.2.1.2. Schimbătoare orizontale spirală – colectoare Künette

Reprezintă o variantă de amenajare a colectoarelor orizontale, la care suprafața necesară de teren este redusă datorită configurației spiralate și amplasării la o adâncime de 1,5 până la 3m, ceea ce permite valorificarea optimă a masivului de pământ.

Sunt realizate din conducte de polietilenă, dispuse spiral în șanțuri cu lățimea de aproximat 0,80m și lungimea buclelor 20-25m minim, cu distanța dintre șanțuri de 0,6- 2m.

Fig. 3.9.Schimbătoare orizontale spirală – colectoare Künette

Capetele spiralelor sunt duse într-un cămin și legate în paralel prin intermediul unui ansamblu distribuitor-colector, iar apoi pe conductele principale, agentul de lucru este dus la pompa de căldură.

Pentru a economisi suprafața necesară de teren au fost dezvoltate mai multe tipuri de organiare, astfel, mai multe tuburi (două, patru sau șase) se amplasează în același tranșeu sau suprapus reducând suprafeța necesară de sol.

Fig. 3.10. Schimbătoare orizontale spirală în tranșee

3.2.1.3. Schimbătoare de căldură compacte tip coș

Se realizează cu un design special pentru colectoarele de mică și medie adâncime (4-5m) reprezentând o alternativă economică și eficientă din punct de vedere energetic. Recomandate în cazul clădirilor de dimensiuni reduse, pentru pompe de căldură cu o capacitate de până la 30 kW.

Sistemul se poate realiza din conducte PE-Xa cu diametru exterior al tevii de 32 mm, înfășurate tronconic cu diametrul maxim de până la 2,5m.

Înălțimea geoschimbătorului se încadrează între 2 și 2.7m. Forma compactă duce la o reducere a spațiului necesar cu până la 60% , comparativ cu un colector orizontal.

Fig. 3.11.Schimbătoare de căldură compacte tip coș [11*]

3.2.2.Particularități constructive și funcționale ale schimbătoarelor de adâncime

Schimbătoare verticale – sonde geotermale tip U

Fig. 3.12.Schimbătoare verticale – sonde geotermale tip U [13*]

Colectoarele de adâncime sau verticale pot fi sub formă de tuburi concentrice sau în formă de U, având lungimea de până la 250 de metri .

Sunt realizate cu țevi din polipropilenă (PP) în buclă închisă, concepute pentru valori limitate ale presiunii, corespunzătoare unei adâncimi de până la 100-110 m, sau cu țevi din polietilenă reticulară (PE-XA) utilizate în general pentru răcire care impune valori mai mari ale presiunii și adâncimii de montaj. Distanța de montare între sonde/ foraje este de cel puțin 7-10 m una față de cealaltă pentru evitarea interferenței termice.

Forajele pot fi echipate:

cu un singur sistem tip U,

cu două bucle tip U

cu coloane coaxiale

Adâncimea puțurilor forate depinde de structura geologică a solului și de necesarul de căldură al clădirii.

Numărul sondelor este determinat de proprietățile termice ale clădirilor (pierderile de energie termică, gradul de izolare, și necesarul energetic), precum și de structura și caracteristicile solului.

Conform studiilor din domeniu, o sondă poate furniza energie termică într-o cantitate de 20 W/m până la 80 W/m, care în situații nefavorabile se poate diminua de până la patru ori. [14*]

Avantaj: este considerat cel mai eficient sistem, datorită amprentei la sol de ordinul centimetrilor pătrați.

2. Schimbătoare de căldură cuplate cu elemente de construcții- fundații, sau piloți geotermici

Un caz special de sisteme verticale este schimbătorul de căldură cuplat cu structuri de fundație așa denumiții "pilonii de energetici". Funcția primară din punct de vedere constructiv este să transfere sarcina clădirii la sol. Secundar pilotul este utilizat ca mediu de transfer si acumulare a energiei. (Fig. 3.13.).

Fig. 3.13.Schimbător de căldură tip Pilot [27]

Dimensional se poate realiza o varietate foarte mare de tipuri și diametre de piloți variind între 40 cm pană la 1 m diametru. În mod curent piloții sunt echipați cu mai multe bucle închise realizate cu conducte având dimensiuni de 20 x 2.0mm, sau 25 x 2.3mm. Buclele sunt conectate la un colector care este plasat în afara sau în interiorul clădirii cu măsuri adecvate de izolare termică.[11*]

Lungimea și diametrul buclelor depinde de puterea necesară ce trebuie să fie acoperită. Acest sistem poate lucra alternativ atât pentru încălzire cât și pentru răcire.[11*]

Avantaj: spre deosebire de alte sisteme, piloții energetici pot fi folosiți ca bază de încărcare a sistemului. Sarcinile de vârf trebuiesc suplimentate de alte sisteme. Acestă investiție are impact pozitiv asupra sistemului de încălzire/răcire.

3.3. SISTEME HIBRIDE

Sistemele hibride de instalații echipate cu pompe de căldură geotermice presupun integrarea unor subsisteme în circuitele fluidelor de lucru în scopul ajustării parametrilor termici pentru creșterea eficienței energetice globale a sistemului.

În funcție de destinația instalațiilor deservite -pentru încălzire sau pentru climatizare – necesarul de energie pentru funcționarea pompei de căldură poate fi redus prin complementarea sursei reci.

Procedeul uzual constă în inserarea pe circuitul interior sau exterior al pompei termice, a unor echipamente și instalații, destinate după caz, pentru suplimentarea sau disiparea energiei aferente.

3.3.1. Sisteme hibride pentru încălzire

Se pot realiza prin cuplarea pompei de căldură cu o instalație solară activă, cu acumulare sezonieră.

Sursa geotermică se înseriază direct cu stocatorul de apă caldă sau cu un schimbător de căldură alimentat cu agent termic solar (fig.3.14), ceea ce conduce la creșterea temperaurii la vaporizator.

Acest efect se poate obține prin asocierea favorabilă a unor fluxuri termice reziduale recuperabile din diferite procese tehnologice.

Valorificarea energiei solare în sistem hibrid poate fi realizată ca soluție alternativă prin devierea agentului frigorific prin captatorul solar cu funcțiune de vaporizator, pentru suplimentarea căldurii necesare și dintr-o altă sursă (fig.3.15).

Fig. 3.14. Instalație de încălzire cu pompă de căldură geotermică cupltă cu instalație solară cu stocare sezonieră

1.sursa geotermică, 2.pompe de circulație, 3.schimbător de căldură, 4.colector solar, 5.acumulator apă caldă, 6.pompe de circulație agent solar, 7.pompă de căldură, 8. încălzire prin radiație de joasă temperatură.

Fig. 3.15. Instalație de încălzire cu pompă de căldură geotermică utilizând colectorul solar ca vaporizator și sursă geotermică

1.sursa geotermică, 2.pompe de circulație, 3. pompă de căldură, 4.panou solar-vaporizator, 5. încălzire prin radiație de joasă temperatură.

3.3.2. Sisteme hibride pentru climatizare

În cazul sistemelor reversibile, sarcina de răcire este superioară celei de încălzire, necesitând lungimi mari pentru schimbătoarele de căldură .

Echilibrarea sursei reci se poate realiza prin disiparea excedentului termic într-o instalație adițională de răcire a agentului secundar, prin imersie sau schimbător de căldură racordat la un turn de răcire.( fig. 3.16.).

Fig. 3.16. Instalație de climatizare cu pompă de căldură geotermică utilizând turn de răcire / unitate de răcire prin imersie pe circuitul secundar

1.sursa geotermică, 2.pompe de circulație, 3.pompă de căldură reversibilă, 4.instalație de răcire, 5.spațiu climatizat.

Sub aspect economic este recomandabil ca în cazul sistemelor echipate cu pompe termice reversibile, echiparea sursei reci să se realizeze, dacă este posibil, prin utilizarea excedentului de căldură în scop util, prin deservirea unor funcțiuni complementare – prepararea apei calde de consum, încălzirea apei pentru piscină, etc.

În toate situațiile efectul direct al hibridizării este degrevarea sursei reci și implicit reducerea suprafeței / lungimii schimbătrului de căldură cu solul.

Având în vedere obiectivul principal de eficentizare globală a sistemelor de instalație echipate cu pompe de călldură , principiul ,, hibridizării,, poate fi aplicat ori de câte ori există resurse și condiții de valorificare a cestora prin adaptarea unor scheme adecvate de cuplare.

3.4. INDICATORI DE EFICIENȚĂ AI SISTEMULUI

3.4.1. Randamentul global

În cazul gestionării sezoniere sau anuale a energiei produse și a celei adiționale, se poate evalua performanța globală/randamentul sistemului energetic echipat cu pompă de căldură printr-o relație de forma:

(3.36)

în care intervine puterea utilă produsă de pompa de căldură () și de sarcina de vârf (), respectiv energia suplimentară consumată de compresorul PC () și de echipamentele auxiliare sistemului ().

Corespunzător directivei Uniunii Europene 2009/28 privind energia regenerabilă, valoarea limită acceptabilă pentru randamentul sistemelor echipate cu pompe de căldură, în perspectiva obiectivelor stabilite pentru 2020, este de 45,5%.

3.4.2. Consumul de energie primară

În funcție de energia totală furnizată pentru categoriile de consum satisfăcute de sistem ()- încălzire, apă caldă, climatizare, de energia de acționare a echipamentelor auxiliare și de factorii de conversie în energie primară a agentului energetic utilizat (), energia primară consumată de sistem se calculează cu relația :

(3.37)

3.4.3. Emisia de CO2

Se calculează similar cu energia primară, utilizând factori de transformare corespunzători în Kg / kWh, cu relația:

(3.38)

Pentru factorii de conversie în energie primară și în emisii de se adoptă valorile din tabelul de mai jos:

Tabelul 3.2. Factori de conversie a energiei primare și a emisiilor de

3.5. CONCLUZII PARȚIALE

Pompele de căldură sunt echipamente frigorifice, care utilizând un aport exterior de energie, reușește să ridice regimul termic al unei surse reci la un nivel superior.

Performanțele pompei de căldură și ale întregului sistem pot fi evaluate pe baza indicatorilor de performanță energetici și economici.

În general eficiența echipamentelor se exprimă prin COP (coeficientul de performanță) și prin EER (eficiența emergetică în regim de răcire).

Din punct de vedere tehnic pompele de căldură funcționează în următoarele regimuri: monovalent (când sistemul pompei de căldură asigură singur necesarul de energie termică) și bivalent (caz în care pe lângă sistemul pompei de căldură se utilizează o sursă de compensare de tip clasic).

Captarea căldurii din sol se poate realiza prin intermediul schimbătoarelor de căldură, constând din tuburi în bucle închise prin care circulă un fluidul de lucru, putând fi de adâncime (verticale), sau de suprafață (orizontale).

Sistemele hibride au scopul ajustării parametrilor termici pentru creșterea eficienței energetice globale a sistemului.

CAPITOLUL 4

BAZE TEORETICE

4.1 TRANSFERUL ȘI STOCAREA CĂLDURII ÎN SOL

Solul reprezintă o sursă de căldură eficientă, deoarece acumulează căldură atât direct sub formă de radiație solară cât și indirect de la ploi, respectiv de la aer. [26][29]

Radiația solară este absorbită în proporție de circa 80% de suprafața Pământului; din acest motiv, suprafața solului se încălzește și, la rândul ei, cedează căldură straturilor de aer superioare și straturilor din adâncimea solului.

Transmisia căldurii în sol, se face în special prin conducție, pe când cea spre atmosferă, prin convecție și radiație. Încălzirea suprafeței terestre se realizează prin absorbția și transformarea energiei radiante ajunsă la suprafața solului în energie calorică. Suprafața terestră este o suprafață activă. Scoarța terestră are proprietatea de a transforma energia radiativă în energie calorică și de a o distribuii.

De la suprafața solului căldura este transmisă în trei direcții principale, sol, apă și aer, conform legilor de propagare a căldurii, în funcție de particularitățile fiecărui mediu în parte.

Fig.4.1. Schimbul de căldură la suprafața solului

4.1.1 Caracteristici termofizice ale solului.

Pământul poate stoca energia termică pe termen lung oferind în acelaș timp un efect compensativ sezonier, care favorizează utilizarea sa ca sursă rece în sistemele echipate cu pompe geotermice.

Capacitatea de transfer și de acumulare a căldurii este determinată de caracteristicile termofizice ale solului dependente de structura spațială a acestuia, de ponderea volumică a elementelor constitutive și de proprietățile termofizice ale acestuia. [26][30]

Principalele caracteristici termofizice sunt:

1. Căldura specifică (cp) [J/kg K] – cantitatea de căldură necesară ridicării temperaturii cu 1șC a unui gram de substanță, poartă denumirea de căldură specifică gravimetrică sau masică (c).

2. Capacitatea termică (cv) [W/K]- cantitatea de căldură necesară creșterii cu 1șC a temperaturii unei unității de volum dintr-un centimetru cub dintr-un corp.[26]

Între aceste două mărimi există relația :

c = cp • ρ (4.1)

unde: ρ – densitatea solului.

În mod natural solul conține și o anumită cantitate de aer și apă. La determinarea căldurii specifice a solului trebuie avute în vedere și valorile specific acestora (căldura specifică a aerului este de 0,0000306 cal / cm 3*grd., iar a apei este de 1 cal/cm 3*grd.), de aici rezultă că solurile uscate se încălzesc și se răcesc mult mai repede în primii centimetri decât cele umede.

Căldura specifică volumetrică a unui sol, format din constituenți solizi și lipsit total de umiditate este cuprinsă între 0,4 și 0,6 cal / cm 3• grd.

3. Conductivitatea calorică (K) [J/m2C]- capacitatea solului de a transmite căldura de la straturile mai calde către cele mai reci, exprimată prin coeficientul de conductivitate calorică (K),care reprezintă fluxul de căldură transportat într-o unitatea de timp (s), prin unitatea de suprafață (m2) a unui strat gros de 1 cm, pentru o diferență de temperatură de 1° C, între partea superioară și cea inferioară a stratului considerat. [30]

4. Conductivitatea termică (λ) [J/m0C]- reprezintă mărimea fizică care caracterizează capacitatea unui material de a transmite căldura atunci când este supus unei diferențe de temperatură.

Conductivitatea termică este o proprietate esențială a solurilor pentru propagarea căldurii și a variațiilor temperaturii în adâncime, solurile complet uscate au o conductivitate termică mai mare, în comparație cu cele umede.[26]

Coeficientul de conductivitate termică (λ) [W/mK] se poate exprima sub forma:

λ= k / c (4.2)

unde:

k – coeficientul de conductivitate calorică

c – căldura specifică

5. Difuzivitatea termică (a) [m2/s]- caracterizează variația în timp a temperaturii solului și se exprimă prin raportul dintre conductivitatea termică și căldura specifică volumică.

a = (4.3)

Este o măsură a inerției termice a solului considerat, care intervine în procesele termice tranzitorii/ nepermanente.

Cu cât viteza de variație a temperaturii unui corp este mai mare cu atât difuzivitatea sa termică este mai ridicată, respectiv inerția termică mai coborâtă. În acest sens, lichidele și gazele au o difuzivitate termică coborâtă și deci o inerție termică ridicată, în timp ce metalele posedă o difuzivitate termică mare, respectiv o inerție termică redusă. [31]

Notând generic:

cu (i) parametrii termofizici – conductivitatea (λ), capacitatea termică volumică (cv), difuzivitatea (a), densitatea (ρ)

cu (j) caracteristicile structurale ale solului – porozitate(p), umiditatea (u) , materiile organice .

și cu () – valorile parametrilor termofizici care caracterizează global un sol dat, aceștia se determină în funcție de valorile (φij )corespunzătoare constituienților solului respectiv, cu relația:

(4.4)

Explicitând relația (4.4) în funcție de fracțiunile volumice ale componentelor constitutive:

rezultă relația general valabilă pentru evaluarea parametrilor termofizici globali:

=(1-p) (4.5 )

Cu observația că, în general, transferul de căldură este puțin influențat de prezența aerului și a materialelor organice, termenii corespunzători a castor fracțiuni pot fi neglijați și relația anterioară ia forma simplificată :

=(1-p) (4.6)

Valorile numerice corespunzătoare mărimilor fizice implicate se determină prin măsurători directe sau se adoptă din literatura de specialitate.

Pentru ρ, cp, cv, λ, sunt prezentate mai jos valori uzuale ale parametrilor termofizici pentru diferite componente ale structurii solului:

Tab.4.1. Valorile uzuale ale parametrilor termofizici pentru diferite component ale structurii solului.

Conform datelor oferite de literatura de specialitate, în tabelul 4.2. se prezintă valori ale parametrilor termofizici pentru diferite tipuri de sol:

Tab.4.2. Valori ale parametrilor termofizici pentru diferite tipuri de sol [8]:

4.1.2. Propagarea temperaturii în sol

Evoluția temperaturii la nivelul suprafeței solului este direct influențată de energia solară, reprezentând cel mai important factor al încălzirii suprafeței terestre. La determinarea mecanismelor de încălzire pe timpul zilei și de răcire din timpul noapții de la suprafața solului, este necesară stabilirea bilanțul caloric diurn și nocturn în decurs a 24 de ore. [32]

Bilanțul caloric diurn – Bd reprezintă rezultanta diferitelor categorii de energie utilizată în procesele termice, radiative și de evaporare etc.

Bd = I – R – E – V – Tc – FI (4.7)

unde :

I – intensitatea energiei radiante ajunsă la suprafața Pământului;

R – intensitatea energiei radiante reflectată de suprafața solului;

E – intensitatea energiei radiante emisă de suprafața solului;

V – intensitatea energiei radiante transformată în căldură și consumată în procesul evaporării

Tc – energia calorică cedată straturilor de aer vecine suprafeței terestre și care determină procesele de turbulență și convecție;

FI – fluxul caloric îndreptat de la suprafața terestră către straturile inferioare ale Pământului.

E – radiația nocturnă.

V' – cantitatea de căldură rezultată din procesul de condensare;

Tc – fluxul de căldură din aer rezultat în urma schimbului turbulent.

Rezultă astfel că bilanțul caloric diurn reprezintă energia calorică neutilizată, disponibilă pentru încălzirea suprafeței terestre din timpul zilei.

Bilanțul caloric nocturn – Bn reprezintă toate acele fenomene termice produse la suprafața terestră în timpul unei nopți:

Bn = – E' + Tc + V' + F'I (4.8)

Pe parcursul nopții, suprafața terestră se răcește, fluxurile termice prezentând o orientare diferită de cea diurnă. Astfel, bilanțul caloric total pentru 24 de ore poate lua forma:

Qtotal = Bd – Bn (4.9)

Înlocuind în relațiile precedente:

Qtotal = I – R – E – V – Tc – FI + E' – Tc – V' – F'I (4.10)

Temperatura suprafeței solului prezintă două tipuri de variație: periodice (regulate), neperiodice (accidentale). Variațiile periodice sunt de două feluri: diurne și anuale. Cele neperiodice sunt direct influențate de variațiile meteorologice care alcătuiesc aspectul vremii.

Variația diurnă a temperaturii suprafeței solului – în timp de 24 de ore temperatura suprafeței solului prezintă o valoare minimă (dimineața, înainte de răsăritul Soarelui) și una maximă (la aproximativ o oră după trecerea Soarelui la meridianul locului de observație).

Diferența dintre temperatura maximă și cea minimă se numește amplitudine diurnă și reprezintă o mărime caracteristică, cu ajutorul căreia se pot evidenția particularitățile regimului termic, în funcție de natura și starea fizică a solului .

Tab.4.3. Amplitudinea termică diurnă a diferitelor tipuri de sol comparativ cu aerul [32],[33]

Variația anuală a temperaturii solului – pe lângă variațiile zilnice, temperatura solului mai prezintă și variații sezoniere și anuale. [34]

Temperatura solului urmărește variația ciclică – lunară și sezonieră a temperaturii aerului exterior.

Datorită inerției termice variațiile de temperatură în sol sunt defazate în timp, înregistrând o întârziere și propagându-se cu amplitudine descrescătoare pe măsură ce unda se probagă în pronfuzime.

În ipoteza evoluției procesului unidirecțional ecuația diferențială caracteristică în regim nestaționar are forma:

(4.11)

unde (a) este difuzibilitatea termică a solului și (x) distanța masurată pe direcția fluxului.

Pentru soluționarea problemei se consideră condițiile limită :

La suprafața scoarței terestre pentru x= 0 , variația periodică a temperaturii este :

(4.12)

La o anumită adâncime în sol x=h la care poate fi neglijat efectul variației periodice a temperaturilor exterioare, temperatura este constantă și egală cu valoarea :

(4.13)

Amplitudinea de variație a temperaturilor cu adâncimea este dată de relația:

(4.14)

în care: reprezintă pulsația fenomenului periodic cu

perioada: 𝛕= 24 ore sau 𝛕 = 365 zile ,

iar , unde a = difuzitatea termică a pământului.

Pornind de la ecuațiile anterioare se poate stabili viteza de propagare, adâncimea la care are loc inversarea de fază xi , respectiv adâncimea de concordanță de fază xc.

Amortizarea perturbațiilor periodice de la suprafața terenului (x=0) este rapidă, amplitudinea undei termice la adâncimea de inversiune, respectiv la adâncimea de concordanță de fază, reprezentând câteva procente din amplitudinea undei la suprafața terenului.

În consecință, la adâncimi peste 10m de la suprafața terenului temperatura solului se menține relativ constantă și aproximativ egală cu media anuală a temperaturilor exterioare.

Fig.4.2. Amortizarea perturbațiilor periodice de la suprafața terenului

Pentru reprezentarea grafică a variației diurne și anuale a temperaturii solului în adâncime se utilizează două metode:

Curbele tautocrone reprezintă variația temperaturii în adâncimea solului, la diferite perioade, conform legilor de propagare a căldurii în sol.

Metoda prezintă variația temperaturii pe parcursul unei zile, sau pentru diferite intervale de timp, în valori medii zilnice orare sau lunare.

Pe axa ordonatelor este specificată adâncimea în sol [m], iar pe axa absciselor valoarea temperaturii în 0C.

Fig. 4. 3. Reprezentarea variației temperaturii lunare a solului în adâncime prin metoda curbelor tautocrone. [35]

Se poate observa că la adâncimi reduse, temperatura solului este relativ constantă pe durata unui an: la 1 m temperatura solului variază între 5…15 °C; între 1,5…3 m temperatura solului variază de la 7…13 °C; la 4,5 m temperatura solului variază între 8…12 °C; la 6…10 m temperatura solului variază între 9…11°C; ajungând ca la 10…18 m temperatura solului să varieze cu mai puțin de 1° C în jurul valorii de 10 °C; iar la peste 18 m temperatura solului este constantă, de 10 °C.[26]

Izopleta, care în cazul acesta poartă numele de geotermoizopletă sau geoizotermă reprezentând variația temperaturii concomitent în timp și adâncime.

Metoda utilizează aceleaș principiu, cu diferența că pe axa abscisei se specifică timpul orar/lunar. Pe coordonate astfel obținute se trec temperaturile caracteristice, după care se unesc cele care prezintă valori identice – izolinii.[35]

Fig.4.4. Reprezentarea temperaturii solului prin metoda geotermoizopletei

(Stația București 8 iulie, 2000) [26] [33]

Propagarea căldurii în sol este guvernată de mecanismele cunoscute de transfer termic, dintre care ponderea cea mai important este reprezentată de conducție.

4.1.3. Ecuații fundamentale ale transferului termic

4.1.3.1.Moduri de transfer de căldură

Transferul de căldură se produce în mod distinct prin conducție, radiație și convecție, datorită diferenței de temperatură dintre mediile implicate, iar în cazut convecției și prin procese de transfer de masă.

Relația de bază pentru transferul prin conducție unidimensională în regim permanent, propusă de Fourier în 1882 are forma:

(4.15)

și exprimă corelația dintre fluxul de căldură transferat, gradientul de temperatură, aria suprafeței de schimb de căldură și conductivitatea termică a materialului.

Convecția termică se produce între o suprafță solidă și un fluid în mișcare prin acțiunea concomitentă a conducției termice, a acumulări de energie și a mișcării de amestec a fluidului.

Relația de bază pentru transferul prin convecție a fost propusă de Newton în 1701 și are forma:

(4.16)

exprimând corelația dintre fluxul de căldură transferat, diferența de temperatură dintre fluid și pereți, aria suprafeței de transfer și coeficientul de schimb de căldură prin suprafață.

În mod practic procesele de transfer în natură sunt procese complexe în care se manifestă simultan două sau toate trei moduri de schimb de căldură.

4.1.3.2. Ecuațiile diferențiale ale conductivității termice

Calculul proceselor de schimb de căldură impune cunoașterea distribuției temperaturii în timp și în spațiu, posibilă prin rezolvarea ecuațiilor diferențiale ale bilanțului termic specific.

Urmare a aplicării ecuației de bilanț în regim tranzitoriu asupra unui volum elementar, într-un interval de timp dat a rezultat ecuația generală a convecției termice în coordonate carteziene, sub forma cunoscută:

(4.17)

sau sub forma echivalentă:

(4.18)

în care este laplacianul temperaturii.

În funcție de sistemul de coordonate utilizat, forma explicită a laplacianului este prezentată în tabelul de mai jos:

Tabel 4.5. Forma explicită a laplacianului

În cazul unor procese particulare de conducție termică este necesar ca pe lângă ecuațiile diferențiale generale să fie luate în considerare condițiile specifice care caracterizează procesul- din punct de vedere al formei și dimensiunilor geometrice, al propietăților fizice ale mediului și al condițiilor inițiale privind distribuția temperaturii în interiorul corpului precum și condiții la limită sau de contur care definesc legătura corpului cu mediul ambiant după cum urmează:

condiții de primul tip (Diriclet) care definesc distribuția temperaturii în fiecare moment la suprafața corpului:

(4.19)

condiții de al doilea tip (Newmann) care stabilesc valorile fluxului termic la suprafața corpului în timp:

(4.23)

condiții de al treilea tip (Newton) care permit cunoașterea temperaturii mediului ambiant și legea după care se produce transferul de căldură între suprafața corpului cu temperatura () și mediul ambiant având temperatura (Tf),

(4.21)

unde este coeficientul de transfer convectiv

condiții de al patrulea tip care definesc procesul de convecție între corp și mediul ambiant prin egalitatea fluxurilor termice unitare prin suprafețe în contact:

(4.22)

4.1.3.3. Ecuația diferențială a convecției forțate

Pentru un fluid în curgere cu regim termic și hidraulic stabilizat, printr-o conductă cu secțiune circulară, ecuația diferențială de bilanț termic are forma:

(4.23)

unde:

dS= πDdx – suprafața elementară de transfer;

qs- fluxul specific de suprafață;

– variația elementară a temperatrii medii a fluidului;

cp – căldura specifică;

D – diametrul conductei;

Din relația 4.19. se obține succesiv:

(4.24)

și

respectiv: (4.25)

Cu : – coeficientul de transfer convectiv

– temperatura peretelui

– viteza axială medie a fluidului

4.1.3.4. Relații criteriale

Calculul coeficientului de convecție (α) se face în funcție de regimul de curgere cu relații criteriale, stabilite prin corelarea datelor experimentale.

Pentru regimul de curgere laminar și de tranziție, schimbul de căldură depinde de existența simultană a mișcării libere și forțate pentru care:

(4.26)

Pentru regimul turbulent transferul de căldură depinde numai de mișcarea forțată pentru care:

(4.27)

În relațiile anterioare intervin criteriile de similitudine :

Nusselt–

Reynolds-

Prandtl-

Grashoz-

și coeficienții ,,, care țin seama de efectul temperaturii stratului limită în porțiunea de intrare în conductă și la schimbarea direcției de curgere.

În literatura de specialitate sunt prezentate diferite relații experimentale pentru calculul criteriului Nusselt, în general sub forma:

(4.28)

care este explicitată în funcție de particularitățile de desfășurare a fenomenelor .

Exemplificativ se prezintă relațiile propuse de Miheev :

pentru regim laminar:

(4.29)

pentru regim tranzitoriu:

(4.30)

cu K0=2,2-10 funcție de

pentru regim turbulent :

(4.31)

cu : n=0,3 dacă tf <tp și

n= 0.4 dacă tf>tp

Cunoscând valoarea criteriului lui Nusselt, din relația de definiție a acestuia se determină coeficientul de transfer convectiv:

(4.32)

4. 2.MODELE DE CALCUL PENTRU SCHIMBĂTOARELE GEOTERMICE

Principalul scop al analizei termice îl reprezintă determinarea temperaturii agentului termic, precum și condițiile de funcționare a pompei de căldură.

Temperatura de ieșire a fluidului de lucru dintr-un schimbător de căldură este factorul determinat în procesul de extragere a căldurii din sol, determinând eficiența energetică pe întreg sistemul.

Progresul la nivelul programelor și echipamentelor de acumulare a dus la rezolvarea ecuațiilor diferențiale de transfer termic, obținând soluții cu o precizie ridicată.

Existența unei multitudini de metode se bazează în principal pe două abordări distincte: una bazată pe soluția analitică, iar alta bazată pe metoda balanței energetice utilizând soluții numerice pentru ecuațiile de transfer de căldură care rezultă.

În general, soluțiile analitice sunt lipsite de posibilitatea unei analize detaliate, putând fi folosite doar ca o primă estimare.

Pe de altă parte, soluțiile numerice permit obținerea unor rezultate cu un nivel dorit de acuratețe, doar cu prețul unor cerințe foarte stricte asupra datelor de intrare și, de obicei, necesită echipamente de calcul cu performanțe ridicate.

4.2.1. Modele analitice

Metodele analitice de determinare a temperaturii de ieșire din schimbătorul de căldură cu solul.

4.2.1.1. Modelul sursei liniare [26]

Modelul ,,sursei liniare’’ care presupune menținerea constantă a cantității de căldură absorbită/ cedată pe unitatea de lungime a unui schimbător de căldură, permite o estimare rapidă a condițiilor de funționare a geoschimbătorului și implicit determinarea dimensiunilor necesare pentru condițiile de lucru impuse.

Variația temperaturii fluidului în conducta schimbătorului de căldură cu solul, se realizează în raport cu, caracteristicile solului, conductei și agentului termic, conform legilor termodinamice. Cel mai important rol îl are umiditatea solului deoarece îmbunătățește conductivitatea termică a solului.

Pentru un element de conductă, aparținând schimbătorului de căldură cu solul, având lungimea dx, ecuația schimbului de căldură dintre sol și conductă este:

Q = Cp dtx = Kdint π (4.33)

sau:

dtx

unde:

G [m3/h] – debitul de fluid ce trece prin conductă;

ρ [kg/m3] – densitatea fluidului;

cp [kJ/kg·K] – căldura specifică masică a fluidului din schimbătorul de căldură;

K [W/m2·K] – coeficientul global de transmitere a căldurii între sol și fluidul din conductă;

dint [m] – diametrul interior al conductei schimbătorului de căldură;

x [m] – lungimea conductei luate în considerare;

Tsol [0C] – temperatura solului la adâncimea de îngropare a conductei;

Tx [0C] – temperatura fluidului din schimbătorul de căldură, la distanța x.

T0 [0C]- temperatura inițială a fluidului la intrarea în schimbătorul de căldură,

Integrând în limitele se obține [36]:

(4.34)

Coeficientului global de schimb de căldură-K este influențat atât de convecția termică dintre fluid și pereții conductei, dintre peretele exterior și sol și de proprietățile fizice ale conductei: [36]

(4.35)

unde:

λc [W/m·K] – coeficientul de conducție termică al conductei schimbătorului de căldură;

α sol [W/m2·K] – coeficientul de schimb de căldură între peretele exterior al conductei și sol.

Coeficientul α sol se determină astfel:

(4.36)

unde: λ1 [W/m·K] – coeficientul de conducție termică al solului;

αatm [W/m2·K] – coeficientul de schimb de căldură la suprafața solului;

λ2 [W/m·K] – coeficientul de conducție termică al stratului de zăpadă depusă pe sol;

δzap [W/m·K] – grosimea stratului de zăpadă.

Valoarea lui λ1 este direct influențată de temperatura solului, de regimul termic al conductei.

Pentru temperaturi pozitive, valoarea coeficientului de conducție termică este cea a solului dezghețat, iar pentru cele negative, este valoarea solului înghețat. [37], [26].

În funcție de stratul de zăpadă, coeficientul de conducție termică λ2 prezintă valorile [36]:

zăpadă proaspăt căzută: λ2 = 0,1 W/m·K;

zăpadă bătătorită: λ2 = 0,35 W/m·K;

zăpadă topită: λ2 = 0,64 W/m·K.

Temperatura de ieșire a fluidului din conducta schimbătorului de căldură (Te) este dată de relația:

(4.37)

Dimensionarea lungimii colectorului – se stabilește temperatura necesară a fi colectată din sol.

(4.38)

Metoda Ingersoll și Plass- este una din primele metode abordare, se bazează pe ,,teoria sursei liniare”, care presupune căldura absorbită /cedată, constantă pe unitatea de lungimea dintr-o sursă termică, având un diametru mic imersat într-un mediu infinit. [38], [39]. Utilă mai ales în aplicații practice. [40], [41], având în vedere metodologia, pare să fie cea mai avansată și mai completă dintre toate cele ce folosesc conceptul sursei liniare.

Modelul acceptă următoarele ipoteze simplificatoare:

lungimea este considerată infinită, rezultă astfel că fluxul de căldură extras este constant.

proprietățile solului sunt constante.

contact perfect între sursa de căldură și solul din jur, rezultă rezistența termică nulă.

Avantajele metodei:

permite determinarea temperaturii solului în orice punct.

baza metodologiilor ulterioare.

Dezavantajul metodei este acela că oferă doar aproximări mari ale proceselor de schimb termic din sol, uneori ducând la erori considerabile.

O altă abordare a acestei teorii a fost realizată de Mogensen, teoria fiind aplicată schimbătoarelor de căldură verticale.[42]

Lei dezvoltă similar ,,teoria sursei liniare” pentru geoschimbătoarele termice verticale, de tip U.

Cercetarea modelării schimbătoarelor de căldură geotermice a fost aprofundată de către Ball [43], făcând trecerea de la modelele bidimensionale, către cele tridimensionale.

Cele mai recente cercetări au introdus transferul de masă și umiditate pentru modelarea schimbătoarelor orizontale.

Modelul Kelvin are la bază pe aceleași principii, este conceput pentru schimbătoarele tip U, și unde temperatura din sol generează un flux termic constant dat de relația [20]:

(4.39)

unde:

r- este distanța de la linia sursă

– timpul de la începutul funcționării

T- temperatura solului la distanța r și la timpul

T0- temperatura inițială a solului

q- fluxul de căldură specific unității de lungimea a puțului

– conductivitatea termică a solului.

– difuzivitatea termică a solului.

4.2.1.2.Modelul sursei liniare finite [20], [44] are la bază modelul lui Eskilson, dezvoltând soluția analitică pentru sursa liniară finită, care consideră influențele lungimii finite a puțului forat și suprafața solului o frontieră.

Ipoteze :

solul este considerat un mediu omogen semi-infinit cu proprietăți termofizice constante.

frontiera acestui mediu (solul de la suprafață) păstrează o temperatură constantă t0,

se neglijează dimensiunea radială a puțului forat.

fluxul de căldură constant a sursei este constant de la început ().

Rezultatele soluției analitice au fost comparate cu cele ale soluțiilor numerice, fiind compatibile respectându-se condiția :

(4.40)

Temperatura peretelui puțului (r =) variază cu timpul și cu lungimea puțului. Temperatura de la jumătatea lungimii puțului (z=0,5 L) este considerată temperatura de referință.

Integrarea numerică a ecuației determină lungimea puțului.

Metodologia a fost utilizată ulterior în proiectare și în programe de simulare.

4.2.1.3. Modelul sursei cilindrice dezvoltată inițial de Carlslaw și de Jaeger, în 1946- Conduction of heat in solid, Oxford, apoi continuată în mai multe studii.[45]

Această metodă se bazează pe faptul că forajul este comparat cu un cilindru de lungime infinită, înconjurat de sol (mediu omogen cu proprietăți constante), transferul termic realizându-se în prin conducție termică.

Din relația conducției termice în regim tranzitoriu cu condiții de frontieră și la limită, distribuția temperaturii solului poate fi dată în coordonate cilindrice:

(4.41)

(4.42)

(4.43)

unde: – raza puțului.

(4.44)

unde:

z = p= (4.45)

4.2.1.4.Alte modele analitice

Metoda Hart și Couvillion

(4.46)

Prezintă ca avantaje:

introducerea conceptului de rază infinită r∞ care reprezintă o regiune clară (de rază r∞), în jurul sursei liniare în care are loc schimbul de căldură dintre sol și sursa liniară

valoarea razei infinite depinde de timpul de funcționare a sursei liniare, respectiv de difuzivitatea termică a solului .

Metoda IGSHPA

(4.47)

Permite dimensionarea lungimii schimbătoarelor de căldură pentru cea mai caldă, respectiv rece lună a anului, calculează eficiența sezonieră și energia livrată de schimbătorul de căldură.

Avantaje:

introduce conceptul de diametru echivalent

permite calculul rezistenței termice a solului și pentru schimbătoarele de căldură verticale multiple, prin suprapunerea efectelor termice rezistive.

Abordarea Kavanaugh

(4.48)

se consideră o singură conductă înconjurată de un solid de extindere infinită, cu proprietăți constante.

transferul de căldură între cele două solide (sol-conductă) este pur conductiv, iar contactul dintre acestea este perfect

se neglijează mișcarea apelor subterane și interferența dintre schimbătoarele de căldură multiple.

Permite determinarea distribuției temperaturii și a fluxului de căldură folosind soluția sursei cilindrice.

Modelul funcționează bine dacă sunt alese corespunzător proprietățile termice și fizice ale solului și nu se ia drept referință temperatura inițială (imediat după pornire) a agentului de lucru la intrarea în schimbătorul de căldură cu solul.

Avantajul este că permite determinarea temperaturii de ieșire a agentului de lucru din schimbătorul de căldură cu solul.

Dezavantajul apare un scurtcircuit în transferul de căldură, între ramura ascendentă și cea descendentă a schimbătorului de căldură cu solul vertical tip-U.

4.2.2. Modele numerice

Modelele numerice prezintă avantajul că iu în calcul conductivitatea termică în jurul puțului ținănd seama de complexitatea geometriei, dar dezavantajul constă în complexitatea calculelor și, de aceea, sunt destinate în special pentru modelarea pe durate reduse de timp. [26]

Au fost concepute mai multe metode de dimensionare a schimbătoarelor de căldură îngropate vertical care îmbină metodele analitice cu cele numerice. [46]

4.2.2.1. Modelul lui Eskilson [47]

Încearcă rezolvarea determinării răspunsului de temperatură a unui schimbător de căldură vertical montat într-un câmp de puțuri, având la bază factorii adimensionali de răspuns termic, funcțiile.

Modelul oferă reacția solului la căldura extrasă sau injectată raportându-se pe o perioadă lungă de timp (25 de ani), nu poate oferii o valoare corectă pe termen scurt.[48]

Solul este considerat un mediu omogen cu temperaturi inițiale și pe peretele forajului, constante, nu luând în calcul capacitatea termică a elementelor puțului.[49]

(4.49)

T (r, 0, τ)=

T (r, z, 0)=

(4.50)

unde:

L- lungimea puțului forat

D – partea superioară a puțului care poate fi neglijată din punct de vedere termic.

Expresia finală temperaturii peretelui puțului forat:

(4.51)

unde:

– timpul în regim staționar.

Funcția finală reprezintă răspunsul temperaturii adimensionale la nivelul peretelui puțului, calculată numeric.

4.2.2.2. Modelul pasului de timp scurt

Atât modelul sursei liniare finite, cât și modelul Eskilson, neglijează efectul capacității termice a puțului, tuburilor tip U, fluidului de lucru, sunt aproximativ corecte pentru un timp mai mare.[49]

Acest model a fost prezentat ca o componentă a programului TRNSYS, creat de Klein, are capacitatea de a evalua consumul de energie și puterea electrică a sistemului pentru intervale de timp orare sau mai reduse.

4.2.2.3. Modelele propuse de Mei pentru transferul de căldură din interiorul puțului

O altă abordare a simulării schimbătoarelor de căldură îngropate este foarte bine reprezentată de modelele propuse de Mei [50.] pentru un schimbător de căldură orizontal, având o configurație cu una sau două conducte îngropate.

Principala diferență este aceea că temperatura de intrare a agentului de lucru este variabilă de control, iar nu fluxul constant de căldură extras sau rejectat. În acest sens, modelul este mai realistic și permite o analiză mai detaliată a regimului tranzitoriu de schimb de căldură din porțiunea de sol aflată în jurul conductei.

Acest lucru are o importanță deosebită în cazul schimbătoarelor de căldură îngropate orizontal, la care scara de timp este de ordinul zilelor, dacă nu chiar al orelor.

Există mai multe publicații care prezintă evoluția utilizării solului ca sursă de căldură.

4.2.2.4. Alte modele utilizate [47]

Hellstrom propune un model destinat simulării acumulatoarelor de căldură verticale, utilizate pentru acumularea sezonieră de energie termică.

Nu este recomandat pentru determinarea răspunsurilor pe termen lung, deoarece geometria câmpului de sonde este densă, ocupând o suprafață redusă la nivelul solului.

Mei și Emerson prezintă un model numeric pentru schimbătoare geotermce spiralate îngropate orizontal, caracerizat prin faptul că ține cont și efectele înghețului la nivelul solului din jurul conductei.

Muraya studiază problema modelelor bi-dimensionale utilizate la investigarea interferenței termice dintre ramurile ale schimbătoarelor de căldură verticale tip U.

Modelul lui Rottmayer, Beckman și Mitchell propune modelarea numerică pentru schimbătorul de căldură vertical tub tip U având la bază tehnica diferențelor finite. Pentru a cdetermina fluxul termic lateral, schimbat la fiecare 3 m față de secțiune verticală a puțului forat a folosit diferența finită bi-dimensională pe o rețea polară.

Shonder și Beck au dezvoltat un model uni-dimensional la care conductele schimbătorului vertical tip U sunt reprezentate de o singură conductă de diametru echivalent. Modelul puțului presupune o peliculă foarte subțire, de grosime finită, în jurul diametrului echivalent al conductei efective pentru a lua în considerare capacitatea termică a țevilor ce formează tubul-U, precum și fluidul purtător de căldură. (teza Oradea)

Comparativ, modelele numerice sunt mai dificile din punct de vedere al volumului de calcul decât cele analitice, fie chiar și în cadrul programelor de calcul.

Metodele analitice sunt bazate pe un număr de ipoteze simplificatoare, tocmai pentru a reduce volumul de ecuații și timpul necesar. Mai prezintă avantajul ca algoritmul poate fi ușor de integrat într-un program de simulare/ proiectare.

4.2.3. Programe specializate de calcul

4.2.3.1. Programele Universității din Lund. – EED (Earth Energy Designer)

O primă versiune a programului a fost realizată în 1993, de Institutul Tehnologic al Universitatea din Lund, Suedia, în colaborare cu Universitatea Giessen din Germania.

Principiul programului are la bază abordarea lui Eskilson (sursă liniară finită) unde temperatura în puțul forat este convertită într-un set de factori de temperatură adimensionali [51]. Este destinat dimensionării schimbătoarelor de căldură verticale, simulând comportarea solului la extragerea fluxului termic cu ajutorul unui fluid de lucru care circulă prin schimbătoare verticale tip U. [47]

Pentru o utilizare mai facilă s-a creat programul EED.

Fig 4.5. Programul EED [15*]

EED permite descrierea atât din punct de vedere fizic dar și constructiv a schimbătorului, putând fi introduse oricând date noi, conforme cerințelor specifice, dar duce la dezavantajul că necesită o bună cunoaștere atât a programului cât și a fenomenelor fizice corespunzătoare, ce urmează a fi simulate.

Programul are încorporate mai multe baze de date, ce permit aproximativ 798 de modalități de descriere a schimbătoarelor, și 6385 de funcții –g disponibile. [47]

Programul este gândit pe submeniuri, care facilitează introducerea ,,Datelor de intrare”, deschizându-se pentru fiecare în parte câte o fereastră.

Fig 4.6. Caracteristici ale programul EED [15*]

În EED, temperatura fluidului din schimbătorul vertical este calculată în funcție de sarcinile lunare de încălzire/răcire și de rezistența termică a puțului, proprietățile termice ale solului, precum și proprietățile materialului conductelor și a fluidului de lucru.

Cu toate acestea, pentru cazurile de schimbare a adâncimii puțului forat sau a distanței dintre puțuri, programul trebuie să interpoleze între funcții f stocate în baza de date și calculate în funcție de raportul dintre distanța între puțuri și adâncimea puțului (adică B/L). Procesul de interpolare provoacă erori în mod inevitabil de calcul.

4.2.3.2. Programul GLHEPro destinat proiectării schimbătoarelor de căldură cu solul verticale în circuit închis, utilizate în clădirile comercial-administrative, bazat tot pe modelul aproximativ a lui Eskilson. Programu și-a propus simplificarea metodologia suedeză pentru a facilita utilizarea americanilor. [51]

Temperatura fluidului în interiorul tuburilor din puț este determinată utilizând rezistența termică a puțului în regim de transfer termic staționar unidimensional. [51]

În procesul de proiectare s-a dorit determinarea automată a mărimii schimbătorului de căldură tip U, în scopul satisfecerii cerințelor minime specificate utilizatorului, sau determinarea temperaturii maxime de intrare a fluidului de lucru în pompa de căldură.

Fir. 4.7. Programul GLHEPro [16*]

4.2.3.3.Programul GeoStar reprezintă un pachet software, conceput de un grup de cercetători din China, destinat proiectării și simulării schimbătoarelor de căldură cu solul .

Fig. 4.8.Programul Geo Star [17*]

Programul este capabil să determine dimensiunea minimă a schimbătorului de căldură pentru a satisface cerința minimă specificată de utilizator și temperatura maximă de intrare în pompa de căldură ținând seama de necesarul de încălzire/răcire al clădirii, proprietățile termice ale solului, configurația sondei și caracteristicile de funcționare ale pompei de căldură. [51].

Pentru conducția termică în exteriorul puțului este dezvoltată o soluție analitică explicită a sursei liniare finită, într-un mediu semi-finit. Pentru transferul termic din interiorul puțului, se poate apela la modelul cvasi-tridimensional. Temperatura peretelui puțului se determină conform soluției analitice. [51].

4.2.3.4. Programul EnergyPlus reprezintă un program de simulare energetică a clădirii, dar permite și simulări ale sistemului de schimbătoare de căldură. [51].

Au fost implementate modele pentru pompa de căldură apă-apă și pentru un schimbător de căldură. Modelul schimbătorului de căldură folosește, funcții de tip f propuse de Eskilson pentru a modela răspunsul solului pentru diferite variații a fluxului termic.

Fig.4.9. Programul EnergyPlus [18*]

4.2.3.5. Programul TRNSYS (Transient System Simulation) este un pachet modular de simulare a sistemelor în cadrul căruia utilizatorii pot descrie atât fiecare componentă în parte a sistemului cât și modul de interconectare a acestora.

Fig. 4.10. Programul TRNSYS [19*]

TRNSYS este conceput ca un program de simulare grafică, flexibil, destinat simulării comportamentului sistemelor tranzitorii. Cea mai mare parte a simulărilor sunt destinate evaluării performaței sistemelor termice și electrice, dar programul prezintă și module- subprograme de simulare a proceselor biologice și chiar fluxul de trafic. [51].

Programul este alcătuit din două componente :

1. Nucleul – generatorul care are rolul de citi și procesa datele de intrare, obține soluția prin iterații multiple și la final prezintă rezultatele variabilelor. Această parte a programului poate rezolva probleme termofizice, matematice și importă date din fișiere.

2. Baza de date a programului- librăria care conține în jur de 150 de modele ca : pompe, turbine eoliene, date meteorologice, echipamente pentru încălzirea/răcirea agentului termic. [51]

Subprogramele sunt concepute astfel încât utilizatorii să poată modifica componentele deja existente, sau să creeze unele noi, ajutând la dezvolatrea continuă a programului.

Subprogramul destinat modelării pompei de căldură cuplate la sol – TYPE 919, permite citirea performanței de încălzire și răcire dintr-un fișier de date, putând fi apoi adăugate și celelalte componente ale sistemului pentru a realiza simularea sistemului.

Fig. 4.11. TRNSYS- TYPE 919 [19*]

4.2.3.6. Programul T*SOL – este un program destinat proiectării sistemelor echipate cu pompe de căldură. Permite alegerea diferitelor surse de căldură conform locației consumatorului, permite și proiectarea sistemelor hibride care încorporează și sistemele solare pentru prepararea apei calde menajere.

În urma simulării programul prezintă cerințele, pierderile și consumul, determinând consumul de energie electrică, COP-ul anual și costurile.

Fig. 4.12. T *SOL [20*]

4.3. CONCLUZII PARȚIALE

Principalii parametri termofizici ai solului: căldura specifică, capacitatea termică, conductivitatea calorică, conductivitatea termică, difuzivitatea sunt specifici fiecărui tip de sol în parte și sunt determinați de structura și caracteristicile componentelor.

Temperatura solului urmărește variația ciclică – lunară și sezonieră a temperaturii aerului exterior, datorită inerției termice variațiile de temperatură în sol sunt defazate în timp, înregistrând o întârziere și propagându-se cu amplitudine descrescătoare pe măsură ce unda se propagă în pronfuzime.

Propagarea căldurii în sol este în mod prioritar de tip conductiv, ceea ce impune aplicarea ecuațiilor diferențiale ale bilanțului termic specific.

La adâncimi reduse, temperatura solului este relativ constantă pe durata unui an: la 1 m temperatura solului variază între 5…15 °C; între 1,5…3 m temperatura solului variază de la 7…13 °C; la 4,5 m temperatura solului variază între 8…12 °C; la 6…10 m temperatura solului variază între 9…11°C; ajungând ca la 10…18 m temperatura solului să varieze cu mai puțin de 1° C în jurul valorii de 10 °C; iar la peste 18 m temperatura solului este constantă, de 10 °C.[26]

În cazul unor procese particulare de conducție termică este necesar ca pe lângă ecuațiile diferențiale generale să fie luate în considerare condițiile specifice care caracterizează procesul- din punct de vedere al formei și dimensiunilor geometrice, al propietăților fizice ale mediului : condiții de primul tip (Diriclet) care definesc distribuția temperaturii în fiecare moment la suprafața corpului, condiții de al doilea tip (Newmann) care stabilesc valorile fluxului termic la suprafața corpului în timp, condiții de al treilea tip (Newton) care permit cunoașterea temperaturii mediului ambiant ,condiții de al patrulea tip care definesc procesul de convecție între corp și mediul ambiant prin egalitatea fluxurilor termice unitare prin suprafețe în contact.

În cadrul capitolului se prezintă modelele uzuale de calcul utilizate pentru schimbătoarele de căldură analitice și numerice, precum și programele de calcul specializate pentru proiectarea sistemelor.

CAPITOLUL 5

DIMENSIONAREA SCHIMBĂTOARELOR GEOTERMICE

5.1. SOLUȚII UZUALE

Schimbătoarele de căldură cu solul folosite în mod curent sunt de tip monofilar, alcătuite cu una sau mai multe conducte cu diametru constant, dispuse în bucle închise, în diferite configurații și montate în poziții orizontale sau verticale (capitolul 3).

Menținerea aceleiași geometrii de-a lungul întregului traseu determină fluxuri termice variabile și ca urmare necesită lungimi / suprafețe importante de teren pentru amenajare.

În cazul sistemelor echipate cu pompe de căldură uniformizarea încărcării termice a masivului de pământ poate reprezenta o soluție de eficientizare energetică în sensul optimizării capacității de stocare și în consecință a reducerii suprafețelor/volumelor de teren utilizate.

Pentru solicitarea termică uniformă se propune înserierea unor module cu suprafețe de transfer invers proporționale cu temperatura medie a agentului de lucru.

În acest mod se asigură coeficient global de transfer (k) cu valoare constantă pentru toate modulele și fluxuri termice uniforme.

Soluțiile propuse pentru realizarea geoschimbătorului de căldură modular cu geometrie variabilă fac obiectul Dosarului de invenție înregistrat la OSIM cu numărul A 201600061, din 28.01.2016.

Analiza comparativă a eficienței schimbătoarelor de căldură uzuale, realizate în diferite soluții constructive, cu eficiența schimbătorului modular cu geometrie variabilă, promovat ca soluție inovativă, confirmă valabilitatea conceptului.

Indiferent de soluția constructivă adoptată pentru realizarea schimbătoarelor de căldură necesare sistemelor echipate cu pompe geotermice, dimensiunile acestora sunt, în mod determinant, dependente de sarcina termică utilă pentru încălzire/ răcire (Qutil), de coeficientul de performanță al pompei de căldură, corespunzător modului de lucru (COP încălzire /răcire) și de temperaturile impuse agentului caloportor (tur/retur).

În mod implicit, în funcție de aceleași mărimi rezultă gradul de solicitare a solului ca sursă /stocator de căldură și debitul de agent secundar (G) necesar a fi vehiculat în sistem.

În procesul de dimensionare a sistemului de captare a energiei din sol un rol important îl are cunoașterea mărimilor care influențează fenomenul .

Variația temperaturii fluidului într-o conductă îngropată se produce sub influența unor caracteristici ale solului, conductei și ale fluidului transportat, după legile termodinamice cunoscute privind schimbul de căldură între două medii.

În consecință pentru a stabili dimensiunile schimbătorului de căldură este necesară cunoașterea caracteristicilor solului și calcularea aportului de energie, în funcție de regimul de lucru.

5.1.1. Determinarea debitului de agent secundar/caloportor (Gnecesar)

În funcție de puterea nominală a pompei

Cunoscând caracteristicile energetice ale pompei de căldură respectiv, puterea nominală (P) și coeficienții de performanță, în regim de încălzire (COPînc) și în regim de răcire (COPclimă) se pot determina sarcinile termice corespunzătoare fiecărui regim funcțional, din relația de definiție a coeficientului de performanță.

COP= (5.1)

respectiv:

[w] (5.2)

În funcție de temperaturile impuse agentului caloportor la intrarea () și ieșirea din pompa de căldură,) cu valorile recomandate mai jos :

Tabel 5.1. Regimul de lucru al pompei de căldură raportat la temperaturile agentului caloportor

(*) Valorile exacte conform fișei tehnice a PC.

se explicitează debitul din ecuația fundamentală a capacității termice:

Q = () (5.3)

Corespunzător regimului de lucru al pompei de căldură rezultă:

G încălzire / răcire= (5.4)

sau cu valorile din relația (5.2):

G încălzire / răcire=[mc/h] (5.5)

unde: Pel [w] – puterea electrică a PC

[kg/m3]- masa specifică a agentului caloportor

c [kcal /kg0C]- căldura specifică a agentului caloportor

=[0C] – ecartul de temperatură la PC.

În funcție de căldura cedată/preluată de la sol

Cunoscând sarcinile termice de calcul pentru obiectivul deservit se poate scrie ecuația de bilanț termic în funcție de cantitatea de căldură cedată / preluată din sol, sub forma:

În regim de încălzire: Q necesar = Pel + Qsol (5.6)

Substituind Pel din relația de definiție a COP :

= (5.7)

rezultă: + Qsol (5.8)

de unde : Qsol încăl= Qnec încăl () (5.9)

În regim de răcire / climatizare: Q sol = Pel + Qnec (5.10)

Substituind Pel conform (5.7):

Qsol răcire = Qnec clim () (5.11)

Sarcina termică preluată/ cedată solului se poate exprima în funcție de debitul de agent de lucru și de temperaturile acestuia tur ,retur, în baza relației (5.3) cu valorile exprimate prin (5.8) respectiv (5.10) sub forma:

G încălzire = (5.12)

respectiv:

G răcire = (5.13)

relații în care simbolurile și valorile temperaturilor, conform celor prezentate la relația (5.5).

5.1.2. Determinarea lungimii necesare a schimbătorului de căldură (Lnecesar)

Variația temperaturii agentului de lucru.

Cunoscând debitul (G) și temperatura agentului de lucru în secțiunea inițială (T0) se poate determina temperatura acestuia (TL), la o distanță curentă (L), prin aplicarea ecuației de transfer termic, corespunzător modelului liniar:

Pentru regimul de climatizare, agentul de lucru se răcește

-dTL G𝜌c=KπDe (TL-θsol)dL (5.14)

de unde rezultă: dL

Prin integrare între respectiv între 0 și L

(5.15)

se obține: ln= (5.16)

sau : = (5.17)

Din (5.17) se explicitează temperatura în secțiunea curentă /finală:

(5.18)

Pentru regimul de încălzire, agentul de lucru se încălzește și ecuația (5.14) ia forma:

dTL dL (5.19)

iar egalitatea (5.15) devine: (5.20)

care rezolvată conduce la: ln = (5.21)

respectiv: (5.22)

de unde: (5.23)

Din relațiile (5.16) și (5.21), cu se pot determina lungimile necesare ale schimbătorului de căldură:

pentru regimul de climatizare: (5.24)

pentru regimul de încălzire: (5.25)

5.1.3. Coeficientul global de transfer (K)

În relațiile anterioare, coeficientul global de transfer termic (k) are forma cunoscută:

K= [w/0C] (5.26)

unde: λ[w/0C]conductivitatea termică a conductei.

diametrul interior, exterior al conductei,

coeficientul de transfer convectiv de la agentul de lucru la peretele conductei

coeficientul de conductivitate termică de contact de la peretele conductei la sol.

5.1.4. Coeficientul de transfer convectiv se determină cu relațiile:

[w/0C] (5.27)

unde: l = Rh = – lungimea caracteristică,

Re= , Pr=

5.1.5. Coeficientul de conductivitate de contact se determină:

În funcție de granulozitatea și caracteristicile solului cu relația:

[w/0C] (5.28)

unde:

[m]-grosimea medie a interstițiului (diametrul mediu al granulelor de nisip).

[w/0C]- conductivitățiile termice ale conductei, nisipului și fluidului interstițial.

– raportul dintre aria suprafeței efective de contact și aria totală a zonei de contact conductă/sol.

=- raportul dintre aria interstițiilor și aria totală a zonei de contact.

5.2. SOLUȚII INOVATIVE PROPUSE

Schimbătoare de căldură cu geometrie variabilă [53]

Tipurile uzuale de schimbătoare geotermice, atât cele de suprafață cât și cele de adâncime, se caracterizează prin solicitarea neuniformă a solului.

Uniformizarea încărcării termice a masivului de pământ poate reprezenta o soluție de eficientizare energetică în sensul optimizării capacității de stocare și în consecință a reducerii suprafețelor /volumelor de teren utilizate.

În această idee se propun două soluții originale pentru realizarea schimbătoarelor de căldură de suprafață, cu cedare/ preluare uniformă de căldură în lungul sistemului.

În ambele variante schimbătoarele sunt concepute modular cu elemente având diametre sau respectiv lungime variabilă și încărcare termică uniform distribuită.

Una dintre soluțiile atipice de schimbător de căldură geotermic, de mică/ medie adâncime, utilizează geometria spațială variabilă, cilindrică sau tronconică. Prin comparație cu sondele/ forajele sau piloții geotermici, soluția prezintă particularități semnificative din punct de vedere al valorificării capacității termice a solului.

În cazul sondelor geotermice transferul de căldură este neuniform și direct proporțional cu adâncimea de forare și cu ecartul de temperatură, variabil, corespunzător cantității de căldură cedate / preluate de agentul de lucru de-a lungul buclelor de circulație a agentului de lucru, care echipează forajul.

În cazul schimbătoarelor de căldură de suprafață spirale cu geometrie cilindrică, fenomenul este similar cu observația, că prin modelarea spirală a conductei de circulație, adâncimea echivalentă necesară este semnificativ mai redusă în comparație cu sondele verticale.

Pentru spiralele realizate cu conducte cu diametru constant, se păstrează dezavantajul încărcării / descărcării neuniforme a solului.

Situația este radical modificată în cazul utilizării geometriei spirale tronconice, sau cilindrice modulare, la care încărcarea suprafețelor de transfer, este direct proporțională cu reducerea temperaturii agentului de lucru, iar evoluția sa, conduce la un transfer, respectiv încărcare /descărcare, uniform.

Din punct de vedere funcțional și energetic, soluția este evident superioară oricărei soluții uzuale de suprafață sau de adâncime, la care transferul de căldură este variabil în lungul schimbătorului de căldură.

Un efect similar, se poate obține prin adaptarea spiralei cilindrice la un schimbător modular, constituit din elemente circulare înseriate, având diametrul constant, realizate din conducte cu diametru variabil.

Fluxul de căldură cedată/ primită, rămâne constant la fiecare nivel, corespunzător modificării suprafețelor de transfer, proporțional cu variația ecartului de temperatură.

Particularitatea soluțiilor propuse, reprezintă argumentul favorabil optimizării schimbătoarelor geotermice de suprafață, utilizate în sisteme hibride de realizare a instalațiilor de încălzire / răcire utilizând energia geotermică și energia solară.

Valorificând avantajul menționat, este posibilă reducerea suprafețelor de teren utilizat pentru stocarea sezonieră a energiei.

Prin măsuri suplimentare puțin costisitoare precum omogenizarea și umidificarea materialului de stocare și izolarea termică a incintei stocatorului de căldură se pot obține, în limite determinate, rezultate echivalente din punct de vedere termic și superioare economic celor realizate în soluțiile clasice.

În continuare se prezintă principiul constructiv și metoda de calcul propusă.

5.2.1.Schimbător modular tip spirală progresivă

Schimbătorul este constituit din elemente semicirculare înseriate care îmbracă o suprafață tronconică, cu pasul p1 fiind dispuse în planuri secante, sub un unghi constant față de orizontală.[54]

Lungimea modulelor este determinată după principiul egalității cantităților de căldură cedate/ primite de către fiecare element în așa fel încât solicitarea masivului de pământ să fie uniformă.

Fig.5.1. Schimbător de căldură tip spirală progresivă

Dimensiunile finale rezultă în funcție de sarcina termică totală (Q), numărul de elemente (n), caracteristicile termofizice ale solului și parametrii geometrici impuși, respectiv diametrul bazei mici și pasul spiralei.

Corespunzător principiului enunțat, cedarea specifică este constantă:

(5.29)

unde:

K [w/= coeficientul global de transfer termic al schimbătorului

n= -numărul modulelor

–temperatura medie a agentului de lucru pe tronsonul curent

= temperatura solului, considerată constantă pe durata procesului.

Pentru pompele de căldură apă- sol, reversibile, ecartul de temperatură , care trebuie realizat în schimbător, diferă sezonier fiind aproximativ 15oC – 20oC în regim de răcire și cca. 15 oC în regim de încălzire.

Repartizat uniform pe cele (n) elemente, rezultă că pentru fiecare element, diferența dintre temperatura de intrare () și de ieșire () este aceiași:

cu: (5.30)

Pentru primul element cu lungimea () impusă, temperatura de ieșire va fi:

și temperatura medie (5.31)

Cu precizarea inițială că modulele sunt înseriate, temperatura de intrare într-un element este egală cu temperatura de ieșire din elementul anterior.

În consecință, prin evaluare succesivă, pentru ultimul element se pot scrie relațiile:

în secțiunea de intrare :

în secțiunea de ieșire : (5.32)

temperatura medie:

În relațiile de calcul în care intervine suma algebrică, semnul (-) se aplică în regim de climatizare/ răcire și semnul (+) pentru regimul de încălzire.

Calculul se efectuează pentru ambele ipoteze de lucru, adoptând valorile acoperitoare.

Din condiția de echivalență a cantităților de căldură cedate /primite rezultă:

respectiv:

= (5.33)

unde D1 este diametrul cercului din planul secant.

(5.34)

Substituind în (5.33) rezultă:

(5.35)

Cu conform (5.31) si conform (5.32) se obține forma finală:

(5.36)

Cu valoarea determinată pentru Ln rezultă diametrul ultimului modul:

(5.37)

Configurația finală a volumului virtual corespunzător unui pas dat (p) și unui număr impus de module înseriate (n) este determinată de valoarea unghiurilor caracteristice.

– între generatoarea trunchiului de con și verticală, și

– între diametrul elementelor și orizontală.

ale căror valori rezultă din corelațiile geometrice între mărimile determinante ale trunchiului de con generator (fig.VI.2)

Fig.5.2. Secțiunea mediană a trunchiului de con

În trapezul klnv: B = b 2 (np) tg (5.38)

și din asemănarea triunghiurilor rezultă:

: respectiv (5.39)

Substituind (5.38) în (5.39);

b+2 (np) tg =b, de unde:

(5.40)

sau explicitând conform (5.34) și (5.36) se obține forma finală:

(5.41)

care definește geometria schimbătorului în funcție de parametri cunoscuți, cu semnificațiile :

b- baza mică

p- pasul spirei

n- numărul de module

– ecartul temperaturilor extreme pe modul

temperatura agetului de lucru la intrarea în schimbător

– temperatura masivului de pământ.

5.2.2.Schimbător modular cu diametru constant și secțiune circulară variabilă

Schimbătorul de căldură are forma cilindrică cu diametrul (D) și înălțimea (H) impuse.[55]

Este constituit din (n) module circulare cu secțiune variabilă, înseriate, al căror diametru (di) se determină din condiția de egalitate a cantităților de căldură cedate /primite în așa fel încât solicitarea masivului de pământ să fie uniformă.

Fig. 5.3. Schimbător de căldură modular cu elemente circulare cu diametru constant și secțiune variabilă

Cunoscând înălțimea (H) și pasul (p) rezultă numărul de module (n) unde: și fluxul specific respectiv:

Datorită diferențelor obiective dintre diametrul necesar (), rezultat din calcul și diametrul nominal () adoptat, rezultă abateri ale fluxului efectiv () față de fluxul uniform repartizat ()

Determinarea fluxului termic efectiv/ modul

Într-un modul curent (i) circulația agentului de lucru și transferul termic se produc simetric între secțiunea de intrare (1) și cea de ieșire (2), temperaturile variind de la () la ().

Din punct de vedere funcțional, temperatura de intrare într-un modul este egală cu temperatura de ieșire din modulul anterior:

Ecuația diferențială de transfer termic scrisă pentru modulul curent (i) între secțiunea inițială și finală are forma:

(5.42)

unde suprafața elementară:

–=()dL (5.43)

Substituind și separând variabilele rezultă:

(5.44)

Integrând între și , respectiv între 0 și se obține:

,

respectiv prin schimbarea limitelor în membrul stâng :

ln = (5.45)

Cu notația A= rezultă forma finală:

ln = A, de unde:

(5.46) și (5.47)

Cunoscând caracteristicile geometrice și fizice ale conductei (di, e, λ) și ale solului () se calculează cu relațiile indicate anterior.

fluxul efectiv cedat / primit de modulul curent se calculează cu relația:

,

sau explicit : (5.48)

Determinarea diametrului necesar/ modul

Pentru determinarea diametrului necesar modulului curent, sarcina termică specifică se calculează repartizând uniform sarcina reziduală la restul elementelor disponibile:

(5.49)

Acceptând în prima aproximație coeficientul global de transfer egal cu valoarea rezultă pe tronsonul anterior.

și temperatura medie pe tronson egală cu temperatura medie a tronsonului anterior ), diminuată / majorată uniform cu fracțiunea ():

, unde, = (5.50)

se determină diametrul necesar pentru modulul curent () din ecuația de bilanț:

respectiv:

(5.51)

În relația (5.51) se adoptă, după caz, în funcție de regimul de lucru:

pentru climatizare : semnul (-) și =,

pentru încălzire : semnul (+) și =,

iar – conform (5.49).

Pentru valoarea ( rezultată se adoptă diametrul standardizat corespunzător () și se calculează:

temperatura de ieșire – – conform (5.46) și

fluxul termic efectiv – – conform (5.48).

Calculul se repetă succesiv pentru fiecare dintre cele (n) module ale schimbătorului.

5.2.3. Schimbător modular cilindric cu secțiune inelară și înălțime variabilă

Pentru solicitarea termică uniformă a masivului de pământ se propune realizarea unui schimbător de căldură cu geometrie variabilă, prin înserierea unor module cu suprafața de transfer dublu cilindrică având secțiunea de curgere dreptunghiulară, cu înălțimea variabilă.[56]

Fig.5.4. Geoschimbător de căldură modular cu geometrie variabilă

Schimbătorul este destinat realizării surselor reci de mică și medie adâncime, necesare sistemelor echipate cu pompe de căldură geotermice, cu compresie mecanică de vapori.

Funcționează cu agent caloportor, care poate fi un fluid intermediar sau însăși agentul frigorific utilizat de pompa de căldură.

Circulația agentului de lucru în fiecare modul se face simetric între secțiunile de intrare și ieșire, prin canale verticale șicanate, cu secțiune constantă, prevăzute cu un distribuitor și un colector care asigură repartiția și uniformizarea debitelor, egale cu jumătate din debitul nominal .

Repartiția proporțională a ecartului de temperatură (𝛥T)

Principala caracteristică a aparatului este aceea că asigură un flux termic uniform, iar reducerea sau după caz, majorarea temperaturii agentului de lucru se face proporțional cu suprafața de transfer a fiecărui modul, respectiv proporțional cu înălțimea acestora (hi).

Cunoscând parametrii impuși :

Din, e – diametrul mediu și lățimea canalelor de curgere

– înălțimea totală activă a aparatului.

– temperaturile în secțiunile de intrare/ ieșire.

θ – temperatura solului.

se poate exprima fluxul termic modular conform ecuației generale de transfer termic:

(5.52)

Repartizând ecartul total de temperatură proporțional cu înălțimea aparatului, temperatura în secțiunea de ieșire a fiecărui modul (T2i) va avea valoarea:

(5.53)

unde:

(5.54)

În consecință, temperatura medie a agentului de lucru () va fi:

(5.55)

Substituind în (5.52) temperatura medie conform (5.55) și suprafața de transfer conform (5.56),

(5.56)

rezultă:

(5.57)

Întrucât modulele sunt înseriate, pentru fiecare modul temperatura de intrare este egală cu temperatura de ieșire din modulul anterior, conform (5.53).

(5.58)

Temperatura medie a agentului de lucru este:

(5.59)

Ținând seama de (5.57), se poate scrie relația de echivalență:

(5.60)

Dacă se impune înălțimea pentru primul modul (h1) și temperatura în secțiunea de intrare =, membrul stâng al egalității (5.60) are valori cunoscute (C) rezultând în consecință ecuația de gradul 2 în ():

= 0 (5.61)

Prin aplicarea succesivă a relației (61), cu respectarea condițiilor enunțate anterior, se determină valorile căutate ale înălțimii celor (n) module, care asigură obținerea temperaturii finale de ieșire

Se face precizarea că relația de echivalență (5.60) impune asigurarea unui coeficient global de transfer (k) cu valoare constantă pentru toate modulele, și un regim hidraulic uniform.

În acest scop organizarea curgerii s-a făcut prin canale verticale șicanate, având aceeași secțiune transversală și în consecință, viteză și regim de curgere uniform.

În funcție de dimensiunile geometrice adoptate (Dm și e) și de numărul de șicane (s) – se determină mărimile hidraulice caracteristice.

Fig. 5.5. Dimensiuni geometrice ale schimbătorului

aria secțiunii de curgere:

raza hidraulică:

viteza de curgere: v =

criteriul Reynolds: Re=

Pentru calculul coeficientului global de transfer k, în funcție de valorile parametrilor de lucru și de caracteristicile materialelor se folosesc relațiile cunoscute.

Fluxul transmis de fiecare modul se calculează conform relației (5.52).

Principala caracteristică a dispozitivului este aceea că modulele realizează un flux termic constant asigurând încălzirea uniformă a masivului de pământ.

În consecință fluxul termic dependent de produsul celor doi parametri Qi=φ (), se menține constant.

Construite din materiale cu conductivitate termică ridicată, tole/ țevi din cupru sau oțel inoxidabil, acest tip de schimbător cu secțiune inelară constantă are o capacitate de transfer net superioară schimbătoarelor realizate din conducte de polietilenă.

Repartiția proporțională a sarcinii termice (Q)

Pentru valori impuse dimensiunilor generale ale schimbătorului (Dm și H) și ale parametrilor de lucru (Q și ΔT), calculul înălțimii modulelor succesive (hi) se poate face acceptând următoarele ipoteze de solicitare:

Pentru solicitarea uniformă a masivului de pământ se propune:

repartizarea sarcinii termice totale (Q) proporțional cu suprafața modulului:

și (5.62)

preluarea ecartului total de temperatură (ΔT=) – invers proporțional cu suprafata modulului:

(5.63)

Se utilizează ecuația generală de transfer de căldură:

(5.64)

în care temperatura medie a agentului de lucru:

respectiv:

(5.65)

Temperatura în secțiunea de intrare a modulului () este egală cu temperatura de ieșire din modulul anterior :

iar temperatura în secțiunile de ieșire, se obțin prin diminuarea / majorarea temperaturii de intrare cu fracțiunea aferentă .

Substituind în (5.64) relațiile (5.62) , (5.63) și (5.65) rezultă:

Pentru climatizare:

(5.66)

de unde după simplificări și separarea variabilelor se explicitează înălțimea modulului curent (hi):

respectiv: (5.67)

unde: – ecartul de temperatură

Q = sarcina termică totală aferentă sistemului,

k = coeficientul global de transfer calculat în funcție de debitul agentului de lucru (G), dimensiunile adoptate (D și e) și caracteristicile termofizice ale materialelor și solului.

înălțimea activă totală adoptată pentru schimbătorul de căldură.

Pentru încălzire:

de unde : și

(5.68)

5.2.4. Schimbător modular cilindric alcătuit din fascicule de țevi cu înălțime variabilă

Reprezintă o alternativă constructivă la soluția prezentată anterior – (1.3).

Modulele sunt alcătuite din fascicole de țevi cu diametru constant (d) și înălțime variabilă (Hi) dispuse circular și interconectate prin intermediul unor distribuitoare-colectoare inelare cu secțiune dreptunghiulară, casetate, având diametrul mediul (Dm) constant – fig.(5.6).

Fig. 5.6. Geoschimbător de căldură modular cu geometrie variabilă, fascicular

Conectarea decalată a distribuitoarelor asigură repartiția simetrică și circulația șicanată a agentului de lucru cu regim hidraulic uniform, indiferent de înălțimea modulelor.

Transferul termic se realizează la nivelul suprafețelor laterale ale fasciculelor de țevi.

Principiul de calcul este similar celui prezentat pentru schimbătorul cilindric cu secțiune inelară (Subcapitolul 5.3) ținând seama de parametrii geotermici și funcționali impuși:

Dm, H – diametrul mediu și înălțimea totală a aparatului.

n, d – numărul și diametrul țevilor din fascicol

G, ΔT = T tur -T retur – debitul și ecartul de temperatură pentru agentul de lucru.

θ – temperatura solului.

5.2.5. Model de calcul cu acumulare pentru schimbătoarele de căldură cu geometrie variabilă.

În ipoteza stocării uniforme a căldurii cedate de schimbătorul geotermic într-un volum determinat, dimensionarea și comportarea acestuia pot fi asimilate cu cea a unui schimbător de căldură cu acumulare.[57]

În consecință, pentru condiții date, poate fi urmărită evoluția în timp a temperaturii agentului de lucru la ieșirea din aparat T2 și a temperaturii solului între θ inițial și θ final respectiv durata ciclului de încărcare, τ0.

Fig. 5.7. Variația temperaturilor

Considerând parametrii termofizici:

– pentru agentul de lucru

– pentru sol

și caracteristicile schimbătorului geotermic:

S- suprafața de transfer,

k- coeficientul global de schimb de căldură.

ecuația diferențială de bilanț termic și de transfer de căldură ia forma:

= (5.69)

de unde: = (5.70)

Substituind în (5.70) : (5.71)

respectiv: = = (5.72)

rezultă :

și temperatura agentului de lucru la ieșirea din schimbător:

(5.73)

Înlocuind în ecuația (5.69) temperatura conform (5.73) se obține forma echivalentă:

– (5.74)

Separând variabilele și integrând între θ inițial și θ final și între 0, τ0.

– (5.75)

rezultă relația finală de calcul, utilizabilă atât pentru dimensionare cât și pentru verificare:

ln (5.76)

după cum urmează:

Pentru dimensionare:

Cunoscând: echivalenții termici:

temperaturile impuse

timpul de funcționare: .

din relația (5.76) se explicitează :

respectiv: (5.77)

Din echivalența: (5.71) (5.77) respectiv:

se determină relația pentru calculul suprafeței necesare de transfer termic:

(5.78)

Pentru verificare

Cunoscând: – echivalenții calorici:

– temperaturile impuse

-suprafața disponibilă de transfer: S.

din ecuația (5.76) se explicitează , timpul de încărcare a stocatorului:

(5.79)

Pentru determinarea temperaturii solului la un moment oarecare ():

se integrează ecuația (5.75) între , , și între 0 și .

(5.80)

rezultă:

de unde, temperatura solului la un moment oarecare:

(5.81)

Substituind valoarea obținută în (5.73), rezultă și temperatura agentului de lucru în secțiunea de ieșire, la momentul considerat:

(5.82)

5.3. CALCULUL HIDRAULIC

Constă în determinarea pierderii totale de sarcină pe flux.

Se calculează în funcție de debitul de agent de lucru distribuit (Q) și modulul de rezistență al canalelor înseriate (M), cu relațiile generale cunoscute:

(5.83)

modulul de rezistență are forma explicită:

(5.84)

unde pentru coeficientul lui Chezy (C) se folosește relația lui Manning:

C= (5.85)

cu, coeficientul de rugozitate n= 0,012, pentru suprafețe metalice.

Particularizând relațiile (5.83)-( 5.85) în funcție geometria și dimensiunile adoptate pentru modulele schimbătorului de căldură rezultă:

În soluția cu secțiune inelară și curgere șicanată

cunoscând: m- numărul de module

D- diametrul mediu al modulelor

e- lățimea canalelor

d- diametrul echivalent al secțiunii de curgere

H- înălțimea modulului

-secțiunea de curgere a unui canal

V = G/2 – debitul volumic tranzitat

L=m/2H- lungimea totală de calcul

Se explicitează modulul de rezistență conform (5.84):

în funcție de mărimile hidraulice echivalente, respectiv:

(5.86)

unde: A = (5.87)

Substituind în relația (5.83) și particularizând pentru e=0,025 rezultă forma explicită a relației pentru calculul pierderilor de sarcină:

(5.88)

care poate fi transpusă în corelațiile parametrice:

(5.89)

În diagramele de calcul figura 5.8, sunt reprezentate logaritmic, corelațiile parametriilor pentru setul de valori caracteristice adoptate:

V – corespunzător mărimii pompelor de căldură

D 0,35; 0,45; 0,55; 0,65;

n = 36; 24; 12; 8.

H = 1,0; 1,5; 2; 3 .

Tabel 5.2. Corelațiile parametriilor pentru valorile caracteristice adoptate

Fig.5.8. Diagrame de calcul

În soluția cu fascicole de țevi interconectate

Pentru: m- numărul de tronsoanelor înseriate pe flux.

d- diametrul țevilor

L = m H – lungimea totală a traseului

Q= V/2- debitul volumic.

rezultă:

(5.90)

Reprezentarea grafică se realizează în mod similar pentru corelațiile parametrice:

(5.91)

unde: V, H, m, au aceleași valori ca pentru secțiunea inelară și curgere șicanată și pentru d=0,025m, 0,032m, 0,042m, 0,050m.

5.4. INDICATORI DE CALITATE

Caracteristica funcțională și performanțele schimbătoarelor de căldură pot fi evidențiate prin intermediul randamentelor termice și termodinamice [52] care au următoarele semnificații:

Eficiența procesului de încălzire/ răcire ()

, (5.92)

Reprezintă raportul dintre creșterea / reducerea efectivă a temperaturii celor două medii și diferența totală de temperatură înregistrate în aparat (diferența dintre temperaturile inițiale ale celor două medii).

Fig. 5.9. Procesele termice ale schimbătorului de căldură

Randamentul termic ()

(5.93)

Reprezintă raportul dintre debitul de căldură () transmis agentului/ mediului rece și debitul maxim posibil () a fi obținut ipotetic,în aparatul cu suprafață infinită.

Randamentul termodinamic ()

Evaluează gradul de utilizare a căldurii transportate de fluidul cald și se exprimă prin raportul dintre debitul de căldură preluat de agentul /mediul rece () și cantitatea de căldură pe care ar putea să o transmită agentuui primar într-un proces de schimb până la echilibrul cu mediul ambiant, respectiv până la temperatura acestuia ():

(5.94)

Eficiența termică ()

Exprimată prin raportul dintre sarcina termică reală a aparatului și sarcina termică maxim posibilă:

(5.95)

unde este valoarea minimă dintre capacitățile termice ale celor două medii , .

În cazul aparatelor legate în serie, indicatorii trebuie determinați pentru întregul set de schimbătoare.

Pierderea specifică de presiune ()

Este definită ca raport între pierderea totală de sarcină a agentului primar și numărul de unități de transfer de căldură (NTC):

, cu: (5.96)

5.5. STOCATORUL DE CĂLDURĂ

În cazul surselor geotermice de suprafață sau de adâncime, cantitățile de căldură preluate, în condiții naturale sunt condiționate de caracteristicile termofizice ale solului și în mod determinant, de evoluția temperaturii mediului, influențată de variația sezonieră a factorilor climatici.[58]

Consecințele de natură dimensională și implicit economică pot fi evitate prin ,, controlul’’ mediului de stocare și utilizarea preponderentă a sursei, în concordanță cu cerințele utilizatorului.

Din punct de vedere a tehnic o asemenea rezolvare presupune:

izolarea termică a maselor de acumulare de mediul înconjurător pentru limitarea aporturilor și a pierderilor necontrolate de căldură.

selectarea materialelor de umplutură cu parametri termofizici optimi și menținerea umidității în limite determinate;

utilizarea unor schimbătoare de căldură cu solul cu capacitatea ridicată de transfer

hibridizarea sistemului echipat cu pompe geotermice în scopul utilizării stocatorului de căldură în compensare, pentru modurile de lucru ,, climatizare,, / ,,încălzire,,.

Întrucât sarcina de răcire este superioară celei de încălzire, în cazul sistemelor echipate cu pompe de căldură reversibile, dimensionarea stocatorului trebuie făcută corespunzător regimului de încălzire.

Ca urmare excedentul de căldură din perioada de vară trebuie disipat prin valorificare pentru folosințe complementare pentru a permite funcționarea ciclică a sursei.

Din punct de vedere constructiv soluția poate fi materializată în amenajări de mică sau medie adâncime , de preferință sub forma unor incinte subterane, puțuri sau foraje cu diametru mare și adâncimi până la 10 m, individuale sau cuplate în paralel, în funcție de volumul de acumulare necesar.[59]

În cazul utilizării schimbătoarelor de căldură de tip cilindric modular se propune realizarea sursei sub forma unor piloți geotermici forați , cu tubaj nerecuperabil, din țevi cu conductivitate termică redusă (PAFSIN), având diametrul interior Di = 0,80 -1,20 m și lungimea zonei active H= 5,0 – 6,0 m.

5.5.1. Determinarea volumului necesar de stocare

Cunoscând: – sarcina termică utilă: Qutil

– durata ciclului de încărcare:

– ecartul de temperatură admis –Δθ=

– parametrii termofizici ai solului (𝜌,c)sol

volumul necesar al stocatorului se determină cu relația: (5.97)

Pentru Δθ se recomandă valori între 5 și 150C.

Dacă sarcina utilă sezonieră este asigurată cu ajutorul unei pompe de căldură reversibile, bilanțul energetic se exprimă prin ecuația:

(5.98)

Din relația de definiție a factorului de performanță sezonieră:

SCOP= (5.99)

rezultă : = (5.100)

Substituind (5.98) în (5.100) se obține:

respectiv : = (5.101) Explicitând în relația (5.98) Qutil în funcție de sarcina sezonieră și de factorul de performanță sezonier conform (5.100) și (5.101) se obține expresia finală pentru calculul volumului sezonier al stocatorului:

(5.102)

La limită, cu SCOP = 1,15 rezultă: (5.103)

5.5.2. Stabilirea numărului de unități de stocare

Considerând volumul util al unui pilot geotermic. (5.104)

în care , sunt diametrele caracteristice ale schimbătorului modular, rezultă numărul de unități necesare pentru realizarea sursei în funcție de volumul de stocare necesar conform (5.103):

(5.105)

5.6. ANALIZA COMPARATIVĂ A CAPACITĂȚII DE TRANSFER A SCHIMBĂTOARELOR MODULARE CU A CELOR DE TIP VERTICAL

Capacitatea de transfer a schimbătoarelor geotermice de tip vertical se poate exprima prin fluxul termic liniar – mărime definită ca raport între sarcina termică (Q) preluată/ cedată de agentul de lucru –în regim staționar și lungimea totală a dispozitivului aflat în contact cu solul (L):

q= Q /L (5.106)

5.6.1. Rezistența termică totală

Din punct de vedere fizic procesul este condiționat de rezistența totală de transfer termic dintre fluidul caloportor și masivul de pământ (RL) și diferența dintre temperaturile stabilizate ale acestora:(Tf – θ), respectiv:

q x RL= (T -θ) (5.107)

Rezistența temică totală dintre fluid și mediul exterior sondei include:

Rezistența la transfer convectiv între agentul purtător și suprafețele delimitatoare ale canalelor de transport (Rf):

Rezistențele la transfer conductiv prin pereții canalelor (Rp)

Rezistențele de contact la interfața dintre canale și materialele înconjurătoare în care sunt înglobate (Rc).

Suma acestor mărimi, particularizate în funcție de alcătuirea constructivă a schimbătorului de căldură determină rezistența termică totală:

RL= Rf+ RP + RC (5.108)

Se impune precizarea că exprimarea coeficientului global de schimb de căldură (k) și implicit a rezistențelor termice (R) pentru suprafețe cilindrice cu diametrul (d) se poate face în unități de măsură raportate la unitatea de lungime (m) sau la unitatea de suprafață (m2), cu următoarele relații de conversie:

KL =

și respectiv : RL =

În continuare se prezintă formulele explicite pentru calculul rezistențelor termice lineare, rezultate din analiza proceselor de transfer termic prin suprafețe cilindrice.

Rezistența la transfer convectiv

În cazul curgerii printr-o conductă / canal cu secțiune circulară :

(5.109)

unde: , coeficientul de transfer convectiv, pe unitatea de suprafața interioară, se determină în funcție de criteriul Nu cu relația :

(5.110)

Corespunzător, relația (5.109) în forma:

(5.111)

În cazul curgerii printr-un canal cu secțiune inelară

Rezistențele de transfer se diferențiază pe cele două suprafețe având diametrele Di și De:

(5.112)

și (5.113)

Coeficientul de transfer convectiv se explicitează în funcție de diametrul hidraulic echivalent (dechiv) secțiunii inelare, respectiv având aceiași rază hidraulică cu secțiunea inelară.

de unde = (5.114)

și = (5.115)

Substituind (5.115) în (5.113) și (5.114) se obțin formele explicite pentru rezistențele convective:

Pentru suprafața interioară:

(5.116)

Pentru suprafața exterioară :

(5.117)

În literatura de specialitate [65]valorile criteriului Nusselt sunt diferențiate pentru cele două poziții ale suprafețelor de transfer și în funcție de regimul de curgere.

Tabelul 5.3. Valorile criteriului Nusselt

De asemenea, în funcție de regimul termic, sunt indicate valori distincte:

Pentru încălzire – Nu = 0,023 (5.118)

Pentru răcire – Nu = 0,023 (5.119)

În „Transfer de căldură și de masă, D. ȘTEFĂNESCU – A. LECA” [65] pentru calculul criteriului Nusselt sunt indicate următoarele relații:

Pentru conducte în regim turbulent Nu= 0,023 (5.120)

Pentru suprafețe plane Nu = 0,664 (5.121)

În „An innovative borehole heat exchanger configuration with improved heat transfer –S. FOCACCIA, E. TINTI” [64], pentru procesele de transfer termic în regim de convecție liberă/ naturală, este indicată relația:

Nu = 0, 59 (5.122)

valabilă pentru Ra =

Criteriile Grashof și Prandte sunt exprimate cu formulele cunoscute:

Gr = (5.123)

Pr = (5.124)

unde: g – accelerația gravitațională

l – lungimea caracteristică

υ –vâscozitatea cinematică

cpcăldura specifică

λ – conductivitatea termică

β – coeficientul de dilatare volumică a fluidului

ΔT – diferența de temperatură care generează diferența de densitate ()

sau

Rezistența la transfer conductiv

Rezistența la transfer termic în regim permanent, prin pereții structurilor cilindrice, este exprimată prin relația cunoscută:

(5.125)

în funcție de conductivitatea termică a materialului traversat () și diametrele interior (di) și exterior (de) ale secțiunii circulare.

Rezistența de contact

Datorită contactului imperfect dintre suprafața exterioară a conductei purtătoare și mediul în care este integrată, la interfața acesteia, transferul de căldură este afectat.

Rezistența termică de contact (Rc) depinde de conductivitatea termică a celor două materiale ( ), (), și a fluidului interstițial () precum și de dimensionarea medie a spațiului liber (δ).

Se definește prin relația:

Rc = (5.126)

în care conductivitatea de contact () se calculează cu relația [D. Stefacescu și A. Leca].

(5.127)

unde: S aria suprafeței totale a zonei de contact, iar

Sc aria efectivă a suprafețelor aflate în contact direct

În situațiile în care dimensiunea medie a spațiului liber (δ) este mică în raport cu diametrul exterior al conductei, rezistența de contact se poate determina cu relația simplificată (5.124) în funcție de conductivitatea materialului înconjurător (),[60].

= (5.128)

5.6.2. Lungimea echivalentă de substituție

În condiții similare de lucru privind sarcina termică (Q) și regimul de temperaturi (ΔT), se poate face analiza eficienței diferitelor alcătuiri constructive ale schimbătoarelor verticale, prin compararea lungimilor necesare în funcție de rezistența totală la transfer a sistemului.

Corespunzător ecuației generale a transferului de căldură prin suprafețele cilindrice:

Q = (5.129)

în condiții echivalente de lucru, rezultă identitatea:

(5.130)

În baza acesteia, pentru două sisteme dintre care unul analizat comparativ cu un sistem considerat de referință, rezultă egalitatea:

(5.131)

de unde, lungimea echivalentă de substituție

(5.132)

În relația (5.133) rezistențele termice lineare totale () și ( se determină conform relațiilor prezentate în subcapitolul anterior , în funcție de dimensiunile geometrice și de parametrii termofizici specifici elementelor constitutive.

5.6.3. Analiza comparativă a structurilor uzuale cu soluția modulară propusă

Comparația se face be baza lungimii echivalente de substituție corespunzătoare fiecărei structuri considerate.

În practică se folosesc în mod obișnuit următoarele tipuri și dimensiuni pentru sondele /forajele geotermice:

Foraj cu diametrul 127 mm sau 152 mm echipat cu o buclă tip U în circuit închis, realizată cu țeavă de ϕ 32 x 2,4 mm, din polietilenă de înaltă densitate PE 100, Pn 16, sau din polietilenă reticulată PEX-a, dispusă cu sau fără interspații.

Foraj cu diametrul de 127 mm, cu două bucle tip U ϕ 32 mm închise, dispuse cu interspații.

Foraj cu diametrul 200 mm, echipat cu două circuite tip U ϕ 40 dispuse cu interspații,

În toate aceste variante, în interspațiile dintre conducte și pereții forajului este injectat material de umplutură –mixturi de ciment /bentonită, pentru consolidarea pereților forajului și pentru asigurarea cuplajului termic cu solul.

Foraj cu diametrul 127, 152, 200 mm, tubat cu țeavă din PVC pentru consolidarea pereților, și echipat cu o buclă tip U- ϕ 32 mm/ 40 mm cu interspații, imersată într-un fluid termostabil – apă glicolată sau saramură cu concentrația de 35 gr/ litru.

Sondă coaxială constituită dintr-un foraj tubat cu diametrul având caracteristicile din tabelul de mai jos de 152/200 mm echipat cu o conductă de ϕ 40 mm concentrică pe poziție fixă.

Agentul caloportor circulă în sens descendent și ascendent prin conducta centrală și spațiul inelar dintre acestea și tubul de protecție.

În baza relațiilor prezentate în subcapitolul 5.1.3, cu valori ale parametrilor termofizici conform tabelelor de mai jos:

Tabelul 5.4.Caracteristicile termofizice ale materialelor

Tab.5.5. Parametrii termofizici ai fluidului intermediar

au fost analizate comparativ câteva structuri uzuale, prevăzute în Anexa 1.

Adoptând ca soluție de referință schimbătorul cilindric modular, lungimile specifice de substituție (calculate cu relația 5.133) pentru variantele constructive analizate detaliat în Anexa1, sunt prezentate mai jos:

Tab.5.6. Lungimile specifice de substituție

Compunerea rezultatelor evidențiază eficiența superioară din punct de vedere termic și implicit economic a soluției inovative propuse.

5.7. CONCLUZII PARȚIALE

Modelele analitice propuse pentru calculul schimbătoarelor au ca scop determinarea lungimii suprafeței de transfer necesare și modificarea temperaturii agentului de lucru între pompa de căldură și sursă.

În general având în vedere menținerea dimensiunilor geotermice constante în lungul schimbătorului de căldură, fluxul termic este variabil, determină o încărcare neuniformă a masivului de pământ.

Pentru îmbunătățirea condițiilor de lucru au fost propuse schimbătoare cu geometrie variabilă:

soluția (A) – suprafețe cilindrice concentrice, compartimentate în interior cu canale vertical cu secțiune constantă, delimitate prin timpane șicanate;

soluția (B) – suprafața cumulată a unor fascicole de țevi cu diametru constant, interconectate prin intermediul unor colectoare/distribuitoare inelare, cu secțiune dreptunghiulară, casetate, care asigură circulația șicanată a agentului de lucru prin țevi.

Dimensionarea suprafețelor de transfer ale modulelor în raport invers proporțional cu temperatura medie a agentului de lucru, determină uniformizarea fluxurilor termice, ceea ce reprezintă principala caracteristică a soluției propuse, asigurând solicitarea echilibrată a masivului de pământ și în consecință reducerea suprafețelor de teren, respectiv a lungimii forajelor necesare pentru amenajarea sursei.

Pentru schimbătoarele de căldură modulare se propune similarea modelelor de calcul cu modele de calcul ale schimbătoarelor de căldură cu acumulare , ceea ce permite determinarea relațiilor necesare de calcul pentru dimensionarea schimbătoarele în funcție de debite și temperaturi precum și pentru verificarea în sensul determinării evoluției în timp a temperaturii agentului de lucru și în masa de stocare.

Pentru modele propuse s-a realizat o analiză comparativă a rezistenței totale la transfer termic.

Aceste schimbătoare pot fi integrate în stocatoare de căldură cu mediul controlat, cu compensare sezonieră – sarcina totală de răcire este superioară celei de încălzire, motiv pentru care se impune dimensionarea stocatorului la sarcina de încălzire și valorificarea excedentului de căldură în sisteme hibride pentru alte utilizări.

CAPITOLUL 6

SIMULĂRI NUMERICE

Pentru evidențierea comportamentului termodinamic al geoschimbătoarelor de căldură cu geometrie variabilă au fost efectuate simulări numerice pentru tipurile de schimbătoare de căldură care fac obiectul Dosarului de invenție înregistrat la OSIM cu numărul A201600061/28.01.2016.

6.1. CARACTERISTICI CONSTRUCTIV FUNCȚIONALE

Geoschimbătorul de căldură modular cu geometrie variabilă este destinat cuplării cu solul a pompelor termice cu compresie mecanică de vapori, integrate în sistemele de instalații pentru încălzirea și/sau climatizarea clădirilor. [62]

Soluțiile tehnice utilizate în prezent sunt realizate cu una sau mai multe conducte din polietilenă montate în paralel pe suprafețe orizontale, la adâncimi de 1,2-1,8 m de la suprafața terenului, sub formă de bucle închise cu lungimi de maximum 100 m, sau montate vertical în foraje cu diametre de 150-400 mm și adâncimi între 15 și 280m. În toate aceste soluții conductele de transport au diametrul constant de 32-45 mm. între punctele de joncțiune la pompa de căldură sau la distribuitor –colector [61]. Fluxul termic transferat variază în lungul conductelor determinând solicitarea neuniformă a masivului de pământ.

Invenția revendicată- Geoschimbător de căldură modular cu geometrie variabilă se referă la un schimbător de căldură de tip lichid-sol, destinat cuplării pompelor termice cu compresie mecanică de vapori cu sursa rece-solul, în sistemele de instalații de încălzire/climatizare, aferente clădirilor. Schimbătorul este constituit din module cilindrice inelare cu diametru mediu constant și suprafețe de transfer variabile, înseriate, care asigură fluxuri termice uniforme la nivelul tuturor modulelor constitutive. Din punct de vedere constructiv poate fi realizat în două variante constructive (A) și (B), diferențiate prin modul de alcătuire a suprafețelor de transfer termic și a canalelor pentru circulația agentului de lucru:

soluția (A) – suprafețe cilindrice concentrice, compartimentate în interior cu canale vertical cu secțiune constantă, delimitate prin timpane șicanate;

soluția (B) – suprafața cumulată a unor fascicole de țevi cu diametru constant, interconectate prin intermediul unor colectoare/distribuitoare inelare, cu secțiune dreptunghiulară, casetate, care asigură circulația șicanată a agentului de lucru prin țevi.

Dimensionarea suprafețelor de transfer ale modulelor în raport invers proporțional cu temperatura medie a agentului de lucru, determină uniformizarea fluxurilor termice, ceea ce reprezintă principala caracteristică a soluției propuse, asigurând solicitarea echilibrată a masivului de pământ și în consecință reducerea suprafețelor de teren, respectiv a lungimii forajelor necesare pentru amenajarea sursei.

În raport cu stadiul actual al tehnicii în domeniu invenția revendicată prezintă ca avantaje: uniformizarea fluxului termic cedat/primit de-a lungul întregului aparat, reducerea suprafețelor de teren, respectiv a lungimii sondelor geotermice necesare amenajării sistemelor de captare/injecție a energiei termice în sol și implicit a costurilor aferente acestora.

În figura 6.1. sunt prezentate tridimensional schemele de circulație a agentului de lucru în interiorul modulelor (1) și schemele de interconectare a acestora, pentru variantele constructive (A) și (B).

Circulația agentului caloportor în interiorul modulelor se face șicanat prin canale verticale/ conducte cu secțiune transversală constantă, ceea ce determină regimuri hidraulice și termice identice. Din punct de vedere constructiv geoschimbătorul modular cu geometrie variabilă poate fi realizat în variante conform figurii 6.1, respectiv:

În ambele soluții distribuția debitelor se face simetric între racordurile de intrare și de ieșire.

Geoschimbătoarele se integrează în acumulatoare de căldură individuale, cu rol de compensare sezonieră, amenajate în gropi, puțuri sau coloane forate de mică/medie adâncime, încărcate cu material de stocare cu caracteristici termofizice controlate și izolate termic de mediul înconjurător. În funcție de capacitatea termică necesară stocatoarele individuale se pot cupla în serie sau în paralel.

Fig. 6.1. Geoschimbătorul de căldură modular cu geometrie variabilă

1. manta cilindrică, 2.elemente șicanare/compartimentare, 3. fascicole de țevi, 4. distribuitor-colector. A – cu secțiune inelară și canale verticale șicanate,

B – cu fascicole de țevi cu diametru constant și curgere șicanată.

6.1.1. Caracteristici termohidraulice

Pentru ambele soluții constructive au fost analizate modulele inelare înseriate având diametrul mediu 0,45m și lungimi de 1,50; 2,00; și 2,50; prevăzute cu câte 18 canale/conducte șicanate având diametrul echivalent de 42mm.

În tabelul 6.1. sunt prezentate valorile corespunzătoare ale caracteristicilor termohidraulice

6.2. MODELARE NUMERICĂ

Analiza numerică s-a efectuat utilizând programul de calcul ANSYS-FLUENT.[68]

Programul Fluent, este un cod CFD (Computational Fluid Dynamics), ce a fost dezvoltat pentru rezolvarea ecuațiilor caracteristice transferului de căldură și curgerii utilizând metoda volumului finit. Această metodă se bazează pe integrarea spațială a ecuațiilor de conservare, transformându-le în ecuații algebrice care sunt rezolvate secvențial în funcție de domeniul fizic analizat.

6.2.1. Particularitățile programului

Modelul CFD utilizează o tehnică numerică de rezolvare a ecuațiilor care guvernează curgerea în diferite tipuri de geometrii funcție de condițiile la limită; reduce numărul de testări necesare și dă rezultate care ar fi greu de determinat experimental.

Câmpurile de temperatură și de curgere pentru fluidele monofazice sunt determinate rezolvând ecuațiile următoare:

Ecuația de conservare a masei

Ecuațiile de conservare a impulsului

Ecuația de conservare a energiei

în care:

ρ, Cp, λ, η sunt proprietățile fizice ale fluidului, respectiv densitatea, în [kg/m3], căldura specifică, în [J/kg.K], conductivitatea termică, în [W/m.K] și vâscozitatea dinamică, în [kg/m.s].

g reprezintă accelerația gravitațională, în [m/s2].

p este presiunea fluidului, în [N/m2].

Ecuațiile caracteristice regimului turbulent

În regim turbulent, curgerea și transferul de căldură sunt caracterizate, pe lângă ecuațiile descrise, și de ecuațiile modelului de turbulență. Astfel, pentru modelul ales, k-ε, care utilizează două ecuații și anume cea a energiei cinetice turbulentă (6.6) și cea a ratei de disipare (6.7), relațiile sunt:

în care:

ηT – reprezintă coeficientul de vâscozitate turbulentă și se exprimă sub forma:

iar constantele au următoarele valori: Cε1=1,44; Cε2=1,92; Cη=1,44; σk=1,0; σε=1,3

Pentru rezolvarea ecuațiilor enunțate trebuie precizați parametrii termo-fizici ai mediilor implicate – fluid caloportor și solul, conform tabelului 6.2:

Tab 6.2. Parametrii termo-fizici

6.2.3. Discreditarea modelelor

O primă etapă în modelarea numerică o reprezintă discretizarea, care permite împărțirea unei structuri într-un număr impus de elemente sau volume finite.

Pentru realizarea geometriilor și discretizarea modelelor studiate a fost utilizat programul GAMBIT [69], parte a softului FLUENT.

Pentru ambele tipuri de schimbătoare de căldură au fost concepute modele 3D.

Pentru schimbătorul de tip 1, discretizare este de tip structurat cu rețea dreptunghiulară.

Fig. 6.2. Caroiajul schimbătorului tip 1

Pentru schimbătorul de tip 2, discretizarea este de tip structurat cu rețele triunghiulare pentru conducte și dreptunghiulare în rest.

Fig. 6.3. Caroiajul schimbătorului tip 2

Ambele tipuri de discretizare se caracterizează prin precizie mare a rezultatelor.

6.2.3.1. Definirea zonelor și stabilirea condițiilor la limită

O a doua etapă constă în definirea zonelor și stabilirea condițiilor la limită, pentru care, utilizând programul GAMBIT, au fost adoptate modulele tipizate:

wall/solid – pereții interiori și cel exterior;

velocity inlet – secțiunile de intrare;

pressure outlet – secțiunile de ieșire;

fluid – interiorul volumelor.

După definirea condițiilor și delimitarea zonelor, fișierul a fost exportat într-un fișier cu extensia msh, pentru a fi compatibil cu programul de simulare numerică FLUENT.

Odată importat fișierul în FLUENT, se face verificarea caroiajului, prin opțiunea „Check Grid”. Prin această opțiune se verifică numărul de noduri, utilizat la realizarea discretizării, tipul de elemente folosite (triunghiulare, patrulatere, etc.) și mărimea caroiajului.

După verificarea caroiajului se definesc:

proprietățile sistemului analizat prin indicarea ecuației energiei;

regimul de curgere – laminar sau turbulent;

algoritmul de rezolvare secvențial;

proprietățile fluidelor de lucru.

Tot în aceasta etapă se completează și condițiile la limită, introduse inițial în Gambit, prin precizarea valorilor temperaturilor, respectiv vitezelor, corespunzătoare fiecărui caz în parte.

6.2.3.2. Inițializarea și rezolvarea

Următoarea etapă este cea de inițializare a modelului, prin opțiunea „Initialize”, urmată de stabilirea numărului de iterații prin opțiunea „Iterate”și rularea variantelor de studiu.

Calculul se desfășoară iterativ și se întrerupe la convergență, atunci când erorile numerice sunt inferioare valorii de 10-6, în cazul ecuațiilor de conservare a energiei și a impulsului și respectiv de 10-3 în cazul ecuației de continuitate.

6.2.4. Ipoteze de lucru și condiții la limită

Ipotezele de lucru / variante analizate

pentru agentul primar: – debite : ,

(corespunzător pompelor tip REHAU – GEO – 7, 17, 37.)

La intrarea în schimbător :

temperaturile la intrare în schimbător ():

în regim de climatizare , , .

în regim de încălzire , , .

Pentru stocator:

temperatura solului:

în regim de descărcare/ climatzare θ.

în regim de încărcare/ încălzire .

Condițiile la limită:

La intrarea în schimbător: viteza:

, ,

Parametrii de calcul:

Pentru determinarea performanțelor schimbătoarelor de căldură analizate, s-au utilizat următoarele relații:

în care:

reprezintă: criteriul Nusselt;

criteriul Reynolds;

, adoptat cu valoarea:

criteriul Prandtl;

6.2.5. Rezultate și discuții:

Analiza numerică s-a efectuat utilizând programul de calcul FLUENT [68], disponibil în cadrul Universității Tehnice „Gheorghe Asachi” din Iași.

Rezultatele studiului numeric sunt prezentate succesiv pentru cele trei schimbătoare analizate, integral în Anexele II și III și exemplificativ în cele ce urmează:

6.2.5.1. Variația temperaturilor și vitezelor

În urma modelării numerice, se pot vizualiza și analiza spectrele de temperatură și de viteză corespunzătoare cazurilor studiate.

În figura 6.4 sunt prezentate spectrele de temperaturi și de viteze rezultate pentru fiecare din cele doua schimbătoare, pentru aceeași valoare a debitului și temperaturii de intrare (3,40 mc/h și 35 șC).

Fig. 6.4. Spectre de temperatură și viteză

Celelalte spectre, sub formă de vectori de temperatură și viteză sunt detaliate în Anexa II.

6.2.5.1. Analiza regimului de încărcare a solului

În regimul de încărcare a solului/încălzire, schimbătoarele de căldură s-au analizat din punct de vedere termo-hidro-dinamic în vederea stabilirii suprafeței necesare de transfer termic. Astfel, s-a analizat posibilitatea înserierii a trei schimbătoare de același tip, având lungimile enunțate anterior (1,5 m; 2 m și 2,5 m), pentru același debit, mediu, de 3,40 mc/h.

Schimbător tip 1:

Caz 1: q=3,40 mc/h, Ti=25 °C, Tsol=10 °C;

Caz 2: q=3,40 mc/h, Ti=30 °C, Tsol=10 °C;

Caz 3: q=3,40 mc/h, Ti=35 °C, Tsol=10 °C;

Fig. 6.5. Variația temperaturii în regim de încărcare a solului pentru schimbătorul 1

Din fig. 6.5. reiese clar faptul că în cazul înserierii a 3 schimbătoare de căldură de tip 1 (Ltot=6 m), temperatura la ieșire din al treilea schimbător este aproximativ egală cu temperatura solului, ceea ce rezulta ca încărcarea se realizează complet. Celelalte rezultate sunt detaliate în Anexa III.

Schimbător tip 2:

Caz 1: q=3,40 mc/h, Ti=25 °C, Tsol=10 °C;

Caz 2: q=3,40 mc/h, Ti=30 °C, Tsol=10 °C;

Caz 3: q=3,40 mc/h, Ti=35 °C, Tsol=10 °C;

Fig. 6.6. Variația temperaturii în regim de încărcare a solului pentru schimbătorul 2

Din fig. 6.6. reiese clar faptul că în cazul înserierii a 3 schimbătoare de căldură de tip 2 (Ltot=6 m), temperatura la ieșire din al treilea schimbător este aproximativ egală cu temperatura solului, ceea ce rezultă că încărcarea se realizează complet.

Celelalte rezultate sunt detaliate în Anexa III.

6.2.5.2. Analiza regimului de descărcare a solului

În regimul de descărcare a solului/climatizare, schimbătoarele de căldură s-au analizat din punct de vedere termo-hidro-dinamic în vederea stabilirii suprafeței necesare de transfer termic. Astfel, s-a analizat posibilitatea înserierii a trei schimbătoare de același tip, având lungimile enunțate anterior (1,5 m , 2 m și 2,5 m).

Schimbător tip 1:

Caz 1: q=3,40 mc/h, Ti=10 °C, Tsol=25 °C;

Caz 2: q=3,40 mc/h, Ti=15 °C, Tsol=25 °C;

Caz 3: q=3,40 mc/h, Ti=20 °C, Tsol=25 °C;

Fig. 6.7. Variația temperaturii în regim de descărcare a solului pentru schimbătorul 1

Din fig. 6.7. reiese clar faptul că în cazul înserierii a 3 schimbătoare de căldură de tip 1 (Ltot=6 m), temperatura la ieșire din al treilea schimbător este aproximativ egală cu temperatura solului, ceea ce rezultă că descărcarea se realizează complet.

Celelalte rezultate sunt detaliate în Anexa III.

Schimbător tip 2:

Caz 1: q=3,40 mc/h, Ti=10 °C;

Caz 2: q=1,30 mc/h, Ti=15 °C;

Caz 3: q=3,40 mc/h, Ti=20 °C;

Fig. 6.8. Variația temperaturii in regim de descărcare a solului pentru schimbătorul 2

Din fig. 6.8. reiese clar faptul ca in cazul înserierii a 3 schimbătoare de căldură de tip 2 (Ltot=6 m), temperatura la ieșire din al treilea schimbător este aproximativ egala cu temperatura solului, ceea ce rezulta ca descărcarea se realizează complet.

Celelalte rezultate sunt detaliate în Anexa III.

6.2.6. Concluzii parțiale

Din analiza rezultatelor se observă faptul că în cazul schimbătorului 2, atât încărcarea cât și descărcarea se realizează mult mai repede față de schimbătorul 1, ceea ce se explică prin conformarea geometrică și caracteristicile termo-hidraulice superioare, după cum rezultă și din tabelul 6.1.

Coeficienții de transfer convectiv sunt cu cca. 90% mai mari, iar coeficienții globali de transfer termic au valori cu 5-12% superioare.

Intensitatea schimbului termic este determinată în mod direct de evoluția temperaturilor celor două medii implicate – agentul de lucru și masa de stocare.

Dimensionarea sursei reci funcționând în regim de compensare sezonieră, trebuie făcută corespunzător sarcinii termice anuale pentru modul de lucru ,,încălzire”, a cărei valoare este acoperită de cantitatea de căldură cedată în regim de „ climatizare”

Numărul și dimensiunile modulelor înseriate se stabilesc pentru fiecare caz în parte, în funcție de mărimea și regimul funcțional al obiectivului deservit și schema de ansamblu adoptată pentru realizarea sistemului.

6.3. SIMULAREA PE MODELE LA SCARĂ REDUSĂ

Similitudinea reprezintă una din principalele metode de cercetare aplicate în domenii în cadrul cărora complexitatea fenomenelor studiate nu permite elaborarea unor modele matematice corespunzătoare, sau dificultatea de soluționare a acestora, impune studiul pe modele fizice, la scară redusă, similare geometric. Rezultatele obținute pentru fenomenul analizat pe modelul redus la o scară convenabilă, permite transpunerea concluziilor asupra comportamentului la scară naturală.

Studiul fenomenelor pe modele la scară redusă, impune pe lângă existența similitudinii geometriei și similitudinea celorlalte mărimi fizice care influențează fenomenul analizat .

Raportul acestor mărimi în puncte omoloage pe model și prototip, reprezintă scările de similitudine, aferente acestora și se determină prin analiză dimensională din relațiile de definiție a mărimilor interesate.

În acest fel, rapoartele de similitudine ale mărimilor derivate (Ki) se exprimă în funcție de valorile adoptate pentru scările mărimilor fundamentale.

Pentru modelarea fenomenelor de transfer de căldură se adoptă ca mărimi fundamentale – lungimea, masa, timpul și temperatura – cu scările de modelare aferente () – care servesc pentru calculul scărilor pentru celelalte mărimi implicate.

6.3.1. Criterii de similitudine

Tab. 6.3. Criterii de similitudine

Un rol important în studiul fenomenelor pe modele la scară redusă îl au criteriile de similitudine, mărimi complexe adimensionale, formate din mărimile fizice care determină fenomenul analizat și a căror valoare trebuie să fie identică pe model și prototip.

Expresiile acestor invarianți adimensionali se obțin plecând de la ecuațiile diferențiale ale fenomenelor studiate.

Întrucât transferul de căldură este influențat și de fenomenele de curgere ale agenților de lucru, similitudinea termică implică și similitudinea hidrodinamică.

Ca urmare, în ecuațiile criteriale ale fenomenelor termice pe lângă criteriile specifice se regăsesc și criteriile similitudinii hidrodinamice.

În tabelul 6.3 sunt prezentate principalele criterii de similitudine de interes pentru cercetarea experimentală a diferitelor modele de schimbătoare de căldură.

6.3.2. Scări de modelare

Cercetările pe modele urmează să se efectueze cu agent de lucru apă având parametrii fizici (𝜌,c, λ, θ, 𝜐) similari celor considerați pentru prototip.

Ca urmare înlocuirii nisipului cu apa, ca mediu de stocare, în condiții de echivalență a capacității termice:

W== idem (6.9)

rezultă în mod explicit scara lungimilor:

(6.10)

Tab. 6.4. Constantele fizice apă/nisip

Corespunzător valorilor numerice adoptate pentru constantele fizice aferente celor două materiale tabelul 6.4.:

rezultă coeficienții de scară pentru:

lungimi : . (6.11)

conductivitate : (6.12)

Din condiția de similitudine hidraulică

(6.13)

se determină coeficientul de scară pentru:

viteză : (6.14)

Cu aceste valori, în funcție de ecuațiile dimensionale aferente se determină coeficienții de scară pentru celelalte mărimi derivate (tabelul 6.5.).

Tab. 6.5. Ecuații dimensionale- Scări de modelare

6.3.3. Standul experimental

Pentru crearea condițiilor de cercetare pe modele la scară redusă a diferitelor tipuri de geoschimbătoare cuplate cu pompe de căldură reversibile a fost conceput și realizat în laboratorul de specialitate al Departamentului de Ingineria Instalațiilor de la Universitatea Tehnică „Gh. Asachi” din Iași, un stand experimental.(fig. 6.9).

Standul permite verificarea performanțelor tehnologice ale schimbătoarelor de căldură, în ambele ipoteze funcționale posibile- atât în regim de descărcare /climatizare cât și în regim de încărcare / încălzire, pentru diferite ipoteze de solicitare termică, respectiv debite și temperaturi de intrare ale agentului caloportor.

Principalele determinări posibile se referă la:

stabilirea randamentelor termice și termodinamice ale schimbătoarelor de căldură;

evaluarea randamentelor termice și termodinamice ale schimbătoarelor de căldură;

verificarea capacității termice a stocatorului de căldură/ sursei reci și a posibilității de compensare a cerințelor sezoniere.

validarea diferitelor rezultatelor obținute prin simulări numerice.

Figura 6.9. Standul experimental

Standul experimental reproduce un sistem funcțional echipat cu pompă de căldură reversibilă cuplată la sol, fiind alcătuit din următoarele elemente:

1. pompă de căldură cu compresie mecanică tip sol – apă –VITOCAL 300G, TIP BW104, având putere termică 4,8 KW în regim de încălzire și COP 4,36.

2. unitate terminală – ventiloconvector FERROLI 120 mm, cu un circuit, cu puteri de 15 kW în modul de încălzire, respectiv 6,86 KW în modul de răcire.

3. pompă de circulație WILO STAR 25/ 1-8, cu trei trepte de viteză având :

= 10 bar.

4. stocator geotermic echipat cu schimbător de căldură cu geometrie variabilă, compus din 3 unități înseriate, imersate în apă, în recipiente cu capacitate de 1000 litri.

5. pompă de circulație WILO STAR 25/ 1-8, cu trei trepte de viteză având :

= 10 bar.

6. gigacalorimetru .

7. boiler

Întrucât pompa de căldură nu este de tip reversibil, pentru asigurarea condițiilor de testare a stocatorului (sursei reci) în ambele moduri de lucru – încărcare / descărcare – schema standului experimental a fost concepută pentru realizarea reversibilității funcționale prin circuitele exterioare, după cum este prezentat în figura 6.10. a.b.c.

De asemenea, s-a prevăzut posibilitatea by-passării pompei de căldură printr-un circuit secundar( fig.6.10.d.) care permite prin intermediul boilerului adițional (7), solicitarea stocatorului la o gamă largă de debite și temperaturi în scopul stabilirii performanțelor schimbătoarelor de căldură modulare.

Fig. 6.10.a. Schema funcțională a standului – schema de ansamblu

Fig.6.10. b. Schema funcțională a standului – mod de lucru „ încălzire”

Fig.6.10. c. Schema funcțională a standului – mod de lucru „ climatizare”

Fig.6.10. d. Schema funcțională de by-passare a pompei de căldură

6.3.4. Aparatura de măsură

Pentru măsurarea parametrilor funcționali – debite, presiuni, temperaturi, sarcini termice și fluxuri termice, standul experimental a fost echipat cu aparatura indicată în tabelul 6.6, poziționată conform schemei.

Tabel 6.6. Echipamente și aparatura de măsură

CAPITOLUL 7 STUDIU DE CAZ

ANALIZA TEHNICO-ECONOMICĂ A UNUI SISTEM DE VALORIFICARE A ENERGIEI NECONVENȚIONALE CU POMPĂ DE CĂLDURĂ GEOTERMICĂ

Analiza tehnico-economică a unui sistem de valorificare a energiei neconvenionale cu pompă de căldură geotermică

În final, pentru evaluarea performanelor energetice și economice pentru sistemele de climatizare a clădirilor acionate cu energii regenerabile, propunem o simulare realizată prin prisma indicatorilor economici (costuri iniiale, costuri operaionale) și a celor de performană (rata internă de rentabilitate, perioada de amortizare, valoarea actualizată netă, raportul cost beneficiu) utilizând un program de analiză a proiectelor de energie regenerabilă RETScreen International.

Programul oferă posibilitatea efectuării de simulări tehnice și financiare pentru proiecte care promovează implementarea energiilor regenerabile.

Totodată, rolul analizei RETScreen este acela de a evalua dacă balana dintre cheltuieli și economii de-a lungul duratei de viaă a sistemelor, propuse pentru a fi studiate, poate constitui o propunere atractivă din punct de vedere financiar.

Studiul are în vedere analiza energetică și economică efectuată asupra unui obiectiv – clădire social-administrativă – pentru care s-a propus înlocuirea echipamentelor de producere a energiei pentru climatizare (numit, în cele ce urmează, sistem de referină) cu echipamente care folosesc energia solară înglobată în sol – pompe de căldură geotermice.

Așadar, comparaia dintre un caz de referină – de obicei tehnologie convenională, și un caz propus – tehnologie de valorificare a energiei regenerabile, reprezintă elementul cheie, din structura programului.

Programul RETScreen este unul dintre cele mai rapide și facile programe de analiză a viabilităii unui potenial proiect de energie regenerabilă.

7.1. CARACTERISTICI TEHNICE ȘI ENERGETICE ALE OBIECTIVULUI STUDIAT

Clădirea este amplasată în Giurgiu, într-o zonă care dispune de un teren viran ce poate fi utilizat pentru montarea schimbătoarelor de căldură geotermice aferente pompelor de căldură – fig.7.1.

Construcia, cu destinaia de centru social administrativ, are o suprafaă utilă de 450 mp, regimul de înălime fiind P.

Anvelopa clădirii analizate are în componenă următoarele elemente:

Perei exteriori izolai termic cu polistiren expandat cu grosimea de 10 cm,

R = 3.091 mp K/W;

Suprafeele vitrate triple cu 2 acoperiri selective și tâmplărie din lemn stratificat,

R= 0,77 mp K/W;

Acoperiș tip terasă izolat termic cu vată minerală cu grosimea de 20 cm,

R= 4,39 mp K/W

Placă pe sol termoizolată cu polistiren extrudat de 10 cm, R= 2,834 mp K/W

Calculul rezistenei termice pentru elementele componente ale anvelopei clădirii se regăsește în anexaIV.

Detalierea straturilor din structura elementelor de închidere și caracteristicile acestora sunt prezentate în cele ce urmează (tabel 7.1-7.3)

Tabelul 7.1 – Structură element de închidere – Perete exterior

Tabelul 7.2 Structura element de închidere – Planșeu

Tabelul 7.3 – Structura elementului de închidere – Placă pe sol

Necesarul de căldură pentru încălzire și răcire s-a calculat conform SR 1907/1997 pentru fiecare din încăperile clădirii, rezultatele fiind detaliate în anexa IV.

Sinteza privind sacinile termice (încălzire/răcire) aferente clădirii studiate este prezentară în tabelul 7.4:

Tabelul 7.4 – Sinteza sacinilor termice (încălzire/răcire) aferente clădirii studiate

Fluxul termic pentru încălzirea/răcirea încăperilor este asigurat prin intermediul unor ventiloconvectoare carcasate de perete, respectiv prin intermediul unor corpuri de încălzire statice – convectoradiatoare tip panou din tablă de oel – pentru incintele care nu necesită climatizare (grupuri sanitare, holuri).

Iniial, clădirea a fost alimentată cu agent termic pentru încălzire – apă caldă – preparat într-o centrală termică în condensaie, pe combustibil gazos cu capacitatea de 35 kW.

Agentul de racire este apa rece (7/120C) produsa de agregatul de racire propus, cu capacitatea de de 25 kW ce se amplasează în exteriorul clădirii.

Toate datele mai sus menionate pot fi integrate ”sistemului de referină” (conturând astfel primul pas, în cadrul Programului RETScreen) reprezentat de prepararea agentului termic pentru încălzire (în cazan cu funcionare pe gaze naturale combustibile) și prepararea agentului de răcire (în chiller răcit cu aer).

A – Sistem de referinta – cazan 35 kW; chiller răcit cu aer 25 kW

Tabelul 7.5 – Sistem producere agent termic – Cazul de referină

Tabelul 7.6 – Sistem producere agent de răcire – Cazul de referină

În fig. 7.2 este ilustrat consumul de energie pentru climatizarea clădirii social administrative, pe parcursul unui an.

Fig.7.2 – Consumul anual de energie pentru climatizarea clădirii

7.2 ANALIZA COMPARATIVĂ A PERFORMANELOR ENERGETICE ȘI ECONOMICE PENTRU ÎNCĂLZIREA/RĂCIREA OBIECTIVULUI –

CLĂDIRE SOCIAL-ADMINISTATIVĂ – ÎN IPOTEZA DOTĂRII ACESTEIA CU ECHIPAMENTE CARE VALORIFICĂ ENERGIA REGENERABILĂ

Deși soluiile care propun echipamente clasice pentru climatizarea clădirilor necesită, de regulă, costuri de investiie mai reduse, cheltuielile de exploatare sunt – de cele mai multe ori – destul de mari.

Propunem echiparea construciei cu pompe de căldură care să asigure integral climatizarea clădirii (fără a utiliza, în paralel, un echipament care să funcioneze pe baza unor combustibili convenionali).

S-a optat pentru un sistem de climatizare în care frigul și căldură să fie produse de către pompe de căldură geotermice sol-apă.

Astfel energia termică necesară încălzirii/răcirii spaiului analizat provine din sol, de unde este extrasă/injectată prin intermediul unui fluid caloportor (etilen-glicol 25% -apă).

Pompa de căldură propusă este o pompă sol-apă cu capacitatea de 35 kW –  REHAU GEO – 37 BC Încălzire / Racire, iar agentul frigorifice este R407C.

Agregatul pompei de căldură are puterea termică de încălzire de 34,8 kW la o temperatură a fluidului de lucru în schimbătorul de căldură de 00C și de 350C în circuitul corpurilor de încălzire. Coeficientul de performană al pompei (COP), în aceste condiii, este 4,1.

Capacitatea de răcire la o temperatură a fluidului de lucru în schimbătorul de căldură de 150C și de 18 0C în circuitul corpurilor de răcire este 46 kW. Eficiena energetică (EER), în aceste condiii este de 5 (Fig.7.2).

Fig.7.2 Pompa de căldură REHAU GEO 37BC

7.1.1 Sistem propus – Pompă de căldură geotermică cu comprimare mecanică de vapori

Tabel 7.7 – Pompă de căldură – preparare agent termic

Fig.7.3 – Capacitatea si energia livrata de sistemul de încălzire

Tabel 7.8 – Pompă de căldură – preparare agent de răcire

Fig.7.4 – Capacitatea si energia livrata de sistemul de răcire

Pentru evidenierea efectelor energetice și economice ale implementării unui echipament care valorifică energiile neconvenionale, au fost analizate trei situaii distincte în care ”elementul cheie” a fost pompa de căldură geotermală REHAU GEO 37BC.

Așadar, s-a propus înlocuirea sistemului existent de producere a energiei pentru climatizarea clădirii (sistemul de referină) cu un sistem – realizat în mai multe variante – cuantificate sub forma unuI studiu de caz.

7.1.2.Cazul I – Pompa de căldura sol-apă cu colectoare verticale în sol umed

Sondă pentru sol – tub dublu profil U

Adâncime foraj: 70 m

Număr foraje: 13

Distana între foraje: 5 m

Diamterul forajului: 0,15 m

Lungimea totală a forajelor: 875 m

Diametrul evii: 32 x 3 mm

Putere specifică de extracie: 25 W/m

Prin introducerea acestor date referitoare la modelul energetic propus, programul ne oferă posibilitatea determinării strategiei de lucru, aspect care influenează în mod direct analiza de cost și performana sistemului.

Tabel 7.9 – Caracteristici sistem propus – Cazul I

Evaluarea corectă a eficienei tehnico-economice pentru un sistem care valorifică energia curată este dificil de cuantificat deoarece, în toate etapele – de la proiectare la execuiea unui proiect – întâlnim foarte muli factori care nu pot fi identificai chiar de la începutul lucrării. Pentru a evidenia complexitatea unei astfel de aciuni trebuie specificat faptul că un sistem poate fi structurat în diverse moduri, fiecare dintre acestea având mai multe variante tehnologice, și – evident – implicaii economice diferite.

Fiecare caz propus cuprinde informaii referitoare la perioada de realizare, cost, resurse necesare, și nivelul de calitate impus. Pentru alegerea celei mai bune variante, în astfel de situaii, se utilizează anumite tehnici de analiză a performanei economice. Aceste tehnici iau în considerare mai muli de indicatori de performană care sunt determinai pe baza unor criterii de selecie, indicatori care aduc în prim plan informaii referitoare la variantele studiate sub aspect calitativ și cantitativ. [79]

Principalii indicatori economici și de performană sunt următorii:

Indicatori economici specifici pentru evaluarea energiei regenerabile

Costul de implementare a sistemului (CI) – cunoscut și sub denumirea de “cost

iniial al investiiei” sau “cost de capital”

CI = CSF + CU + CC + CF + CR

Structura acestui cost este evideniată în figura 7.5

Fig.7.5 – Structura Costului iniial – CI

Costul (CO): CO = CÎ + CG + CC

Structura acestui cost este evideniată în figura 7.6

Fig.7.6 – Structura Costului operaional – CO

Indicatori de performană specifici pentru evaluarea energiei regenerabile

Rata netă de actualizare (ra) – acest indicator ia în calcul și rata dobânzii și rata inflaiei.

(7.1)

d = rata dobânzii;

Rata internă de rentabilitate (R.I.R.) – acest indicator se poate obine comparând costul de realizare a sistemului cu venitul net realizat, luând în calcul RIR-ul pentru care valoarea netă prezentă este nulă.

(7.2)

Durata de recuperare a investiiei (Drec) – acest indicator ne dă posibilitatea să determinăm perioada de timp (în ani) pentru recuperarea capitalului investit.

(7.3)

unde:

B = beneficiul (profitul) obinut;

C0 = suma investită.

Indicatorul cash-flow (CF) al investiiei – este indicatorul care exprimă totalitatea costurilor și veniturilor (fluxurilor de capital)

Rata de capitalizare (RC) – este indicatorul care se obine raportând raportul dintre venitul net obinut din exploatare și valoarea iniială totală a proiectului.

(7.4)

unde:

VN EXP = venitul net din exploatare;

VP = valoarea totală a construciei.

Venitul net actualizat (VAN) – este un indicator invers proporional cu rata de capitalizare.

VAN = (7.5)

Parcurgerea programului RETScreen presupune efectuarea unei analize de cost. Astfel, pentru fiecare dintre indicatorii economici luai în calcul, softul specializat, dă posibilitatea obinerii unor recomandări care au ca eșafodaj proiecte asemănătoare, realizate pe plan mondial.

O ultimă etapă are în vedere calculul indicatorilor (de performană?) prezentai mai sus, pe baza cărora se poate contura analiza financiară. Tabel 7.10-7.11

Pentru a efectua această analiză s-au luat în calcul, s-au folosit următorii indici economici și financiari:

Preul gazului natural în România: 1 kWh gaz natural = 0.112 lei

Preul unui kWh de energie electrică în România: 1 kWh = 0.65 lei

Valoarea inflaiei în România 3 %

Randament centrală termică caz de referină 80%

COP aparat de climatizare tip split caz de referină: 2.9

Durata de viaă a proiectului: 20 de ani

În situaia în care pentru realizarea investiiei există finanare nerambursabilă, proiectul devine mult mai atractiv/rentabil din punct de vedere financiar și are o durată de recuperare a investiiei mult mai mică (tabel 7.10).

Tabel 7.10 – Analiza financiară cu venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul I

Costul implementarii sistemului pompa de căldura sol-apă cu colectoare verticale în sol umed este de 166250 RON (tabel 7.10). Economiile rezultate din utilizarea sistemului sunt de 19131 RON/an ceea ce generează o perioada de amortizare de aproximativ 9 ani (Fig. 7.5.), o rata de rentabilitate de aproximativ 10 % si un raport cost beneficiu de 2,3.

Economiile totale sunt alcatuite din venituri din producerea de energie regenerabila/curată (EC) prin valorificarea certificatelor verzi si din diferenta dintre consumurile de energie.

Modelul financiar conturat de aceste ipoteze ilustrează evoluia tuturor costurilor și veniturilor pe tot parcursul desfășurării proiectului – fig.7.5

Fig. 7.5 – Graficul fluxului financiarpe perioada implementării proiectului cu venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul I

Tabel 7.11 – Analiza financiară fără venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul I

Costul implementarii sistemului pompa de căldura sol-apă cu colectoare verticale în sol umed este de 166250 RON (Tabel 7.11). Economiile rezultate din utilizarea sistemului sunt de 3354 RON/an ceea ce generează o perioada de amortizare de aproximativ 50 ani (Tabel 7.11), o rata de rentabilitate negativă si un raport cost beneficiu de 0,4.

Economiile totale sunt alcatuite din diferenta dintre consumurile de energie.

Fig.7.6 – Graficul fluxului financiar pe perioada implementării proiectului fără venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul I

7.1.3.Cazul II – Pompa de căldura sol-apă cu colectoare orizontale în sol umed

Tabel 7.12 – Caracteristici sistem propus – Cazul II

Tabel 7.13 – Analiza financiară cu venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul II

Costul implementarii sistemului pompa de căldura sol-apă cu colectoare orizontale în sol umed (nisip umed) este de 332500 RON (Tabel 7.13). Economiile rezultate din utilizarea sistemului sunt de 19131 RON/an ceea ce generează o perioada de amortizare de aproximativ 17,4 ani (Fig. 7.7.), o rata de rentabilitate de aproximativ 2 % si un raport cost beneficiu de 1,15. Economiile totale sunt alcatuite din venituri din producerea de energie regenerabila/curată (EC) prin valorificarea certificatelor verzi si din diferenta dintre consumurile de energie.

Fig.7.7– Graficul fluxului financiar pe perioada implementării proiectului cu venituri din producerea de energie regenerabilă

Costul implementarii sistemului pompa de căldura sol-apă cu colectoare orizontale în sol umed (nisip umed) este de 33500 RON (Tabel 7.14). Economiile rezultate din utilizarea sistemului sunt de 3354 RON/an ceea ce generează o perioada de amortizare de aproximativ 100 ani, o rata de rentabilitate negativă si un raport cost beneficiu de 0,2.

Economiile totale sunt alcatuite din diferenta dintre consumurile de energie.

Tabel 7.14 – Analiza financiară fără venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul II

Fig.7.8. Graficul fluxului financiar pe perioada implementării proiectului fără venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul II

7.1.4.Cazul III- Pompă de căldura sol-apă cu geoschimbător modular cu geometrie variabilă în sol umed

Tabel 7.15 – Caracteristici sistem propus – Cazul III

Tabel 7.16 – Analiza financiară cu venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul III

Costul implementarii sistemului pompa de căldura sol-apă cu schimbătoare de căldură modulare cu geometrie variabilă în sol umed (nisip umed) este de 123500 RON (Tabel 7.16). Economiile rezultate din utilizarea sistemului sunt de 19131 RON/an ceea ce generează o perioada de amortizare de aproximativ 6,5 ani (Fig. 7.17.), o rata de rentabilitate de aproximativ 14,4 % si un raport cost beneficiu de 3,1.

Economiile totale sunt alcatuite din venituri din producerea de energie regenerabila (EC) prin valorificarea certificatelor verzi si din diferenta dintre consumurile de energie.

Fig.7.9– Graficul fluxului financiar pe perioada implementării proiectului cu venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul III

Tabel 7.17 – Analiza financiară fără venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul III

Costul implementării sistemului pompă de căldură sol-apă cu schimbătoare de căldură modulare cu geometrie variabilă în sol umed (nisip umed) este de 123500 RON (Tabel 7.17).. Economiile rezultate din utilizarea sistemului sunt de 3354 RON/an ceea ce generează o perioada de amortizare de aproximativ 3 ani, o rata de rentabilitate negativă si un raport cost beneficiu de 0,4.

Economiile totale sunt alcatuite din diferenta dintre consumurile de energie.

Fig. 7.10 Graficul fluxului financiar pe perioada implementării proiectului fără venituri din producerea de energie regenerabilă – Cazul III

7.3 CONCLUZII PARȚIALE

Previziunea/Simularea performanelor energetice și economice pentru cele trei cazuri propuse s-a efectuat prin prisma indicatorilor de performana (rata internă de rentabilitate, perioada de amortizare, valoarea actualizată netă, raportul cost beneficiu), iar concluziile rezultate sunt următoarele :

Din compararea costurile iniiale ale investiiilor propuse în cele trei cazuri, pompa de căldură sol-apă cu schimbător geotermic modular cu geometrie variabilă are costul cel mai redus (aproximativ 123500 lei;

Studiul proiectelor prin prisma indicatorului RIR presupune îndeplinirea condiiei : RIR ≥ 5%. Rata interna de rentabilitate pentru schimbătorul geotermic este de 14% comparativ cu colectorii verticali (9,7%) și 1,4% – colectorii orizontali.

Analizând cele trei cazuri prin prisma indicatorului, perioada de amortizare, se observa pentru cazul I o perioada de amortizare de 8,7 ani, pentru cazul II o perioada de amortizare de 17,4 ani iar pentru cazul III o perioadă de amortizare de 6,5 ani.

Raportul cost – beneficiu este un indicator de performană care impune o valoare mai mare ca 1. Prin urmare toate sistemele utilizate îndeplinesc aceasta condiie. Pentru cazul I raportul cost-beneficiu de 2,3, pentru cazul II, raportul cost-beneficiu este de 1,15 iar pompa de căldură cu schimbător geotermic modular acest raport are valoarea 3,1.

Din cele menionate mai sus, putem afirma că:

Pompa de căldură care utilizează pentru preluarea/cedarea căldurii din sol un schimbător geotermic modular cu geometrie variabilă, pe lângă avantajele de ordin energetic (evideniate în capitolele anterioare), oferă și multiple beneficii de ordin economic ilustrate prin indicatori economici și financiari mult mai atractivi decât celelalte echipamente analizate – care valorifică energia neconvenională

Specificăm faptul că, investiia devine – cu adevărat – rentabilă doar în ipoteza în care beneficiarul are acces la finanare nerambursabilă.

CAPITOLUL 8

CONCLUZII GENERALE, CONTRIBUȚII PERSONALE ȘI VALORIFICAREA REZULTATELOR

8.1. CONCLUZII FINALE

Programul de cercetare desfășurat în cadrul tezei de doctorat a avut ca obiect studiul sistemelor de instalații echipate cu pompe de căldură geotermice, pentru încălzirea și climatizarea clădirilor.

Subiectul abordat se înscrie în problematica actuală privind promovarea unor tehnologii de substituție pentru economisirea resurselor energetice primare și reducerea impactului negativ al combustibililor fosili asupra mediului, prin folosirea formelor de energie regenerabile.

Lucrarea în ansamblul ei răspunde obiectivelor impuse prin reglementărilor europene pentru etapa 2020-2030, privind eficiența energetică și în special cele referitoare la utilizarea energiei geotermice de mică adâncime prin dezvoltarea cercetării specifice și analiza unor soluții inovative.

Principalele probleme care au fost rezoltate în cadrul tezei sunt:

Analiza modelelor de calcul utilizate pentru schimbătoarele de căldură cu solul de tip orizontal și vertical.

Soluțiile uzuale folosite pentru realizarea geoschimbătoarelor de căldură, necesită în general, lungimi / suprafețe specifice de teren mari, în corelație directă cu caracteristicile termofizice ale solului din amplasament, fluxul și implicit solicitarea termică a solului în lungul schimbătorului este neuniformă.

Luând în considerare posibilitatea îmbunătățirii soluțiilor prin încărcarea uniformă a solului au fost propuse variante de realizare a schimbătoarelor de căldură cu solul din elemente modulare cu geometrie variabilă.

Analiza comparativă a lungimilor echivalente corespunzătoare diferitelor tipuri de geoschimbătoare în condiții similare de utilizare, confirmă eficiența soluției inovative.

Pentru soluțiile propuse au fost elaborate modelele analitice necesare dimensionării și verificării termo-hidraulice.

Verificarea comportamentului termohidraulic al modelelor propuse prin simulare numerică în ambele moduri de operare încălzire –răcire – pentru diferite ipoteze de exploatare- debite și temperaturi.

Modelarea realizată cu programul de calcul TRANSYS a permis evidențierea calitativă și cantitativă a fluxului termic transmis / preluat prin intermediul izovalorilor de temperatură.

Realizarea unui model de calcul pentru sursa rece, prin asimilare cu un schimbător de căldură cu acumulare în regim de compensare sezonieră, având caracteristici termofizice controlate ale materialului de stocare izolat de mediul înconjurător.

Dimensionarea elementelor componente ale unui sistem echipat cu pompe de căldură cuplate la sol și evaluarea indicatorilor de eficiență aferente acestuia în cadrul studiului de caz, pentru încălzirea și climatizarea unui obiectiv – clădire social administrativă, amplasat în zona climatică II. Calculu a fost efectuat cu programul specializat RETScreen.

În urma soluțiilor efectuate se pot formula următoarele concluzii cu caracter general:

Energia geotermică de mică adâncime este o formă de energie regenerabilă cu potențial ridicat de economisire a resurselor primare și de reducere a emisiilor de gaze cu efect de seră, comparativ cu sistemele clasice de încălzire – răcire.

Eficiența globală a sistemelor de instalații echipate cu pompe de căldură cuplate la sol poate fi amplificată prin adoptarea unor soluții suplimentare de disipare a energiei termice excedentare în cazul obictivelor cu sarcina de răcire –în situațiile în care necesarul pentru încălzire este mai mare (hibride).

Schimbătoarele de căldură de tip modular cu geometrie variabilă, reprezintă o soluție fezabilă și eficientă pentru uniformizarea solicitării termice și reducerea suprafețelor de teren necesare pentru amenajarea sursei reci în sistemele echipate cu pompe geotermice.

8.1. 1.Contribuții și elemente de originalitate

Cercetarea efectuată în cadrul programului doctoral conține următarele contribuții cu caracter de originalitate:

Efectuarea unui studiu bibliografic privind stadiul actual al cercetărilor de specialitate realizate în țară și străinătate privind sistemele de instalații echipate cu pompe de căldură cuplate cu solul.

Conceperea și realizarea a două prototipuri de schimbătoare de căldură modulare cu geometrie variabilă, care a fost obiectivul Dosarului de invenție cu numărul A201600061/28.01.2016.

Adaptarea mediului de simulare ANSYS pentru simularea comportamentului termohidraulic al schimbătoarelor de căldură propuse.

Conceperea și realizarea în Laboratorul Departamentului deIngineria Instalațiilor a unui stand experimental echipat cu pompă de căldură cu compresie mecanică de vapori a circuitelor primar și secundar , destinat testării pe modele la scară redusă a diferitelor tipuri de geoschimbătoare de căldură.

Efectuarea unui studiu comparativ privind analiza tehnico-economică comparativă pentru realizarea sursei reci (în trei variante constructive) integrată într-un sistem de valorificare a energiei geotermice echipat cu pompă de căldură.

8.1.2. Direcții de cercetare

Analiza comparativă în condiții similare, pentru diferite tipuri de schimbătoare de căldură, urmărind eficiența (valoarea coeficientului global de transfer) atât din punct de vedere termic cât și economic.

Analiza îmbunătățirii capacității de cedare a solului, prin aport adițional de căldură și prin amendarea caracteristicilor solului (umidificare, utilizând materiale cu schimbare de fază).

Analiza unor soluții neconvenționale privind geometria sursei (schimbătoare de căldură spirale verticale, tip coș, radiale).

8.2.VALORIFICAREA REZULTATELOR OBȚINUTE PE PARCURSUL PROGRAMULUI DE CERCETARE DOCTORALĂ

Pe parcursul programului de cercetare doctorală rezultatele obținute au fost valorificate astfel:

publicarea, în calitate de autor/coautor, a unui număr de x lucrări științifice după cum urmează:

Brevet

1. Cerere de brevet de invenție nr. A201600061 –data publicării 28/07/2017. „ Geoschimbător de căldură modular, cu geometrie variabila”,

Titular cerere brevet : Ionela Cazacu, Teodor Mateescu, Cătălin George Popovici.

Lucrări publicate în volume ISI proceedings:

1. Cătălin George Popovici, Teodor Mateescu, Răzvan Luciu, Ionela Cazacu, INNOVATIVE SOLUȚIONS FOR GEOTHERMAL HEAT EXCHANGERS – Sustainable Soluțions for Energy and Environment, EENVIRO 2016, 26-28 October 2016, Bucharest, Romania, – în curs de publicare.

Lucrări publicate în reviste B+ incluse în baze de date internaționale:

C. G. Popovici,T. D. Mateescu, I. Cazacu, (2015), CALCULATION METHODS FOR GEOTHERMAL HEAT EXCHANGERS WITH SPECIAL GEOMETRY, 3rd EENVIRO and 6th YRC Conference, Romanian Journal of Building Services, Revista Românǎ de Instalații, Volume 1 / No. 1 / 2015 / www.rjbs.

I.Cazacu, Mateescu Teodor Dorin, (2015),CALCULATION MODEL FOR PROGRESSIVE SPIRAL HEAT EXCHANGERS, International Scientific Conference CIBv2015, Proceedings of The International Scientific Conference CIBv 2015, pag. 349-352.

Lucrări publicate în volume ale conferințelor naționale cu participare internaținternațională:

2013-2014

Marius – Costel Bălan, Alexandru Verdeș, Ionela Cazacu, Metoda de calcul pentru optimizarea grosimii izolației termice pentru elementele de închidere si compartimentare ale spatiilor cu temperaturi scăzute, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU ÎNCEPUTUL MILENIULUI TREI”, Sinaia 13-15 noiembrie 2013, volumul I, pag 53-61.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Considerații privind caracteristicile fizico -termice ale solului si transferul de căldură, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU SI CONFORT AMBIENTAL”, Timișoara 03-04 aprilie 2014, volumul I, pag 255-270.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Particularități ale transferului și stocării căldurii în sol, Conferința ”ȘTIINȚA MODERNA SI ENERGIA 2014 ”, Cluj- Napoca 15-16 mai 2014, volumul I, pag 53-57.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Cătălin Popovici, Efectul dinamic al unei suprafețe termo active, Conferința ”ȘTIINȚA MODERNA SI ENERGIA 2014 ”, Cluj- Napoca 15-16 mai 2014, volumul I, pag 57-60.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, “Creații Universitare 2014”, Al VII-lea Simpozion Național Iași, România, 30 mai 2014,Utilizarea energiei geotermice în sistemele de instalații pentru reducerea consumurilor de energie primară.

M. Verdeș,Th. Mateescu,V.Ciocan, A.Burlacu, I. Cazacu, Impactul instalațiilor funcționale asupra mediului interior din clădirile de cult. studiu de caz, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU CONSTRUCȚII SI ECONOMIA DE ENERGIE”, Iași 03-04 iulie 2014, volumul I, pag 03-19.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Model de calcul pentru schimbătoarele de căldură geotermice de suprafață, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU CONSTRUCȚII SI ECONOMIA DE ENERGIE”, Iași 03-04 iulie 2014, volumul II, pag 291-295.

Vasile Cârlan,Theodor Mateescu, Marius Bălan, Ionela Cazacu, Numerical modeling of a double skin façade equipped with blinds at different inclination angles, Conferința ”Efficiency and Innovation through numerical simulation-ANSYS& FLOWMASTER’’Sinaia, 18-19 Septembrie 2014

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Considerații privind efectul dinamic al unei suprafețe termoactive – panou deflector, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU ÎNCEPUTUL MILENIULUI TREI”, Sinaia 15-17 Octombrie 2014, volumul I, pag 59-65

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Model de calcul pentru schimbătoarele de căldură, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU ÎNCEPUTUL MILENIULUI TREI”, Sinaia 15-17 Octombrie 2014, volumul I, pag 66-69.

2015

C. G. Popovici,T. D. Mateescu, I. Cazacu, (2015), CALCULATION METHODS FOR GEOTHERMAL HEAT EXCHANGERS WITH SPECIAL GEOMETRY, 3rd EENVIRO and 6th YRC Conference, Romanian Journal of Building Services, Revista Românǎ de Instalații, Volume 1 / No. 1 / 2015 / www.rjbs.

I.Cazacu, Mateescu Teodor Dorin,CALCULATION MODEL FOR PROGRESSIVE SPIRAL HEAT EXCHANGERS, International Scientific Conference CIBv2015, Proceedings of The International Scientific Conference CIBv 2015, pag. 349-352.

I.Cazacu, T.Mateescu, M. Verdeș, C.G. Popovici, Model experimental de testare a schimbătoarelor de căldură, urmărind parametrii ce caracterizează performanța pompelor de căldură, INSTALAȚII PENTRU CONSTRUCȚII ȘI CONFORTUL AMBIENTAL-23-24 APRILIE 2015- Timisoara, ISSN: 1842-9491,pag. 313.

V. V. Cîrlan, I.Cazacu, T. Mateescu, C. Popovici, Simulări experimentale pe o fațadă dublu vitrată simplă, STIINTA MODERNA SI ENERGIA 14-15 MAI, Cluj-Napoca 2015, pag. 355-363.

I.Cazacu, Theodor Mateescu,Catalin Popovici, Model de calcul pentru determinarea incarcarii solului in regim de încălzirei răcire, Volumul A 50 – A Conferinta Jubiliara de Instalatii’’, Instalații pentru Începutul Mileniului TREI – Cresterea performanței energetice a clădirilor și a instalațiilor aferente- 14 – 16 Octombrie 2015, Sinaia – Romania, pag. 103-106.

I.Cazacu,Theodor Mateescu, Catalin Popovici, Model experimental de testare a schimbătoarelor de căldură cu solul,urmărind parametrii ce caracterizează performanța pompelor de căldură geotermice, Volumul A 50 – A Conferinta Jubiliara de Instalatii’’, Instalații pentru Începutul Mileniului TREI – Cresterea performanței energetice a clădirilor și a instalațiilor aferente- 14 – 16 Octombrie 2015, Sinaia – Romania, Pag. 106.

Cazacu, Theodor Mateescu, Schimbătoare de căldură geotermice, cu geometrie specială, Volumul Conferinței tehnico – științifice “Instalații pentru Construcții și Economia de Energie“, Iași, 2015, pag.109-113;

2016

Cerere de brevet de invenție nr. A201600061 – data publicării 28/07/2017. „ GEOSCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ MODULAR, CU GEOMETRIE VARIABILA”, Titular cerere brevet : Ionela Cazacu, Teodor Mateescu, Cătălin George Popovici.

I.Cazacu,T.Mateescu, C.G. Popovici, GEOSCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ MODULAR CU GEOMETRIE VARIABILĂ, Instalatii Pentru Constructii Si Confortul Ambiental- 14-15 APRILIE 2016-TIMISOARA, ISSN: 1842-9491,pag. 446.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Catalin Popovici, SCHIMBĂTOR GEOTERMIC DE SUPRAFAȚĂ CU ACUMULARE, Stiinta Moderna și Energia 14-15 Mai, Cluj-Napoca,pag. 355-363.

Cătălin George Popovici, Teodor Mateescu, Răzvan Luciu, Ionela Cazacu INNOVATIVE SOLUȚIONS FOR GEOTHERMAL HEAT EXCHANGERS – Sustainable Soluțions for Energy and Environment, EENVIRO 2016, 26-28 October 2016, Bucharest, Romania, – în curs de publicare.

Ionela Cazacu, Theodor Mateescu, Catalin Popovici Razvan Luciu, GEOTHERMAL EXCHANGER SURFACE STORAGE, International Conference EBUILT Iași, Noiembrie 2016, în curs de publicare.

BIBLIOGRAFIE

[1] A History of Geothermal Energy in the United States, U.S. Departament of Energy, Geothermal Tehnologies Program, 10-09-2007.

[2] Poziția Parlamentului European din 11 septembrie 2012 , și Decizia Consiliului din 4 octombrie 2012.

[3] Directive 2009/28/EC of the European Parliament and of the council of 16 December 2002 on the promotion of the use of energy from renewable, European Commision 2009.

[4] Jurnalul Oficial al Uniunii Europene, DIRECTIVA 2010/31/UE A PARLAMENTULUI EUROPEAN ȘI A CONSILIULUI din 19 mai 2010 privind performanța energetică a clădirilor, 16.06.2010, L 153/13.

[5] JO C 24, 28.1.2012, p. 134., JO C 54, 23.2.2012, p. 49., Poziția Parlamentului European din 11 septembrie 2012 , și Decizia Consiliului din 4 octombrie 2012.

[6] Bruxelles, 27.3.2013 COM(2013) 169 final, COMISIA EUROPEANA, CARTE VERDE Un cadru pentru 2030 pentru politici în domeniul climei și al energiei.

[7] Brussels, 22.1.2014 COM(2014) 15 final, COMMUNICATION from the Commission to the European Parliament, the Council, the European Economic and Social Committee, and the Committee of the Regions, A policy framework for climate and energy in the period from 2020 to 2030.

[8] Cercetări privind optimizarea pompelor de căldură care au solul drept sursă termică- ing. Galina Prică, București 2015. pag 09-30.

[9] Blum, P. Campillo, G. Munch, W. Kolbel, T. CO2 savings of ground source heat pump systems: a regional analysis, Renewable Energy, 2010, vol. 35, pp. 122-127.

[10] Fridleifsson, I.B. Bertani, R. Huenges, E. Lund, J.W. Ragnarsson, A. Rybach, L. The possible role and contribution of geothermal energy to the mitigation of climate change, IPCC Scoping Meeting on Renewable Energy Sources, Hohmeyer, O. Trittin, T. (eds.), 2008, pp.

[11] PROF. R. GAVRILIUC – REGULATORY ASPECTS REFERRING TO GSHPs SYSTEMS, (2015), Conferinta ,, INSTALATII PENTRU CONSTRUCTII I ECONOMIE DE ENERGIE” Iasi, pag.07-14.

[12] Hotărâre nr. 529 din 24/07/2013, Publicat in Monitorul Oficial, Partea I nr. 536 din 26/08/2013 ,Hotărârea nr. 529/2013 pentru aprobarea Strategiei naționale a României privind schimbările climatice, 2013-2020.

[13] WPZ,2001.COP Values, Warmepumpen- Testzentrum Toss. WPZ Bulletin.

[14] Gavriliuc, R., Cucueteanu, D., First data base for ground source heat pumps systems in Romania – Romanian Conference on the Energy Performance of Buildings RCEPB VIII, Bucharest, June 2-3, 2016

[15] Tornel, M., Heat pump development in Sweden-Succes Story. Eskilstuma: Energimyndigheten, Swedish Energy Agency. 2007.

[16] 2012 ASHRAE Handbook- HVAC System and Equipment.

[17] Teză doctorat, Optimizarea instalațiilor termice din clădiri în scopul reducerii consumului de energetic și a emisiilor de CO2 utilizând pompa de căldură cuplată la sol, Călin Sebarchevici, pag.17-20.

[18] Sarbu, I. Sebarchievici, C. Heat pumps , Efficient heating and cooling solution for buildings, WSEAS Transactions on Heat and Mass Transfer, 2010, vol. 5, no. 2, pp. 31-40.

[19] Radcenco, V. ș.a. Instalații de pompe de căldură, Editura Tehnică, București, 1983.

[20] Teză doctorat, Optimizarea instalațiilor termice din clădiri în scopul reducerii consumului de energetic și a emisiilor de CO2 utilizând pompa de căldură cuplată la sol, Călin Sebarchevici, pag.20-30.

[21] [ASHRAE Handbook, Fundamentals, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning, Atlanta, USA, 2013.

[22] ASHRAE, Commercial/institutional ground-source heat pump engineering manual, American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers, Atlanta, 1995.

[23] Philappacopoulus, A.J.Berndt, M.L. Influence of rebounding in ground heat exchangers used with geothermal heat pumps, Geothermic, 2001, vol. 30, no. 5, pp. 527-545.

[24] I.Bluc- Elemente de fizica construcțiilor, Universitatea Tehnica ‚,GH. Asachii” Iasi, 1995.

[25] N. Leonăchiescu- Transferul căldurii între construcții și sol, Editura Tehnică, Bucuresti, 1981.

[26] TEZĂ DE DOCTORAT -Soluții de utilizare a surselor regenerabile pentru reducerea consumului de energie în clădiri , Mihai Teodor MARIN ,2011, pag. 20-30.

[27] Romeo Ciortan, Sanda Manea, George Tsitsas, Monica Dumitru, tehnologie ecologică privind consolidarea de adâncime a terenului de fundare, Lucrările celei de-a VIII-a ediții a Conferinței anuale a ASTR, AGIR BUCURESTI 1998, PAG. 19-28.

[28] Boian, I., Fota, S. 2006. Pompele termice din perspectiva dezvoltării durabile. Instalații pentru construcții și economia de energie. Iași, Editura Cermi, 2006.

[29] I. Cazacu, Th. Mateescu, Considerații privind caracteristicile fizico -termice ale solului si transferul de căldură, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU SI CONFORT AMBIENTAL”, Timișoara 03-04 aprilie 2014, volumul I, pag 255-270.

[30] I. Cazacu, Th. Mateescu, Particularități ale transferului si stocării căldurii in sol, Conferința ”ȘTIINȚA MODERNA SI ENERGIA 2014 ”, Cluj- Napoca 15-16 mai 2014, volumul I, pag 53-57.

[31] Ștefănescu D., Leca A., s.a. – Transfer de căldură și masă – Teorie și aplicații, Ed.D.P., București, 1982, pag. 24-33.

[32] TEZĂ DE DOCTORAT- Soluții de utilizare a surselor regenerabile pentru reducerea consumului de energie în clădiri, Ing. Mihai Teodor MARIN, UNIVERSITATEA TEHNICĂ DE Construcții București, pag 31-33.

[33] Solid Minerals Reclamation Handbook, U.S. Department of the Interior Bureau of Land Management (BLM Manual Handbook H-3042-1), 1992.

[34] Hakansson I., Lipiec J., A review of the usefulness of relative bulk density values in studies of soil structure and compaction, Soil & Tillage Research, Incorporating Soil Technology, ELSEVIER , ian. 2000, vol. 53, no.2;

[35] Bojörnsson J., Fridleifsson I.B., Hhelgason Th., Jonatansson J.M., Palmason G., Stefansson V., Thorsteinsson L., The potential role of geothermal energy and hydro 164 power in the world energy scenario in year 2020, Proceedings of the 17th WEC Congress, Huston, Texas, 1998.

[36] TEZĂ DE DOCTORAT- Cercetări privind performanțele energetice și de disponibilitate ale pompelor de căldură cu sursă subterană, Universiteatea din Oradea, pag 11.

[37] Brousseau P., Lacroix M., Numerical simulation of a multi-layer latent heat thermal energy storage system, International Journal of Energy Research 22, 1998, p. 1–15.

[38] Fridleifsson I.B., Geothermal energy for the benefit of the people, European Summer School on Geothermal Energy Applications, Oradea, 2001.

[39] Fujii H., Akibayashi S., Analysis of thermal response test of heat exchange wells în ground-coupled heat pump systems, Shigen-to-Sozai, 2002, pag. 75–80.

[40] Gavriliuc R., Pompe de căldură – de la teorie la practică, Editura MatrixRom, 1999, ISBN 973-9390-55-2.

[41] Gehlin S., Thermal response test-method development and evaluation, Ph.D. Dissertation, Lulea University of Technology, 2002.

[42] Mogensen, P.Small Computer Programs for GCHP Design – European Style, Proceedings of the Ground-Source Heat Pump Workshop, Albany, NY, 1986.

[43] Hodgett, D.L.,Design Method for Ground Source Heat Pumps, ASHRAE Ball, A., Fisher, R.D. Transactions, 1983.

[44] Fleige H., Horn R., Stange F., Soil mechanical parameters derived from the CAdatabase, Adv. Geo-ecol. 35, 2002, pag. 359–367.

[45] Dumitrescu E., Curs de Meteorologie și Climatologie, vol. I, Meteorologie, Centrul de multiplicare al Universității din București, 1973.

[46] Edwards R. J., Typical Soil Characteristics of Various Terrains, 15.02.1998.

[47] TEZĂ DE DOCTORAT- Cercetări privind performanțele energetice și de disponibilitate ale pompelor de căldură cu sursă subterană, Universiteatea din Oradea, Cap.4., pag 9.

[48] Fleige H., Horn R., Field experiments on the effect of soil compaction on soil properties runoff interflow and erosion, 2000.

[49] Eskilson P., Thermal analysis of heat extraction boreholes, Doctoral thesis, Department of Mathematical Physics, University of Lund, Sweden, 1987.

[50] Hahne E., Hornberger M., Experience with a solar heating ATES system for a university building, Solar Energy Engng 116, 1994, p. 88–93.

[51] Teză doctorat, Optimizarea instalațiilor termice din clădiri în scopul reducerii consumului de energetic și a emisiilor de CO2 utilizând pompa de căldură cuplată la sol, Călin Sebarchevici, pag.30-50.

[52] A. Leca, Ridicarea eficienței aporturilor schimbătoarelor de căldură, Editura Tehnică, București, 1978.

[53] I. Cazacu, Th. Mateescu, Model de calcul pentru schimbătoarele de căldură geotermice de suprafață, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU CONSTRUCȚII SI ECONOMIA DE ENERGIE”, Iași 03-04 iulie 2014, volumul II, pag 291-295.

[54] I. Cazacu, Th. Mateescu, Model de calcul pentru schimbătoarele de căldură geotermice, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU ÎNCEPUTUL MILENIULUI TREI”, Sinaia 15-17 Octombrie 2014, volumul I, pag 66-69.

[55] I. Cazacu, Th. Mateescu, Schimbătoare de căldură geotermice, cu geometrie specială, Volumul Conferinței tehnico – științifice “Instalații pentru Construcții și Economia de Energie“, Iași, 2015, pag.109-113;

[56] I. Cazacu, Th. Mateescu, Geoschimbător de căldură modular cu geometrie variabilă, Instalatii Pentru Constructii Si Confortul Ambiental- 14-15 APRILIE2016-TIMISOARA, ISSN: 1842-9491,pag. 446.

[57] I. Cazacu, Th. Mateescu, Schimbător geotermic de suprafață cu acumulare, Stiinta Moderna Si Energia 14-15 MAI, Cluj-Napoca, pag. 355-363.

[58] I. Cazacu, Th. Mateescu, Considerații privind caracteristicile fizico -termice ale solului si transferul de căldură Considerații privind caracteristicile fizico -termice ale solului si transferul de căldură, Conferința ”INSTALAȚII PENTRU SI CONFORT AMBIENTAL”, Timișoara 03-04 aprilie 2014, volumul I, pag 255-270.

[59] I.Cazacu, Th. Mateescu, C. Popovici, Model de calcul pentru determinarea incarcarii solului in regim de incalzirei racire, Volumul A 50 – A Conferinta Jubiliara de Instalatii’’, Instalații Pentru Inceputul Mileniului Trei – Cresterea performanței energetice a clădirilor și a instalațiilor aferente- 14 – 16 Octombrie 2015, Sinaia – Romania, pag. 103-106.

[60] Gronnd heat stocage-1991, Goran HELLSTROM

[61] Energy Cities, Gérard Magnin, Seminaire pompes a chaleur geothermiques, Mode de captaje geothermique, 09.11.2010. pag. 20-28.

[62] I. Cazacu, T. Mateescu, C. G. Popovici, Geoschimbător de căldură modular, cu geometrie variabila”, data publicarii, 28.07.2017.

[63] C. G. Popovici, T. Mateescu, R. Luciu, I. Cazacu, INNOVATIVE SOLUTIONS FOR GEOTHERMAL HEAT EXCHANGERS – Sustainable Solutions for Energy and Environment, EENVIRO 2016, 26-28 October 2016, Bucharest.

[64] An innovative borehole heat exchanger configuration with improved heat transfer –S. FOCACCIA, E. TINTI.

[65] D. Ștefănescu, A. Leca ,TRANSFER DE CĂLDURĂ ȘI MASĂ, Editura DIDACTICA SI PEDAGOGIE, Bucuresti 1983.

[66] Contribuții privind implementarea surselor neconvenționale în sistemele de alimentare cu energie a clădirilor și evaluarea performanțelor energetice -ing. Zeghici Razvan-Mihai, București 2013.

[67] Ministerul Mediului si Padurilor, Strategia Națională a României privind Schimbările Climatice 2013 – 2020, 2012, pag. 5-31.

[68] FLUENT, ‘‘ Fluent 6.2 – User’s Guide’’, Fluent Incorporeted , USA

[69] GAMBIT, ‘‘ Gambit 2.3 – User’s Guide’’, Fluent Incorporeted , USA

[70] MANAGEMENTUL SISTEMELOR PENTRU ASIGURAREA INDEPENDENȚEI ENERGETICE A UNEI LOCALITĂȚI”, Marius BALAN, Iasi, 2012.

Adrese web:

[1*] biblioteca.regielive.ro

[2*] http://documents.tips/documents/proiect-individual-politica-de-mediu-barbu-raluca.html

[3*] http://eur-lex.europa.eu/

[4*] http://www.cheap-gshp.eu/

[5*]http://www.agir.ro/univers-ingineresc/numar-18-2013/strategia-nationala-a-romaniei-privind -schimbarile-climatice-2013–2020_4194.html

[6*] http://geoexchange.ro/proiecte-regeocities

[7*] http://geoexchange.ro/proiecte-regeocities

[8*]http://geoexchange.ro/wp-content/uploads/2013/12/Baza-de-date-sisteme-GSHP-centralizare -21-aprilie-2016.pdf

[9*] www.rasfoiesc.com/inginerie/constructii/instalatii/Instalatii-frigorifice-cu-comp45.php

[10*] http://www.calorserv.ro/articole/pompe-de-caldura/ghid-pompe-de-caldura

[11*] https://www.uponor.ro

[12*] http://documents.tips/documents/pompe-de-calduradoc.html)

[13*] http://www.calore.ro/noutati/pompe_caldura

[14*] http://www.geotherm.ro/pompe_de_caldura/pompe-de-caldura-sol-apa.html

[15*] http://www.hgd.hu/en/node/191

[16*] https://hvac.okstate.edu/glhepro/overview

[17*] http://www.kieruneksurowce.pl/artykul,4147

[18*] http://simulationresearch.lbl.gov/bcvtb/releases/latest/doc/manual/introduction.xhtml

[19*] http://www.trnsys.com/

[20*] http://www.valentin-software.com/en/products/heat-pumps/33/geotsol

ANEXE

ANEXA I. CALCULUL REZISTENȚELOR TERMICE SPECIFICE PENTRU GEOSCHIMBĂTOARE VERTICALE

1. FORAJ 152 MM CU O BUCLĂ TIP U-2 Φ 32 X 2,4 mm ÎNGLOBATĂ

G=1,3 =0,361x

,

Calculul rezistențelor termice

2. FORAJ TUBAT 200 MM CU O BUCLĂ ÎNCHISĂ- Φ 32X 2,4 MM IMERSATĂ

G = 1,3 =0,361x

, ,

Calculul rezistențelor termice

3. SONDĂ COAXIALĂ 200 /40

G=1,3 =0,361x

,

, ,

Calculul rezistențelor termice

4. SCHIMBĂTOR MODULAR CU SECȚIUNE INELARĂ

Calculul rezistențelor termice

Dacă se consideră pentru Nu – valoarea medie conform (Ștefănescu pag.204)[65] și pentru lungimea caracteristică l=R echiv, rezultă :

Nu=0,664 Re1/2 Pr 1/3=0,664

Suprafețele elementare de transfer termic (ab)și (de) pot fi aproximate ca suprafețe plane și rezistența termică totală rezultă sub forma:

Rtotal = Rechiv + Rconv + Rcond = %

-cu

rezultă:

Rs total=

RL total==

unde suprafața specifică s= π()=3,14(0,550+0,450)=2,983 m2

= 0,102

ANEXA II . SPECTRE DE TEMPERATURĂ ȘI VITEZĂ

În cadrul acestei anexe sunt prezentate spectrele de temperatură și viteză sub formă de câmpuri vectoriale:

INCARCARE/INCALZIRE

q=1,30 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

q=1,30 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

q=1,30 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

q=3,40 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

q=3,40 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

q=3,40 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

q=7,20 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

q=7,20 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

q=7,20 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

DESCARCARE/CLIMATIZARE

q=1,30 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

q=1,30 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

q=1,30 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;

q=3,40 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

q=3,40 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

q=3,40 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;

q=7,20 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

q=7,20 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

q=7,20 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;

ANEXA III. VALORILE TEMPERATURILOR DE IEȘIRE DIN FIECARE SCHIMBĂTOR

În cadrul acestei anexe sunt prezentate valorile temperaturilor de ieșire din fiecare schimbător, în regimurile de curgere analizate:

SCHIMBĂTOR 1 ÎNCĂRCARE/ÎNCĂLZIRE

Caz 1: q=1,30 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

Caz 2: q=1,30 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

Caz 3: q=1,30 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

Caz 1: q=7,20 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

Caz 2: q=7,20 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

Caz 3: q=7,20 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

DESCARCARE/CLIMATIZARE

Caz 1: q=1,30 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

Caz 2: q=1,30 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

Caz 3: q=1,30 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;

Caz 1: q=7,20 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

Caz 2: q=7,20 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

Caz 3: q=7,20 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;

SCHIMBATOR 2 INCARCARE/INCALZIRE

Caz 1: q=1,30 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

Caz 2: q=1,30 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

Caz 3: q=1,30 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

Caz 1: q=7,20 mc/h, Ti=25°C, Tsol=10°C;

Caz 2: q=7,20 mc/h, Ti=30°C, Tsol=10°C;

Caz 3: q=7,20 mc/h, Ti=35°C, Tsol=10°C;

DESCARCARE/CLIMATIZARE

Caz 1: q=1,30 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

Caz 2: q=1,30 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

Caz 3: q=1,30 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;

Caz 1: q=7,20 mc/h, Ti=10°C, Tsol=25°C;

Caz 2: q=7,20 mc/h, Ti=15°C, Tsol=25°C;

Caz 3: q=7,20 mc/h, Ti=20°C, Tsol=25°C;