Utilizarea în mod accelerat a resurselor energetice fosile și necesitatea de a [602205]

11INTRODUCERE
Utilizarea în mod accelerat a resurselor energetice fosile și necesitatea de a
avea grij ă de mediul înconjur ător sunt probleme de interes major. Acestea sunt, de
asemenea, principalele motive pentru care Uniunea European ă (UE) s-a angajat s ă
pună în aplicare obiectivele Protocolului de la Kyoto (Na țiunile Unite 1998): de a men-
ține cre șterea temperaturii globale sub 2°C, și de a reduce pân ă în anul 2020 emisiile
globale de gaze cu efect de ser ă (GES) cu cel pu țin 20% fa ță de nivelul emisiilor
din1990.
Ca prim pas UE a pus în aplicare m ăsurile de reducere a emisiilor de gaze cu
efect de ser ă cu 20% pân ă în 2020 și s-a angajat s ă creasc ă aceast ă reducere pân ă
la 30%. Marea majoritate a exper ților în probleme climatice atribuie înc ălzirea global ă
în principal GES, rezultate în urma activit ăților umane, în special arderii combustibililor
fosili (c ărbune, petrol și gaze)
(Comisia European ă 2009).
În UE, cl ădirile sunt res-
ponsabile pentru aproximativ 40%
din consumul total de energie, fiind
astfel un contribuabil important de
GES: aproximativ 36% din totalul
emisiilor de CO 2 ale UE și aproxima-
tiv jum ătate din emisiile de CO 2 nein-
cluse în sistemul UE de comerciali-
zare a certificatelor de emisii1 și are
un mare poten țial de reducere, cu
1 Schema de comercializare a certificatelor de emisii de gaze cu efect de ser ă (EU ETS) este reprezentat ă
de promovarea reducerii emisiilor de gaze cu efect de ser ă de către operatorii economici cu activit ăți care genereaz ă
astfel de emisii, în a șa fel încât îndeplinirea angajamentelor asumate de UE prin Protocolul de la Kyoto s ă fie mai
puțin costisitoare. Schema de comercializare a certificatelor de emisii de gaze cu efect de ser ă în cadrul Uniunii
Europene (EU Emission Trading Scheme – EU ETS), s-a aplicat în prima faz ă pentru perioada 01.01.2005 –
31.12.2007, iar a doua faz ă a schemei s-a desf ășurat în perioada 2008 – 2012, corespunzând primei perioade de
angajament a Protocolului de la Kyoto. Cea de-a treia etap ă a schemei EU ETS are o durat ă de 8 ani, în intervalul
1 ianuarie 2013–31 decembrie.2020. Acest instrument are ca scop promovarea reducerii emisiilor de gaze cu efect
de ser ă la nivelul Uniunii Europene și se bazeaz ă pe principiul “limiteaz ă și comercializeaz ă”, fiind un instrument
utilizat în cadrul politicii Uniunii Europene referitoare la schimb ările climatice, neconstituind un mecanism pre-
văzut de Protocolul de la Kyoto. Invalid source specified.
10%
17%
20%
21%28%4%
Sursa : International Energy Agency – IEAAgricultur ă
Reziden țial
Industrie
Transport
Producere energie
electric ă, termic ă
Altele
Fig. 1.1-Ponderea emisiilor de CO 2 pe sec-
toare de activitate în statele UE.

2costuri negative sau sc ăzute, a acestor emisii (Comisia European ă 2008). Prin urmare,
exist ă un poten țial semnificativ în reducerea consumului de energie în cl ădiri pentru a
se potrivi Protocolului de la Kyoto precum și alte obiective mai îndep ărtate. În acest
sens, în anul 2002 a fost introdus ă directiva pentru performan ța energetic ă a clădirilor
(EPBD) ca o ini țiativă de reglementare pentru a îmbun ătăți performan ța energetic ă a
clădirilor. EPBD reprezint ă o schimbare de paradigm ă în regulamentele UE, de la ce-
rințele de componente și sisteme individuale la un cadru general care se axeaz ă pe
consumul total de energie a unei cl ădirii. Valoarea minim ă a performan ței energetice
este stabilit ă de fiecare dintre statele membre UE, considerând un nivel optim al cos-
turilor și utilizând un anumit cadru metodologic comparativ. Aceast ă cerin ță național ă
trebuie s ă fie revizuit ă, cel pu țin la fiecare cinci ani, pentru a reflecta progresul tehnic
din sectorul construc țiilor.
Pe lâng ă necesitatea de a avea cl ădiri eficiente energetic, exist ă și anumite
standarde de calitate a mediului interior care nu trebuie omise. În fapt, motivul pentru
care omenirea folose ște ast ăzi energia în sectorul reziden țial este acela de a crea în
interior un mediu s ănătos, productiv și nu în ultimul rând confortabil. Energia consu-
mată de cl ădiri (emisiile de GES) și calitatea mediului interior sunt dou ă aspecte apa-
rent diferite, care îns ă trebuie tratate împreun ă. EPBD recunoa ște acest lucru, afir-
mând c ă măsura de economie de energie trebuie s ă ia în considerare condi țiile clima-
tului interior, pentru a evita posibile efecte negative. O norm ă care se refer ă la reduce-
rea consumului de energie și care nu face referire la condi țiile de asigurare a calit ății
mediului interior nu ar avea sens. Solu ția pe termen lung în reducerea consumului de
energie și a emisiilor de GES o reprezint ă combina ția dintre eficien ța energetic ă, atât
a clădirilor cât și a echipamentelor și folosirea surselor de energie regenerabil ă. Aceste
aspecte se reg ăsesc și în ulterioara reformare a directivei EPBD, din 19 mai 2010, care
afirm ă că toate cl ădirile construite dup ă anul 2020 trebuie s ă aibă un consum de ener-
gie aproape zero (Parlamentul și Consiliul European 2010). Noua directiv ă reformat ă
consider ă că noile „cl ădiri al c ăror consum de energie este aproape egal cu zero” sunt
cele ce au o performan ță energetic ă foarte ridicat ă și care î și acoper ă necesarul de
căldură, „într-o foarte mare m ăsură, cu energie din surse regenerabile, inclusiv cu
energie din surse regenerabile, produs ă la fa ța locului sau în apropiere”. Prin urmare,
deciziile aferente fazei de proiectare nu au fost niciodat ă mai importante , mai ales în

3cazul proiectelor mici, lipsite de sprijinul inginerilor din cauza bugetelor limitate. Proce-
sul de design și etapele ini țiale de proiectare, ofer ă oportunit ăți majore în realizarea
clădirilor cu consum de energie aproape egal cu zero (nZEB). Pe durata etapelor de
proiectare se pot aborda și dezbate parametri importan ți care afecteaz ă performan ța
energetic ă a viitoarei cl ădiri (Attia 2012) . În timpul fazelor incipiente de proiectare,
20% din deciziile adoptate influen țează ulterior 80% din toate deciziile de design
(Bogenstätter 2000).
Potrivit Articolului 9 din EPBD, începând cu anul 2020 cl ădirile nou construite
trebuie s ă aibă un „consum de energie aproape zero”, fapt ce pune presiune pe sec-
torul de construc ții să produc ă solu ții pentru cl ădiri performante din punct de vedere
energetic.
Totodat ă, directiva define ște la Articolul 2 , punctul 18, termenul de "pomp ă de
căldură" ca un „mecanism, un dispozitiv sau o instala ție care transfer ă căldura din me-
diul natural, de exemplu din aer, ap ă sau sol, c ătre cl ădiri sau instala ții industriale,
inversând fluxul natural al c ăldurii, astfel încât s ă circule de la o temperatur ă mai sc ă-
zută spre una mai ridicat ă. În cazul pompelor de c ăldură reversibile, acestea pot de
asemenea transfera c ăldura din cl ădire c ătre mediul natural” (Parlamentul și Consiliul
European 2010). Aceast ă defini ție a pompei de c ăldură se bazeaz ă pe caracteristicile
fizice ale transferului de c ăldură (energie) Figura 1.2 . și are un caracter larg incluziv,
Fig. 1.2- Principiul de func ționare al pompei de c ăldură.
Sursa: EHPA/Al-
pha Innotec

4reoferindu-se la orice ma șină, dispozitiv sau instala ție care face transfer de energie de
la o surs ă cu temperatur ă joasă la o surs ă cu temperatur ă ridicat ă. Las ă, de asemenea,
cale liber ă folosirii tuturor tehnologiilor, modelelor inovatoare care au eficien ță energe-
tică ridicat ă, fie ele existente, sau viitoare. F ără a stabilii criterii asupra modului în care
temperaturile joase sunt transferate c ătre temperaturile utile, ne sunt prezentate posi-
bilele sursele naturale de energie, îns ă fără a face referire la posibilitatea recuper ării
de căldură din aerul sau apa viciat ă.
La realizarea transferului de energie, este nevoie de energie suplimentar ă, care,
în func ție de tehnologie se poate face prin intermediul pompelor de c ăldură acționate
cu energie mecanic ă produs ă electric sau termic, cu absorb ție și cu ejec ție, ac ționate
cu energie termic ă. Raportul dintre energia consumat ă pentru ac ționarea pompei de
căldură și energia termic ă livrat ă de aceasta reprezint ă aproximativ o treime, în func ție
de tehnologia utilizat ă, de eficien ța pompei de c ăldură și de condi țiile climatice (Borre
2011).
Datorit ă complexit ății și multiplilor parametrii care trebuie lua ți în considerare în
cazul pompelor de c ăldură, calculul eficien ței lor este o adev ărata provocare. Eficien ța
va fi, corespunz ătoare gradului de izolare a anvelopei cl ădirii, precum si condi țiilor cli-
matice aferente loca ției unde este instalat echipamentul. Aceast ă provocare este parte
a drumului, de a reduce GES prin alegerea celei mai bune tehnologii sau a celei mai
potrivite pompe de c ăldură pentru condi țiile oferite de fiecare loca ție.
Folosirea energiei oferite de sol pentru asigurarea confortului în spa țiile din cl ă-
diri prin utilizarea pompelor de c ăldură a crescut rapid în ultimii ani. Cu toate acestea,
o problem ă în operarea lor o reprezint ă procesul de colectare sau de cedare de c ăldură
către sol și modificarea temperaturii acestuia, fapt care, în timp, poate afecta în mod
negativ coeficientul de performan ță (COP) (Borre 2011).
Având în vedere volumul relativ sc ăzut de cl ădiri noi (în Europa doar aproxima-
tiv 10% pe an din fondul total construit), este evident c ă, în scopul de a atinge obiecti-
vele de durabilitate în timp emise de EPBD, este nevoie de o cantitate mare de munc ă
în ceea ce prive ște renovarea cl ădirilor existente (Petersdorff, Boermans și Jochen
2006).

52STADIUL ACTUAL AL CERCET ĂRILOR
Introducere
După 31 decembrie 2020, statele membre ale UE vor trebui s ă permit ă doar
construc ția de cl ădiri cu consum de energie aproape zero. Acest lucru înseamn ă că,
pe lâng ă clădiri bine izolate și evident, eficiente energetic, vor trebui implementate sis-
teme care folosesc energii regenerabile pentru condi ționarea spa țiului și pentru prepa-
rarea apei calde menajere (ACM). În cazul cl ădirilor cu consum de energie aproape
egal cu zero, ponderea sarcinilor termice se modific ă considerabil, cea a necesarului
de căldură scade și cea pentru ACM cre ște. Mai mult decât atât, în cele mai multe
cazuri, ventila ția mecanic ă este necesar ă pentru a realiza schimbul de aer necesar ca
urmare etan șării clădirii, lucru demonstrat și de dezvoltarea pie ței din ultimii anii, care
arată o integrare tot mai mare a agregatelor de ventilare de dimensiuni și capacit ăți
mici, concepute pentru sectorul reziden țial.Clădirile cu consum redus de energie au
de obicei un nivel ridicat de izolare, ferestre eficiente energetic, o rat ă redus ă de infil-
trare a aerului exterior și sisteme de ventila ție cu recuperare de c ăldură, pentru a re-
duce sarcinile de înc ălzire și răcire (Comisia European ă 2009).
Utilizarea pompelor de c ăldură împreun ă cu sistemele radiante de înc ălzire și
răcire este o solu ție des întâlnit ă pe plan mondial. Conform Directivei Europene EPBD,
pompele de c ăldură sunt cotate ca sisteme ce utilizeaz ă energie regenerabil ă. În poli-
ticile de reducere a consumului de energie destinate sectorului de cl ădiri, promovate
de Uniunea European ă, pompele de c ăldură reprezint ă una din solu țiile principale.
]Pe lâng ă reducerea consumului de energie, utilizarea pompelor de c ăldură ar
conduce și la reducerea emisiilor de gaze cu efect de ser ă (Boian și Chiriac 2013). Pe
plan mondial, se constat ă utilizarea pompelor de c ăldură în special pentru cl ădirile noi
și mult mai pu țin la cl ădirile renovate sau modernizate. Excep ție fac țările nordice, de
exemplu Suedia, unde 30% din cl ădirile renovate și modernizate au fost dotate cu
pompe de c ăldură ca surs ă principal ă de înc ălzire.
Scenariul BLUE Map elaborat de Agen ția Interna țional ă pentru energie (IEA) se
consider ă că utilizarea pe scar ă largă a pompelor de c ăldură pentru înc ălzirea/r ăcirea
spațiilor și prepararea apei calde de consum, duce la o economie de energie de 23%

6în sectorul reziden țial. Totodat ă, scenariul presupune c ă nivelul emisiilor de dioxid de
carbon la nivel mondial este strâns legat de consumul de energie și că emisiile de gaze
cu efect de ser ă trebuie reduse la jum ătatea nivelului lor actual pân ă în anul 2050. De
asemenea sunt examinate modalit ățile în care introducerea de tehnologii noi, având
emisii reduse de dioxid de carbon ar putea realiza aceast ă reducere la cel mai mic cost
posibil, aducând în acela și timp, securitatea energetic ă în ceea ce prive ște dependen ța
de redusele de combustibili fosili, precum și beneficii ca reducerea emisiilor de gaze
cu efect de ser ă. (Agen ția Interna țional ă pentru Energie-IEA 2010)
Surse alternative de energie
În prezent, resursele regenerabile de energie reprezint ă aproximativ 9-10% din
energia utilizat ă, cea mai mare parte fiind energia hidroelectric ă și biomasa. Deoarece
energiile eolian ă, solar ă și geotermal ă sunt deja considerate ca fiind rentabile, într-un
număr tot mai mare de țări se fac pa și importan ți pentru l ărgirea segmentului de imple-
mentare a acestora. Situa ția actual ă este caracterizat ă de cre șterea foarte rapid ă a
sistemelor eoliene și solare și de începuturile promi țătoare ale sistemelor de biomas ă
și de energie geotermal ă.
Energia solului este reprezentat ă de c ăldura natural ă care exist ă în interiorul
pământului și care poate fi absorbit ă de c ătre fluidele ce îl str ăbat. De și, din punct de
vedere geografic, aceast ă energie este concentrat ă local, distribu ția acesteia la nivel
global fiind uniform ă. Teoretic, c ăldura este disponibil ă între suprafa ța pământului și o
adâncime de 5 km și are o valoare de aproximativ 140×1024J pe zi (Kavanaugh și
Rafferty 1997). Numai o parte din acesta (5×1021J) poate fi considerat ă ca având po-
tențial de utilizare și doar aproximativ 10% din aceasta este exploatabil ă până în anul
2020 (Kavanaugh și Rafferty 1997).
În general, se pot folosii trei tehnici pentru a exploata c ăldura disponibil ă a so-
lului, și anume: acviferele geotermale, rocile calde și pompele de c ăldură. În prezentul
studiu, pentru exploatarea poten țialului termic al solului, sunt luate în considerare doar
pompele de c ăldură. În ultimele decenii, sistemele de pompe de c ăldură s-au folosit ca
sursă alternativ ă de energie pentru înc ălzirea și răcirea atât a spa țiilor reziden țiale, cât

7și comerciale. Aceast ă lucrare propune utilizarea acestor sisteme pentru cl ădiri cu con-
sum de energie aproape egal cu zero.
Tehnologia pompelor de c ăldură
Principiul de func ționare al pompelor de c ăldură
În natur ă, transferul de c ăldură are loc de la un mediu cu temperatur ă ridicat ă
la un mediu cu temperatur ă scăzută, fără a necesita un lucru mecanic suplimentar. În
mod invers, pentru a transfera c ăldura de la un mediu cu temperatur ă joas ă la un me-
diu cu temperatur ă ridicat ă, sunt necesare ma șini termice care func ționeaz ă pe baza
unui ciclu termodinamic (frigorific). Pentru a realiza acest transfer de energie, ma șina
frigorific ă prime ște energie din exterior sub form ă de lucru mecanic sau c ăldură. Cel
mai utilizat ciclu frigorific este cel prin comprimare mecanic ă a vaporilor (Figura 2.1) ,
în care sunt implicate, în principal patru componente: compresor, condensator, vapo-
rizator și un ventil de laminare (Carvalho 2015).
În cazul ciclului frigorific prin comprimare mecanic ă, agentul frigorific intr ă în
compresor în stare gazoas ă, unde este comprimat, pentru ca, mai apoi, s ă părăseasc ă
compresorul la o temperatur ă relativ ridicat ă și să se r ăceasc ă în condensator prin
a) b)
Fig. 2.1-Ciclul frigorific prin comprimare mecanic ă a vaporilor: a) Aparat fri-
gorific, b) Pomp ă de c ăldură

8cedarea c ăldurii c ătre mediul înconjur ător. În urm ătoarea etap ă, agentul frigorific intr ă
în ventilul de laminare, unde presiunea și temperatura sa scad, în urma procesului de
laminare, urmând ca apoi s ă ajung ă în vaporizator, unde se evapor ă prin absorb ția
căldurii de la sursa rece. Ciclul este complet în momentul în care agentul frigorific iese
din vaporizator și reintr ă în compresor.
Aparatele frigorifice și pompele de c ăldură func ționeaz ă pe acela și principiu, dar
au scopuri diferite. Menirea aparatelor frigorifice este de a men ține spa țiul frigorific la
o temperatur ă scăzută, prin îndep ărtarea c ăldurii din el, în timp ce rolul unei pompe de
căldură este de a men ține spa țiul înc ălzit la o temperatur ă ridicat ă, prin preluarea c ăl-
durii de la o surs ă de temperatur ă scăzută, precum apa, solul sau aerul exterior și
livrarea acesteia c ătre un mediu de temperatur ă ridicat ă, cum ar fi spa țiul sau cl ădirea
ce se doresc a fi înc ălzite.
De asemenea, în timpul verii, pompele de c ăldură, în cazul în care sunt rever-
sibile, pot lucra ca un aparat frigorific prin preluarea c ăldurii dintr-un spa țiu sau o cl ădire
și să o eliberarea cesteia în mediul exterior.
Performan ța unei pompe de c ăldură sau a unui aparat frigorific este exprimat ă
prin coeficientul de performan ță (COP), care reprezint ă raportul dintre energia livrat ă
și energia electric ă necesar ă func ționării compresorului (B ălan, Energii regenerabile
2007). În cazul aparatului frigorific, rezultatul dorit este energia termic ă furnizat ă (Qj)
la temperatura joas ă (Tj), ob ținută prin consumarea de c ătre compresor a energiei
electrice (P). COP este ob ținut astfel:
ܱܲܥ ஺ி=ܳ௝
ܲ=ܳ௝
ܳ௥−ܳ௝=1
ܳ௝
ܳ௥−1(2.1)
unde Q j este c ăldura absorbit ă la temperatura T jși Qr este c ăldura livrat ă la
temperatura ridicat ă Tr. În modul de r ăcire, c ăldura este absorbit ă, la temperatura joas ă
Tj, din spa țiu sau cl ădire și eliberat ă, la temperatur ă ridicat ă Tr, la exterior. În mod opus,
pentru înc ălzire, c ăldura este absorbit ă de la sursa rece, la temperatur ă scăzută Tj și
eliberat ă la temperatur ă ridicat ă Tr în mediul ce se dore ște a fi înc ălzit (Carvalho 2015).

9Func ția principal ă a pompei de c ăldură este de a livra c ăldura Q r la mediul de
temperatur ă ridicat ă Tr. Coeficientul de performan ță pentru o pomp ă de c ăldură este
dat de rela ția:
ܱܲܥ ௉஼ =ܳ௥
ܲ=ܳ௥
ܳ௥−ܳ௝=1
1−ܳ௝
ܳ௥(2.2)
Astfel, considerând aceste rela ții putem afirma:
ܱܲܥ ௉஼ =ܱܲܥ ஺ி +1 (2.3)
Este important de men ționat faptul c ă cele mai eficiente cicluri sunt cele rever-
sibile, adic ă ciclurile ce se constituie în întregime din procese reversibile (Carvalho
2015). Un proces reversibil este definit ca un proces care poate fi inversat f ără a influ-
ența starea sistemelor ce îl înconjoar ă.
Ciclurile reversibile nu pot fi realizate în practic ă, deoarece ireversibilitatea aso-
ciată fiecărui proces nu poate fi evitat ă, însă ele pot fi considerate limitele superioare
ale performan ței ciclurilor reale. Cel mai cunoscut ciclu reversibil este ciclul Carnot.
Acest ciclu ideal este compus din patru procese reversibile, dou ă izoterme și dou ă
adiabate. O pomp ă de c ăldură ideal ă care func ționeaz ă pe ciclul Carnot inversat se
nume ște pomp ă de c ăldură Carnot. (Carvalho 2015, B ălan, Energii regenerabile 2007)
Potrivit ciclului ideal al lui Carnot, care arat ă că randamentul teoretic al unei
mașini frigorifice depinde de diferen ța de temperatura dintre cele dou ă medii și consi-
derând legea a doua a termodinamicii, pentru aparate frigorifice reversibile ideale sau
pentru pompe de c ăldură ideale, ecua țiile (2.1) și (2.2) pot fi înlocuite cu raportul tem-
peraturilor absolute ale cele dou ă medii. Astfel, cele dou ă ecua ții devin:
ܱܲܥ ஺ி,௥௘௩ =1
ܶ௥
ܶ௝−1(2.4)

10ܱܲܥ ௉஼,௥௘௩ =1
1−ܶ௝
ܶ௥(2.5)
Acestea sunt valorile maxim posibile ale COP pentru un aparat frigorific sau o
pomp ă de c ăldură, care func ționeaz ă între limitele de temperatur ă ale T r și Tj. În reali-
tate, agregatele frigorifice se pot apropia de aceste valori datorit ă îmbun ătățirilor con-
structive pe care le primesc, dar nu le pot atinge. Din ecua țiile (2.4) și (2.5), rezult ă că
valoarea COP, atât pentru aparatul frigorific cât și pentru pompa de c ăldură, scade pe
măsură ce valoarea T j scade.
Clasificarea pompelor de c ăldură
Pompele de c ăldură acționate electric transfer ă energia termic ă din surse rege-
nerabile, de la un mediu cu temperatur ă joas ă, precum aerul, solul sau apa, într-un
mediu de temperatur ă ridicat ă, care poate fi un spa țiu, o cl ădire sau un sistem de în-
călzire a ACM (Carvalho 2015). Sistemele de pompe de c ăldură pot fi clasificate în
funcție de sursa de c ăldură și fluidul de transfer termic folosit pentru distribu ția energiei,
așa cum sunt prezentate mai jos:
a) Pompele de c ăldură ce au aerul exterior ca surs ă sunt împ ărțite în pompe
de căldură aer-aer și pompe de c ăldură aer-ap ă, în func ție fluidul de transfer termic
utilizat pentru distribu ția energiei (aerul sau apa pompei de c ăldură ). Cele aer-aer sunt
cele mai des întâlnite deoarece, în general, sunt încorporate din fabric ă într-un sistem
unitar (mono-split).
b) Pompele de c ăldură ce au apa ca surs ă pot folosi apa extras ă din pu țuri,
lacuri, iazuri, pânza freatic ă, sau chiar apa de la colectoarele solare. Ele sunt, de ase-
menea, împ ărțite în dou ă grupe, în func ție de fluidul de transfer termic utilizat pentru
distribu ția energiei și anume: ap ă-aer, care sunt pompele de c ăldură ce utilizeaz ă aerul
pentru a transmite c ăldura c ătre, sau dinspre spa țiul condi ționat și apă-apă, care sunt
pompele de c ăldură ce folosesc apa ca sursa de c ăldură și tot apa pentru înc ălzirea
sau r ăcirea spa țiilor.
c) Pompele de c ăldură ce au solul ca surs ă sunt pompele de c ăldură ce folo-
sesc solul ca mediu din care iau c ăldura sau în care evacueaz ă căldura. Clasificarea

11acestora se face în func ție de tipul schimb ătorului de c ăldură din sol, care poate fi:
schimb ător de c ăldură orizontal, vertical sau spiralat. Fluidul utilizat pentru distribu ția
energiei în sistemele ce sunt deservite de pompa de c ăldură este de obicei apa.
Cu toate c ă pompele de c ăldură care au aerul ca surs ă sunt cele mai folosite
sisteme, de obicei în zonele cu clim ă blând ă, acestea sunt limitate, deoarece, pe m ă-
sură ce temperatura aerului exterior scade, scad atât eficien ța cât și capacitatea lor de
încălzire. Atunci când temperatura aerului exterior scade sub 0°C, pe vaporizatorul
pompei de c ăldură începe s ă se depun ă ghea ță și pompa nu mai poate func ționa co-
rect, acesta fiind motivul pentru care nu sunt folosite în zonele cu clim ă rece. La rândul
lor, pompele de c ăldură care au solul ca surs ă pot fi, teoretic, instalate oriunde, îns ă
sunt mult mai folosite în zonele cu clim ă rece.
Folosirea solului ca o surs ă de c ăldură sau ca mediu de evacuare a c ăldurii în
sistemele de condi ționare a spa țiului este atractiv ă din punct de vedere termodinamic,
deoarece temperatura solului este aproape constant ă de-a lungul anului fa ță de tem-
peratura aerului exterior. Bucla închis ă a schimb ătorului de c ăldură din sol const ă într-
un pu ț forat (cu diametrul de 75-150 mm) în care se introduc una sau mai multe bucle
de țevi din polietilen ă de înalt ă densitate. Adâncimea forajului variaz ă de obicei între
30 și 120 m (Fisher, și alții 2006).
Eficien ța pompelor de c ăldură
În mod normal, eficien ța pompelor de c ăldură este dat ă de valoarea COP, care
de obicei este oferit de c ătre produc ători. În prezent, este mult mai utilizat factorul de
performan ță sezonier ă, care corespunde randamentului sistemului pe timpul întregului
sezon de înc ălzire și este exprimat prin raportul dintre cantitatea total ă de energie ter-
mică livrat ă și energia electric ă total ă consumat ă, inclusiv de c ătre dispozitivele auxi-
liare (Boian și Chiriac 2013). Factorul de performan ță sezonier ă este egal cu media
coeficientului de performan ță a întregului sistem, pe timpul unui sezon de înc ălzire sau
de răcire. Valoarea factorului de performan ță sezonier ă al unui sistem de pompe de
căldură poate varia semnificativ în func ție de o mul țime de parametri, cum ar fi climatul,
modul de operare, perioada de func ționare, tipul sistemului de înc ălzire (radiatoare,
încălzire în pardoseal ă, ventiloconvectoare) și mai ales necesarul de c ăldură al clădirii

12(Bayer, și alții 2012). În cazul unui sistem de pompe de c ăldură care folose ște solul,
parametrii suplimentari, care sunt asocia ți forajelor și care influen țează performan țele
sistemului, sunt tipul de sol, adâncimea forajelor, viteza lichidului în conducte, conduc-
tivitatea termic ă a materialului de umplere a spa țiului dintre conducte și sol, etc. (Chua,
Chou și Yang 2012, Luo, și alții 2015). Factorul cel mai important este diferen ța dintre
temperatura sursei și cea a mediului interior (Huchtemann și Müller 2012), deoarece o
diferen ță de temperatur ă mai ridicat ă înseamn ă o eficien ță mai sc ăzută a sistemului.
Func ționarea optim ă a sistemului format din schimb ătorul de c ăldură din sol, pompa
de căldură și schimb ătorul de c ăldură din spa țiul în care se dore ște asigurarea confor-
tului termic implic ă o corelare cât mai exact ă a necesarului de c ăldură/frig al cl ădirii cu
capacitatea pompei de c ăldură (Boian și Chiriac 2013).
Din moment ce tehnologia pompelor de c ăldură care folosesc solul ca surs ă se
bazeaz ă pe extragerea energiei termice din sol, care este o surs ă de energie a c ărei
temperatur ă este aproximativ constant ă pe timpul anului, acestea sunt mult mai efici-
ente decât pompele de c ăldură care folosesc aerul, în care schimbul de c ăldură se
face cu aerul exterior (Chua, Chou și Yang 2012). Un studiu recent realizat pentru
clădirea sediului ASHRAE, din Atlanta, Georgia, a comparat consumul de energie al
sistemului de pomp ă de c ăldură cuplat ă la sol cu consumul unui sistem centralizat de
tip VRF (considerat ca fiind una dintre cele mai eficiente tehnologii în cadrul aplica țiilor
destinate condi ționării spa țiilor interioare). Fiecare sistem a fost instalat în dou ă etaje
diferite ale cl ădirii. Studiul a ajuns la concluzia c ă sistemul de pomp ă de c ăldură cu-
plată la sol a avut o performan ță substan țial mai mare (65% în modul de înc ălzire și
70% în modul de r ăcire) decât sistemul VRF (Spitler, Southard și Liu 2014).
O trecere în revist ă a valorilor COP ale pompelor de c ăldură cu comprimare
mecanic ă, furnizate de studiile recente în domeniu și a valorilor publicate pe site-ul
Energy Star SUA, pentru cele mai eficiente sisteme sunt prezentate în tabelul 2.1.
După cum se poate observa, exist ă date diferite pentru eficien ța pompelor de c ăldură,
în unele cazuri acestea fiind practic incomparabile, deoarece corespund unor condi ții
de referin ță diferite.
Tabel 2.1. –Eficien ța pompelor de c ăldură, surse:literatur ă și produc ători

13Tip pomp ă de
căldurăCOP Sursa
Sol-ap ă 3-5 (Self, Reddy și Rosen 2013)
Sol-ap ă 3,5 (Sarbu și Sebarchievici 2014)
Sol-ap ă 3-4 (Omer 2008)
Aer-ap ă 4 (Ecofys 2013)
Sol-ap ă 4,3 (Ecofys 2013)
Sol-ap ă 4,78 (Ecofys 2013)
Sol-ap ă 5,17 (Ecofys 2013)
Sol-ap ă 4,66 (Ecofys 2013)
Sol-ap ă 4,34 (Ecofys 2013)
Aer-ap ă 2,5-
4,4(IEA 2011)
Sol-ap ă 2,8-
5(IEA 2011)
Sol-ap ă 3,6 (EHPA 2009)
Apă-apă 4-
4,3(Daikin 2015)
Sol-ap ă 5,2-
5,9(Daikin 2015)
Sol-ap ă 3,9-
4(Leenox 2015)
Sol-ap ă 4,3-
4,4(Energy Star 2015)
Sol-ap ă 4-
4,5(Energy Star 2015)

14Sol-ap ă 3,6-
3,8(Energy Star 2015)
Sol-ap ă 3,6-
3,8(Energy Star 2015)
Sol-ap ă 3,8-
4,6(Energy Star 2015)
Sol-ap ă 4-
4,5(Energy Star 2015)
Conceptul de cl ădire cu consum de energie aproape egal cu
zero – nZEB
În ultimele decenii, înc ălzirea global ă și grija cu privire la un posibil deficit ener-
getic în viitor au dus la un interes substan țial pentru energia regenerabil ă. Având în
vedere faptul c ă, în Europa fondul de cl ădiri este responsabil pentru aproximativ 40%
din consumul total de energie, este necesar ă proiectarea cl ădirilor eficiente energetic
și dezvoltarea unor tehnologii de înc ălzire și răcire bazate pe surse regenerabile de
energie. Proiectarea de cl ădiri cu consum de energie aproape egal cu zero, reprezint ă
o sarcin ă dificil ă prin prisma g ăsirii solu țiilor ce conduc la performan ță energetic ă și
costuri optime, solu ții care necesit ă explorarea unui num ăr foarte mare de posibilit ăți
(combina ții de m ăsuri de economisire a energiei și de sisteme de alimentare cu ener-
gie), toate aflate sub o metodologie insuficient definit ă (Marszal, și alții 2012).
Clădirile cu consum de energie aproape egal cu zero reprezint ă un concept
complex, astfel c ă nici dezvoltarea unei defini ții concrete nu este o sarcin ă simpl ă. În
literatura de specialitate, sunt prezentate mai multe abord ări pentru a defini acest con-
cept, fiecare dintre ele eviden țiind unele aspecte ale nZEB.
Pe larg vorbind, nZEB înseamn ă folosirea a dou ă strategii și anume: minimiza-
rea sarcinii termice pentru înc ălzire/r ăcire și adoptarea de sisteme eficiente de energie
regenerabil ă pentru a o satisface. Dar, chiar și dup ă adoptarea unor astfel de m ăsuri

15de eficientizare energetic ă, clădirea va avea nevoie de energie pentru a putea func ți-
ona (Häkämies, și alții 2015).
În acest context, pompele de c ăldură joac ă un rol cheie în furnizarea de energie
termic ă, necesar ă condi ționării spa țiilor de locuit. În ciuda gradului relativ sc ăzut de
conștientizare public ă al acestei tehnologii eficient ă din punct de vedere energetic,
pompele de c ăldură au fost folosite în sectorul comercial de mai mult de 50 de ani.
Acestea pot acoperii o bun ă parte din necesarul de energie termic ă al cl ădirilor rezi-
dențiale mici, al celor comerciale și inclusiv al celor institu ționale mari. Agen ția SUA
pentru Protec ția Mediului (EPA) a catalogat pompele de c ăldură ca fiind cea mai efici-
entă energetic tehnologie pentru înc ălzirea și răcirea spa țiilor (Geothermal heat pumps
2014).
Definirea conceptului de cl ădire cu consum de energie aproape
egal cu zero – nZEB
Putem afirma c ă nu exist ă o defini ție global ă pentru cl ădirile cu consum de ener-
gie aproape egal cu zero. Cu toate acestea, diferite țări și-au creat defini ții naționale
pentru a putea delimita cât mai bine cl ădirile cu consum redus de energie. Cl ădirea cu
consum de energie aproape egal cu zero poate fi considerat ă, în general, cl ădirea care
are o performan ță energetic ă mai bun ă decât cerin țele minime impuse de standarde
în materie de eficien ță energetic ă (Uniunea European ă 2009). De obicei, cl ădirile cu
consum redus de energie au sarcina termic ă semnificativ mai redus ă decât cele care
respect ă doar cerin țele minime în materie de performan ță energetic ă, folosind mai pu-
țin de 50% din energia consumat ă de cl ădirile care îndeplinesc doar cerin țele minime.
Pentru realizarea de astfel de cl ădiri este nevoie, pe de o parte, de metode și concepte
ce difer ă în func ție de particularit ățile geometrice ale fiec ărei cl ădiri, mediu climatic și
resurse disponibile și, pe de alt ă parte de o abordare integrat ă și comprehensiv ă (
Blomsterberg și Engvall 2011).
În literatura de specialitate, dedicat ă clădirilor nZEB, autorii subliniaz ă frecvent
lipsa din literatur ă a unei definiri concrete a sintagmei „aproape egal cu zero”. Aceast ă
problem ă a fost pe larg discutat ă în numeroase publica ții îns ă, cu toate acestea, o

16valoare exact ă pentru termenul „aproape” nu a fost adoptat ă. Aceea și situa ție s-a rea-
lizat și în cazul definirii termenului de „cl ădire cu consum de energie zero”, în care
termenul „zero” nu este definit.
Calitatea aerului interior reprezint ă un criteriu care nu trebuie neglijat într-o po-
sibilă încercare de formulare a unei defini ții pentru nZEB, aceast ă trebuind s ă men țio-
neze cu precizie limita maxim ă de energie pe care o cl ădire o poate consuma pentru
a fi nZEB.
România s-a aliniat cerin țelor UE de a reduce consumul de energie și de a îm-
bunătății performan ța energetic ă a clădirilor și a transpus în legisla ția româneasc ă prin
Legea 372/2005, criteriile impuse de EPBD. Cl ădirile noi, pentru care recep ția la ter-
minarea lucr ărilor se va efectua începând cu 31 decembrie 2020, vor fi cl ădiri al c ăror
consum de energie din surse conven ționale este aproape egal cu zero. Cl ădirile noi
din proprietatea/administrarea autorit ăților administra ției publice care urmeaz ă să fie
recep ționate dup ă 31 decembrie 2018 vor fi cl ădiri al c ăror consum de energie din
surse conven ționale este aproape egal cu zero (Parlamentul României 2005).
Spre deosebire de Romania care nu a definit în legislativul s ău criteriile pentru
ca o cl ădire s ă fie catalogat ă cu consum de energie aproape egal cu zero, alte state
europene precum Finlanda, Suedia, Norvegia sau Danemarca au f ăcut primii pa și în
definirea acestor condi ții.
Multe țări europene iau în calcul energia primar ă, în timp ce altele folosesc pen-
tru acelea și calcule energia final ă. (Marszal, și alții 2012) Energia final ă este cea livrat ă
clădirii, necesar ă pentru înc ălzire, ap ă cald ă menajer ă, răcire și electrocasnice. Ener-
gia primar ă este definit ă ca fiind cantitatea total ă a unei resurse naturale necesare
pentru a produce o anumit ă cantitate de energie livrat ă utilizatorilor finali, inclusiv
pierderile ap ărute în timpul proceselor de extrac ție, prelucrare, transport, transformare

17și distribu ție (Flodberg 2012). Condi ția limit ă a clădirilor cu consum de energie aproape
egal cu zero este reprezentat ă înFigura 2.2 .
Cu toate acestea standardul și criteriile necesare atingerii nivelului nZEB tre-
buie definit, atât la nivel European cât și național (Flodberg 2012).
Analiza conceptului de pomp ă de c ăldură pentru cl ădiri nZEB
Chwieduk ( 2012) prezint ă fundamentele pompelor de c ăldură, inclusiv principi-
ile, ciclurile termodinamice, clasificarea și sursele de energie regenerabile . Combina-
rea sistemelor solar-termice cu pompe de c ăldură este o solu ție modern ă foarte popu-
lară în rândul cl ădirilor cu consum redus de energie. Ideea de a utiliza diferite surse
regenerabile de energie pentru pompa de c ăldură la o cas ă unifamilial ă este prezen-
tată înFigura 2.3 .
Modelând transferul de c ăldură și func ționarea sistemului, au fost analizate di-
ferite moduri de operare și descrise modelele strategiilor de control.
Klein, și alții (2014) au investigat fezabilitatea reabilit ării termice și echip ării cu pomp ă
de căldură a unei cl ădiri de locuit construit ă în anul 1970. Dup ă renovarea cl ădirii,
Fig. 2.2-Limitele sistemului pentru cl ădirile nZEB Invalid source
specified. .

18pompa de c ăldură a realizat un factor de performan ță sezonier ă cuprins între 3,34 și
3,88.
Thygesen & Karlsson (2013) au analizat trei sisteme diferite pompe de c ăldură,
asistate de panouri solare montate în cl ădiri unifamiliale din Suedia. Sistemele anali-
zate au fost cuplate astfel: sistem de panouri foto-voltaice și pomp ă de c ăldură, pomp ă
de căldură și sistem solar termic și o pomp ă de c ăldură, un sistem fotovoltaic și sistem
solar termic. În urma cercet ărilor s-a ajuns la concluzia c ă sistemul fotovoltaic în com-
binație cu pompa de c ăldură reprezint ă o variant ă ce ofer ă randamente mai ridicate în
compara ție cu cealalte alternative. Wiberg, și alții (2014) au cercetat posibilitatea rea-
lizării unei cl ădiri cu zero emisii (nZEB), aflat ă în zona de climat rece din Norvegia, prin
echilibrarea emisiilor provenite de la energia utilizat ă pentru func ționarea cl ădirii și a
materialelor folosite în cl ădire cu cele din energia regenerabil ă folosit ă din sursele de
la fața locului. Conceptul nZEB, s-a bazat în principal pe cele mai noi tehnologii ap ărute
de pe pia ță, fiind o a șa-numit ă solu ție „all electric”, care, în esen ță, reprezint ă o clădire
bine izolat ă, încălzită cu ajutorul unei pompe de c ăldură și în care produc ția de energie
electric ă a panourilor fotovoltaice este utilizat ă pentru a ob ține echilibrul în cazul emi-
siilor de CO 2. Rezultatele au ar ătat că de-a lungul perioadei de monitorizare cl ădirea
Fig. 2.3-Utilizarea pompelor de c ăldură cu diferite surse de energie regenerabil ă,
într-o cas ă unifamilial ăInvalid source specified. .

19a avut un export net c ătre re țeaua electric ă cu consum de energie din re țea doar în
timpul celor mai reci luni.
Kurnitski, și alții (2011) au determinat, folosind un model de calcul, nivelurile de
performan ță energetic ă optime și costul optim, procedura fiind testat ă pe cl ădiri de
referin ță din Estonia, iar rezultatele ob ținute au fost publicate. Conceptele au inclus,
de asemenea, pompe de c ăldură sol-ap ă și pompe de c ăldură aer-ap ă. Consumul de
energie al cl ădirii de referin ță a fost de 110 kWh/m2an, energie primar ă, consum ce
include și energia necesar ă aparatelor de uz casnic. Diferen ța de la costul optim al
investi ției pân ă la nivelul de performan ță nZEB a fost calculat ă la aproximativ 239 €/m2,
adică aproximativ cu 20% mai mare. Rezultatele numerice din studiu trebuie îns ă tra-
tate ca fiind specifice Estoniei, fiind strâns legate de pre țul energiei și de cel al mano-
perei din aceast ă țară.
Hamdy, și alții (2012) consider ă că găsirea de solu ții cu cost optim pentru cl ă-
dirile cu consum de energie aproape egal cu zero, în conformitate cu directiva EPBD,
este o sarcin ă dificil ă. Este necesar ă explorarea unui num ăr foarte mare de combina ții
posibile de m ăsuri de economisire a energiei și sisteme de alimentare cu energie, in-
clusiv cele din surse regenerabile. Studiul introduce o metod ă de optimizare bazat ă pe
simulare, care este transparent ă, eficient ă și care nu necesit ă extrem de mult timp.
Metoda are în vedere g ăsirea nivelurilor de performan ță energetic ă și costul optim
pentru un studiu de caz al unei cl ădiri unifamiliale, aflate în Finlanda. Diferite configu-
rații ale elementelor de închidere, ale unit ăților de recuperare de energie, și ale siste-
melor de înc ălzire/r ăcire, precum și diverse dimensiuni ale sistemelor solar-termice și
fotovoltaice sunt explorate ca op țiuni prin intermediul unui proces de optimizare în trei
etape. Compromisurile economice și de mediu rezultate în urma studiului arat ă că
energia primar ă consumat ă, situat ă între 93 și 103 kWh/m2an, reprezint ă un nivel de
performan ță energetic ă atins cu un cost optim. De asemenea autorii consider ă că este
fezabil ă, din punct de vedere economic, atingerea valorilor de 70 kWh/m2an. Investi ția
în sisteme de înc ălzire ecologice (de exemplu, pompe de c ăldură) este un element-
cheie pentru g ăsirea solu ției optime, îns ă punerea în aplicare optim ă a sistemelor ce
folosesc energia regenerabil ă depinde în mare m ăsură de rata de evolu ție a pre țului
energiei.

20Sârbu și Sebarchievici (2014) au oferit o analiz ă detaliat ă a literaturii specifice
și reprezentative a pompelor de c ăldură care au ca surs ă solul, precum și progresele
recente ale acestor sisteme. Principiul de func ționare și eficien ța energetic ă a unei
pompe de c ăldură au fost definite primele. Apoi, s-a realizat o introducere general ă
asupra pompelor de c ăldură și a dezvolt ării lor, precum și o descriere detaliat ă a pom-
pelor de c ăldură ce folosesc apa de suprafa ță, apele subterane, și solul, fiind expuse
pe scurt cele mai cunoscute modele și tehnici de determinare a r ăspunsului termic al
solului în cazul schimb ătoarelor de c ăldură din sol. În cele din urm ă s-a analizat per-
forman ța energetic ă și economic ă a unui sistem ce are ca surs ă solul și s-a ajuns la
concluzia c ă pompele de c ăldură reprezint ă o solu ție cu un poten țial semnificativ de
eficien ță energetic ă.
Dar, și alții (2014) au investigat flexibilitatea cupl ării pompei de c ăldură cu pa-
nourile fotovoltaice. În acest scop, au fost analizate dou ă configura ții hidraulice de
pompe de c ăldură cu stocare a energiei termice și patru strategii de control diferite.
Studiul a analizat o cl ădire unifamilial ă, tipic norvegian ă, ale c ărei propriet ăți termice
au fost ajustate pentru a se conforma standardelor norvegiene pentru case pasive.
Simularea anual ă a func ționării clădirii folosind aporturile interne normate, temperatu-
rile interioare de calcul și orarul de ocupare a condus la sarcini de 18 kWh/m2an pentru
încălzire. Rezultatele au ar ătat ca, cu un control adecvat, consumul propriu al cl ădirii
ar putea fi îmbun ătățit cu aproape 40 %, facturile anuale de consum de energie din
rețea ar putea fi reduse cu 20% și num ărul orelor de sarcini de vârf ar putea fi reduse
cu 30%. Astfel, o flexibilitate semnificativ ă a clădirii este considerat ă ca fiind fezabil ă,
în situa ția în care este folosit un sistem de control al sistemului adecvat.
Georges, și alții (2014) au investigat conceptul de înc ălzire cu aer în casele
pasive din Norvegia și a încercat s ă rezolve problemele referitoare la magnitudinea
varia ției temperaturii aerului de introducere, diferen ța de temperatur ă dintre camere,
impactul aporturilor interne și influen ța pierderilor de c ăldură din conductele de venti-
lație. Rezultatele au eviden țiat limit ările sistemului centralizat de înc ălzire cu aer și au
oferit linii de ghidare în materie de proiectare a acestor sisteme. Studiul nu s-a focalizat
în mod direct pe ac țiunea și func ționarea pompelor de c ăldură, dar ar putea fi aplicat
în unele concepte integrate de pompe de c ăldură.

21Vanhoudt, și alții (2014) au construit un stand de testare în laborator pentru a
examina poten țialul unei pompe de c ăldură în materie de r ăspuns fa ță de varia ția sar-
cinii termice a cl ădirii. Cu acest stand de testare, a fost posibil ă analiza comportamen-
tului unei pompe de c ăldură montat ă într-o cl ădire reziden țială din Belgia, care era
echipat ă fie cu panouri fotovoltaice, fie cu turbin ă eoliana (Figura 2.4) . Sistemul s-a
bazat pe un control activ al pompei de c ăldură, scopul acestuia fiind de a limita vârfurile
de sarcin ă al necesarului de energie și de a maximiza consumul de energie electric ă
produs ă la fa ța locului. În acest fel, controlul activ al pompei de c ăldură poate diminua
costurile legate de investi ții suplimentare pentru redimensionarea bran șamentului elec-
tric, îns ă o analiz ă legat ă de costul pentru implementarea sistemului nu a fost înc ă
realizat ă.
Marszal și alții (2012) au desf ășurat o analiz ă a costurilor pentru a defini com-
binația optim ă de cost între eficien ța energetic ă și produc ția energiei regenerabile pen-
tru o cl ădire nZEB dintr-un cartier reziden țial din Danemarca. Au fost luate în conside-
rare atât sursele regenerabile de la fa ța locului, cât și opțiuni de aprovizionare din surse
regenerabile din alte loca ții. În general, din punct de vedere economic, resursele pro-
venite din alte loca ții au avut costuri mai mici decât cele de la fa ța locului, deoarece
accesul la unele tehnologii recente este înc ă restrictiv din punct de vedere economic.
Singura solu ție de înc ălzire care folose ște energie produs ă la fa ța locului, a fost siste-
mul de pomp ă de c ăldură.

22Analiza a ar ătat că, din perspectiva economiei private raportat la pre țul actualul
al energiei și al tehnologiei, 4 din 5 op țiuni de investi ție în eficien ță energetic ă sunt
considerate a fi decizii rentabile. În cazul folosirii combinat ă a surselor de energie re-
generabil ă de la fa ța locului și din alte loca ții, sistemele cel mai eficiente din punct de
vedere economic au fost: PV-MiCHP (biomas ă)2, SofW-HP3 și EL100% -HP4.
Clădiri nZEB realizate
Două clădiri tip duplex având destina ția de locuin ță au fost construite în dou ă
locații diferite din Finlanda, ambele utilizând pompe de c ăldură (Kouhia, Nieminen și
Holopainen 2013). Dup ă un an de monitorizare, nici una din aceste cl ădiri nu a întrunit
cerin țele minime pentru case pasive și au avut probleme în special cu controlul siste-
melor de HVAC.
Casa solar ă unifamilial ă IEA55 a fost construit ă pentru târgul de locuin țe Pietar-
saari în 1994 (Nieminen și Kouhia 1997). Casa se încadreaz ă în prezenta defini ție
2 PV-MiCHP (biomas ă): Cl ădire conectat ă la sistem fotovoltaic, amplasat la fa ța locului și sistem de
cogenerare pe baz ă de biomas ă. Biomasa este transportat ă la cl ădire.
3 SofW-HP: Cl ădirea de ține turbin ă eolian ă și este echipat ă cu pomp ă de c ăldură.
4 EL100% -HP: Cl ădire conectat ă la re țeaua de energie electric ă, care furnizeaz ă 100% energie din surse
regenerabile și echipat ă cu pomp ă de c ăldură.
5 Casa solar ă IEA5 a fost construit ă pentru un târg imobiliar din Finlanda în anul 1994. Scopul principal
al proiectului a fost de a demonstra eficien ța noilor tehnologii și a solu țiilor prototip. Pentru a minimiza la maxim
energia preluat ă de la re țea s-au izolat foarte bine pere ții și s-a realizat o foarte bun ă etan șare a elementelor de
Fig. 2.4-Reprezentare schematic ă a clădirii analizate de Invalid source
specified. .

23finlandez ă pentru case pasive, având un consum foarte redus de energie. Performan ța
casei a fost monitorizat ă până la sfâr șitul anului 1996 și apoi anual. Din analiza rezul-
tatelor monitoriz ării reiese c ă energia anual ă necesar ă a fost de numai 7900 kWh,
ceea ce înseamn ă 48 kWh/m2an. Consumul mediu de energie necesar ă pentru înc ăl-
zirea spa țiului a fost de 13 kWh/ m2an. Sistemul de înc ălzire se bazeaz ă pe o pomp ă
de căldură cu comprimare mecanic ă ce are ca surs ă solul, cu o capacitate de 8 kW,
care este asistat ă de un sistem de colectoare solare cu o suprafa ță de 10m2. Energia
termic ă produs ă de pompa de c ăldură este stocat ă într-un rezervor de stocare cu o
capacitate de 3m3, fiind distribuit ă mai apoi înc ăperilor printr-un sistem de înc ălzire în
pardoseal ă de joas ă temperatur ă. Sistemul fotovoltaic are o suprafa ță de 48m2 și este
format din 45 de panouri (module de siliciu amorf), cu o putere de 2 kWp.
Salom și alții (2014) au monitorizat șase tipologii diferite de cl ădiri, amplasate
în climate diferite și care folosesc tehnologii diferite.
Nu toate dintre ele îndeplinesc condi țiile nZEB. Patru dintre cl ădiri au fost de tip
casă unifamilial ă situate în Danemarca și Suedia, toate folosind pompe de c ăldură,
analiza oferind îns ă o descriere sumar ă a acestora. Cele mai relevante sunt casa Ener-
gyFlexFamily din Danemarca și casa Finnängen din Suedia.
Casa EnergyFlexFamily (Salom, și alții 2014) (Figura 2.5) din Danemarca este
mai performant ă din punct de vedere energetic decât cl ădirea de referin ță definit ă în
închidere, astfel fiind necesar un sistem de ventilare cu recuperare de c ăldură. Panourile solare și fotovoltaice s-au
folosit pentru a deservi popa de c ăldură.
Fig. 2.5-Casa EnergyFlexFamily (Salom, și alții 2014).

24vechiul standard danez din 2008. Necesarul anual de energie pentru înc ălzirea spa ți-
ului, ventilare, ACM și energie electric ă ( fără a include și energia pentru aparatele
necesare func ționarii gospod ărie) este mai mic de 30 kWh/m2an. Dac ă se ia în consi-
derare produc ția de energie electric ă a panourilor fotovoltaice, EnergyFlexFamily
poate fi considerat ă o clădire independent ă din punct de vedere energetic, incluzând
aici energia electric ă consumat ă de electrocasnice și de bateria de acumulatoare a
unui automobil electric. Sistemul de înc ălzire este format din dou ă pompe de c ăldură
și un sistem de colectoare solare. Una dintre pompele de c ăldură livreaz ă energia ter-
mică necesar ă încălzirii spa țiului, prin intermediul sistemului de înc ălzire în pardoseal ă.
Cealalt ă pomp ă de c ăldură este înseriat ă cu schimb ătorul de c ăldură pasiv al sistemu-
lui de ventila ție și produce energia termic ă necesar ă preînc ălzirii aerului proasp ăt și
producerii ACM. Sistemul de panouri solare în principal preînc ălzește ACM, dar poate
funcționa și pentru înc ălzirea spa țiului. Eficien ța schimb ătorului de c ăldură pasiv este
în jur de 85%.
Casa Finnängen din Suedia este prima cl ădire care a fost renovat ă în scopul
de a avea un impact foarte mic asupra mediului. Finnängen a fost construit ă în 1976
și renovat ă în 2010. Cl ădirea are o structur ă de lemn cu decor de c ărămidă, pere ții
sunt c ăptușiții cu un strat de material pentru etan șeizare, izola ție extern ă și rigips, iar
țiglele au fost schimbate cu un acoperi ș din tabl ă, sistem de panouri fotovoltaice și
colectoare solare. Din punct de vedere al anvelop ării, clădirea poate fi clasificat ă ca și
casă pasiv ă, fiind realizat ă în conformitate cu criteriile în vigoare, cu excep ția plăcii
peste sol, asupra c ăreia nu s-a intervenit. Energia termic ă necesar ă încălzirii spa țiului
este furnizat ă prin intermediul unui sistem de înc ălzire în pardoseal ă și corpuri statice,
care sunt alimentate de la o pomp ă de c ăldură asistat ă de panouri solare. În anul 2011,
clădirea a utilizat 7202 kWh (28,6 kWh/m2), din care aproximativ 3000 kWh (12
kWh/m2) au fost consuma ți de pompa de c ăldură, iar 1000 kWh (4 kWh/m2) au fost
consuma ți de sistemul de ventila ție și de pompele de circula ție ale sistemului înc ălzire.
Restul de aproximativ 3000 kWh (12 kWh/m2) este reprezentat de consumul aparatelor
electrocasnice. Energia electric ă provenit ă de la sistemul fotovoltaic a fost de 8356
kWh în 2011, producându-se astfel, la fa ța locului, un plus de 1154 kWh (Salom, și alții
2014).

25Molin și alții (2011 ) au prezentat rezultatele și evaluarea unei cl ădiri nou con-
struite într-o zon ă cu case pasive din Linköping, Suedia. Astfel, au fost construite 9
case pasive în scopul de a fi eficiente energetic și de a avea consumul anual maxim,
pentru înc ălzirea spa țiului, de 21 kWh/m2. Condi ția principal ă a fost aceea de a avea
acela și aspect vizual ca și orice alt ă clădire din zona respectiva. Cl ădirile au fost înc ăl-
zite cu agent termic de la re țeaua de termoficare, îns ă solu ția cu pomp ă de c ăldură ar
fi putut fi implementat ă la fel de bine. În urma studiului s-au identificat câteva exemple
de posibile îmbun ătățiri pentru viitor, deoarece cl ădirea avea deficien țe în izola ția pe-
reților și a acoperi șului, locuri în care se creau pun ți termice, probleme cu izola ția con-
ductelor din interiorul cl ădirii, iar controlul schimb ătorului de c ăldură pentru ACM nu
era unul care permit ă func ționarea sa în spiritul eficien ței energetice.
Studiul evalueaz ă performan ța energetic ă a unei zone reziden țiale, caracteri-
zată de cl ădiri cu consum redus de energie și se bazeaz ă simulare în mediul IDA ICE4,
precum și pe monitorizarea func ționării în condi ții normale de exploatare al sistemului
real. S-a folosit atât validarea anual ă și orar ă prin modelarea fiec ărei camere și a apor-
turilor de c ăldură interne.
O nou ă abordare a model ării aporturilor interne de c ăldură, a pierderilor de c ăl-
dură prin anvelopa cl ădirii și a influen ței parametrilor climatici este prezentat ă pe baza
datelor de utilizare a timpului. Rezultatele ob ținute arat ă posibile îmbun ătățiri în pro-
iectarea, anvelopei cl ădirii și gestionarea și controlul sistemului de HVAC.

26
Concepte din Anexa 32
Anexa 32 din Programul pentru Pompe de c ăldură6 (HPP) al Agen ției Interna ți-
onale pentru Energie7, intitulat "Sisteme de înc ălzire și răcire economice pentru casele
cu consum de energie sc ăzut" a început în 2006 având ca participan ți urm ătoarele țări:
Austria, Canada, Fran ța, Germania, Japonia, Olanda, Norvegia, Suedia, Elve ția și
6 Acordul de punere în aplicare pentru un program de Cercetare, Dezvoltare, Demonstrare și Promovare
a tehnologiei cu pompe de c ăldură (IA) formeaz ă baza legal ă pentru Programul de Pompe de c ăldură al IEA.
Semnatarii IA sunt guverne sau organiza ții desemnate de guvernele lor pentru a efectua programe în domeniul
conserv ării energiei.
În conformitate cu sarcinile de colaborare ale IA s-au sarcini sau "anexe" în domeniul pompelor de
căldură Aceste sarcini sunt efectuate pe un raport de repartizare a costurilor și/sau pe baz ă de împ ărțire a sarcinii
între țările participante. O anex ă este, în general, coordonat ă de o țară care ac ționeaz ă ca agent de operare (mana-
ger). Anexele au teme specifice și planuri de lucru, func ționând pentru o perioad ă determinat ă, de obicei de mai
mulți ani. Obiectivele variaz ă de la schimbul de informa ții la dezvoltarea și punerea în aplicare a tehnologiei.
Programul este guvernat de un comitet executiv, care monitorizeaz ă proiectele existente și identific ă noi domenii
în care l de colaborarea poate fi benefic ă.
7 IEA a fost înfiin țată în 1974 , în cadrul Organiza ției pentru Cooperare și Dezvoltare Economic ă
(OECD), pentru a pune în aplicare Programul International de Energie. Obiectivul de baz ă al IEA este acela de a
încuraja cooperarea între țările participante în scopul cre șterii securit ății energetice prin conversia energiei, dez-
voltarea surselor alternative de energie, noi tehnologii energetice și de cercetare și dezvoltare. Acest lucru se rea-
lizeaz ă , în parte, printr-un program de energie, tehnologie și colaborarea în domeniul cercet ării și dezvolt ării, în
prezent în cadrul a peste 40 de anexe.

27SUA. Scopul programului a fost de a sprijini dezvoltarea ulterioar ă a sistemelor de
pompe de c ăldură, pentru a fi utilizate în cl ădirile cu consum redus și foarte sc ăzut de
energie precum și de a dovedi fezabilitatea și performan ța acestor sisteme.
(Wemhoener, Final report IEA HPP Annex 32 2011a). În cadrul anexei 32, tematicile
abordate s-au concentrat, pe de o parte, pe dezvoltarea de noi concepte integrate de
pompe de c ăldură, inclusiv testarea în laborator și pe de alt ă parte, pe simularea și
evaluarea prototipurilor respective.
În timp ce Anexa 32 s-a concentrat pe abordarea integrat ă a sistemelor, trendul
actual include, de asemenea și o abordare integrat ă a clădirii, folosind fa țadele și aco-
perișul clădirii ca p ărți ale tehnologiei sistemelor de furnizare a energiei (Wemhoener,
Final report IEA HPP Annex 32 2011a). Acest aspect deschide drumul unei abord ări
integrate a rela ției dintre sistemele eficiente energetic și clădire, care poate conduce
la dezvoltarea de concepte sustenabile de cl ădiri performante energetic.
Tabelul 2.2 prezint ă o vedere de ansamblu asupra sistemelor de pompe de c ăl-
dură din cl ădirile cu consum redus de energie și în casele pasive din climatul nordic,
în special în Norvegia. Alonso și Stene (2010) clasific ă diferite sisteme în func ție de
Fig. 2.6-Conceptul EcoTerra™ (Wemhoener, Prototype systems. 2011c).

28rolul lor, design, capacitate de înc ălzire de r ăcire, factorul de performan ță sezonier ă
(FPS), distribu ție a c ăldurii și impactul asupra mediului interior.
Tabel 2.2. –Clasificarea pompelor de c ăldură folosite pentru cl ădirile cu consum re-
dus de energie în climatul nordic (Alonso și Stene, IEA Heat Pump Programme
Annex 32 – Economical Heating and Cooling Systems for Low-Energy Houses –
Umbrella Report, System Solutions, Design Guidelines, Prototype System and Field
Testing – NORWAY 2010)
PCSS/PCAS Surs ă Î R ACM
PC aer-aer Aer exterior  
PC aer-ap ă
(integrat ă)Aer exterior   
PC aer-ap ă Aer exterior 
PC sol-ap ă
(integrat ă)Solul   
PC sol-ap ă Solul 
·PCSS- pomp ă de c ăldură ce are solul ca surs ă;
·PCAS- pomp ă de c ăldură ce are aerul exterior ca surs ă;
·PC-pomp ă de c ăldură;
·Î-încălzire;
·R-răcire;
·ACM- apă cald ă menajer ă;
Cercet ările realizate în cadrul Anexei 32 în peste 100 de cl ădiri cu consum re-
dus de energie din Germania și în 10 cl ădiri din Austria care au pompe de c ăldură
instalate au confirmat faptul c ă factorul de performan ță sezonier ă mediu al pompelor
de căldură care au aerul exterior ca surs ă a fost aproximativ 2,8 iar a celor care au
solul ca surs ă a fost de aproximativ 4 (Wemhoener, Field monitoring 2011b). Practic,
toate sistemele analizate, ce includ pompe de c ăldură, îndeplinesc criteriile directivei
europene privind sursele de energie regenerabil ă, care, în prezent, impune un factor
de minimum de performan ță sezonier ă de 2,63.

29Rezultatele ob ținute în urma m ăsurătorilor au confirmat c ă sistemele modulare,
cu o configura ție hidraulic ă complex ă, nu ating de cele mai multe ori performan țele
așteptate. Prin urmare, configura ția sistemului trebuie s ă fie aleas ă cu grij ă. Îwn ciuda
performan ței generale relativ bune, func ționarea necorespunz ătoare și perioadele cu
poten țial mare de optimizare au fost des întâlnite. Temperaturile medii ob ținute în urma
măsurătorilor au confirmat c ă în func ționarea sistemelor de pompe de c ăldură exist ă
loc de îmbun ătățire prin sc ăderea temperaturii de livrare a agentului termic, dar și prin
optimizarea designului și micșorarea sarcinilor de înc ălzire/r ăcire.
Casa EcoTerra™
Casa EcoTerra™ este o cl ădire cu dou ă etaje și cu o suprafa ță de 234 m2,
situat ă în estul provinciei canadiene Quebec (Wemhoener, Prototype systems. 2011c).
Elementul central ce deserve ște clădirea este o pomp ă de c ăldură asistat ă de un sis-
tem de panouri solare hibride, care au avantajul de a produce în acela și timp atât ener-
gie termic ă cât și energie electric ă.
Aerul folosit la ventilare este condus prin spatele panourilor solare hibride, pen-
tru a le r ăci, în scopul m ăririi eficien ței de producere a energiei electrice. Aerul astfel
încălzit îndepline ște diverse func ții în cadrul locuin ței, în principal pentru uscarea hai-
nelor de fiecare dat ă când temperatura acestuia dep ășeș te 15°C. Daca temperatura
aerului este sub aceast ă limită, fie este trecut printr-un schimb ător de c ăldură aer-ap ă,
prin intermediul c ăruia este preînc ălzită apa cald ă menajer ă, placa de beton este ven-
tilată printr-un sistem tubular și folosit ă pentru stocarea c ăldurii. Casa EcoTerra™ este
încălzită sau r ăcită cu ajutorul unei pompe de c ăldură sol-ap ă, în dou ă trepte (COP
mediu 4,3), conceptul acestei case fiind ilustrat în. Figura 2.6 . O component ă supli-
mentar ă ce se dore ște a se realiza în viitor este recuperarea c ăldurii din apele rezidu-
ale printr-un schimb ător de c ăldură tip spiral ă, amplasat în jurul conductei de evacuare
a apelor uzate (Wemhoener, Prototype systems. 2011c).
Pe parcursul primului an de monitorizare, consumul de energie pentru înc ălzi-
rea/r ăcirea spa țiului a fost de 1130kWh. Energia electric ă necesar ă de-a lungul anu-
lui,pentru iluminat și electrocasnice a fost redus ă de la 3974kWh la 3274kWh, prin
folosirea la uscarea rufelor, a aerului cald preînc ălzit.

30
Casa Alstonvale
Pogharian și alții (2008 ) au prezentat Casa Alstonvale cu consum de Energie
Net Zero ( Figura 2.7 ), care tinde spre consum de energie zero, prin integrarea unor
metode eficiente de preparare a hranei cu consum redus de energie, și care încorpo-
rează, ca sistem de producere de energie primar ă, un sistem solar termic de 7 kW.
Sistemul de pomp ă de c ăldură este cel mai important echipament ce deserve ște clă-
direa, deoarece a trebuit s ă livreze energia termic ă necesar ă satisfacerii sarcinii de
încălzire, estimat ă la 12-13 kW și să func ționeze la sarcin ă parțială în condi ții variate
de debite și temperaturi, reu șind s ă ating ă un coeficient de performan ță foarte bun,
uneori chiar mai mare de 5 (Pogharian, și alții 2008).
Clădirea tinde spre un consum de energie net zero, prin minimizarea necesaru-
lui de energie, datorat în principal unei anvelope foarte performante, prin reducerea
consumului de energie electric ă, printr-o utilizare excesiv ă a înc ălzirii pasive și a teh-
nicilor de r ăcire pasiv ă, precum și prin generarea la fa ța locului, cu ajutorul surselor
regenerabile, a unei cantit ăți suficiente de energie.
În actuala s-a configura ție, cl ădirea se apropie de consumul de energie zero,
ținând cont inclusiv de energia necesar ă încărcării unui vehicul electric, precum și a
pregătirii hranei. Pentru a realiza acest obiectiv, este important s ă se lucreze în liniile
ce definesc dimensionarea și caracteristicile sistemelor de stocare termic ă, cum ar fi
temperatura maxim ă atins ă de c ătre mediul de stocare și temperatura surselor de
energie.

31Deși aceast ă casă folose ște solul ca surs ă de c ăldură, se poate proiecta un
sistem de pomp ă de c ăldură ce folose ște aerul ca surs ă, capabil s ă utilizeze tempera-
turi foarte sc ăzute, prin care s-ar elimina necesitatea for ării pentru introducerea colec-
toarelor verticale. De asemenea, se pot face progrese prin simplificarea sistemului,
bazate pe cercetare și experien ța acumulat ă în practic ă (Pogharian, și alții 2008).
Concepte din Anexa 40
Anexa 40 "Concepte de pompe de c ăldură pentru cl ădirile cu consum de ener-
gie aproape zero" se ocup ă cu integrarea pompelor de c ăldură, ca o component ă de
bază a sistemului de HVAC, în conceptul caselor cu consum de energie aproape egal
cu zero. Anexa 40 este un proiect interna țional de cercetare a sistemelor de pompe de
căldură pentru cl ădirile cu consum de energie aproape egal cu zero (nZEB ) în cadrul
HPT, fostul program pentru pompe de c ăldură al IEA
Prima sarcin ă din anex ă este aceea de a oferi o imagine de ansamblu asupra
clădirilor nZEB la nivel na țional în cadrul fiec ărei țări participante (Baxter, Payne, și alții
2015).
Fig. 2.7-Configura ția sistemului cl ădirii Astonvale (Pogharian, și alții 2008).

32Scopul IEA, prin anexa 40, este de a investiga și de a îmbun ătăți sistemele de
pompe de c ăldură aplicate în cl ădirile nZEB. Cele nou ă țări participante sunt Canada,
Elveția, Germania, Finlanda, Japonia, Olanda, Norvegia, Suedia și SUA.
Țările nordice, atât Finlanda cât și Suedia, au confirmat pompele de c ăldură ca
fiind unul dintre sistemele cele mai eficiente și rentabile ce pot fi folosite pentru cl ădirile
nZEB. În Suedia, și în Finlanda, pompele de c ăldură care folosesc solul ca surs ă re-
prezint ă o solu ție viabil ă, economic ă și eficient ă pentru nZEB. Rezultatele au fost con-
firmate în urma folosirii acestora în condi țiile climatice din Elve ția, atât în cl ădiri de tip
reziden țial cât și în cl ădiri de birouri.
În Canada, analiza tehnico-economic ă a diferitelor solu ții de echipamente
HVAC au plasat pompele de c ăldură printre cele mai eficiente sisteme din punct de
vedere energetic.
Atât în Olanda cât și în Germania, se desf ășoară, pe mai multe planuri m ăsu-
rători în teren. Astfel, în Olanda, în cadrul proiectului „Energy Leap" au fost realizate
măsurători în cadrul mai multor clâdiri nZEB, iar Germania a realizat, la rândul s ău,
măsurători pentru mai multe cl ădiri nZEB, ce includ atât cl ădiri de birouri echipate cu
pompe de c ăldură dar și a sisteme de construc ție activate termic (TABS).
NORONE- prima cas ă pasiv ă certificat ă din Norvegia
NORONE este o cl ădire reziden țială din Sørum, sudul Norvegiei, prima cas ă
pasiv ă din Norvegia, certificat ă în anul 2007 de c ătre Institutul German pentru Case
Pasive (Alonso și Stene, State-of-the-Art Analysis of Nearly Zero Energy Buildings
2013). Cl ădirea are 340 mp, este echipat ă cu sisteme de înc ălzire (Figura 2.8) ce dis-
pun de o serie de recuperatoare de c ăldură. Acestea includ:
·Recuperator de c ăldură de eficien ță ridicat ă pentru sistemul de ventila ție (h =
85 %);
·Recuperator de c ăldură pentru apa uzat ă (preînc ălzirea ACM);
·Schimb ător de c ăldură orizontal montat în sol pentru preînc ălzirea / prer ăcirea
aerului (conducte PVC De 250 mm);

33Schimb ătorul de c ăldură din sol înc ălzește aerul de admisie chiar și pân ă la
20°C. Apa de la re țea este preînc ălzită printr-un schimb ător de c ăldură tip serpentin ă
în interiorul unui rezervor, apoi este reînc ălzită la aproximativ 35-40°C, de c ătre pompa
de căldură. O rezisten ță electric ă amplasat ă în rezervorul de ap ă cald ă încălzește su-
plimentar apa pân ă la temperatura necesar ă (65°C).
Acest tip de design integrat al pompei de c ăldură nu este recomandat la casele
pasive, deoarece acesta acoper ă doar cca. 50% din cererea anual ă de ap ă cald ă me-
najer ă, iar temperatura apei de alimentare la condensator este men ținută la 40-45°C,
pe parcursul întregului an (Alonso și Stene, State-of-the-Art Analysis of Nearly Zero
Energy Buildings 2013).
În 2011 energia furnizat ă de la schimb ătorul de c ăldură pentru apa uzat ă și de
la sistemul de panouri solare a fost de 600 kWh și respectiv de1400 kWh. Valorile ini țial
estimate pentru aceste recuperatoare erau de 1000 kWh și de 3400 kWh.

34Energia anual ă, consumat ă a fost de 60 kWh/m2, în timp ce consumul anual de
energie pentru înc ălzirea spa țiului a fost de 7200 kWh, ceea ce reprezint ă aproximativ
21kWh/m².
ZIJDEMAN-cl ădire ce folose ște un prototip de pomp ă de
căldură
Un sistem ce se bazeaz ă pe un prototip de pomp ă de c ăldură apă–apă, cu pu-
terea de 2,9 kW, folosit pentru înc ălzirea spa țiului și prepararea apei calde de consum,
a fost instalat în 2007 într-o locuin ță unifamilial ă cu suprafa ță de 170m2, ce se dore ște
a fi pasiv ă din Flekkefjord, sudul Norvegiei. Pompa de c ăldură,(Figura 2.9) utilizeaz ă,
ca surs ă de c ăldură, apa dintr-un lac și ca agent frigorific, propanul (R290), fiind opti-
mizat ă atât pentru producerea de ACM cât și pentru înc ălzirea spa țiilor folosind agent
termic de joas ă temperatur ă.
Fig. 2.8-Schema de principiu a sistemului instalat în NORONE, ce include o
pomp ă de c ăldură aer-ap ă de 5,5kW, recuperatorul de c ăldură pentru apele
uzate și colectorul solar. (www.norone.info)

35Din moment ce ACM este preînc ălzită în condensator și reînc ălzită în supraîn-
călzitor, sistemul poate fi numit "în dou ă trepte". Principalul avantaj al acestui sistem
este c ă pompa de c ăldură poate acoperi întreaga cerere de ap ă cald ă menajer ă la
temperatura dorit ă (65°C), f ără a folosi rezisten ța electric ă, precum și să men țină în
continuare o temperatur ă relativ sc ăzută de condensare.
Pompa de c ăldură e func ționa în modul de „înc ălzire a spa țiului", „modul ACM"
sau în „modul combinat", COP-ul mediu pentru întregul sistemul fiind de 3,1 (Alonso și
Stene, State-of-the-Art Analysis of Nearly Zero Energy Buildings 2013).
NIST-cl ădire reziden țială, laborator de testare
Clădirea de tip Net Zero a Institutului Na țional de Standarde și Tehnologie
(NIST) din SUA este amplasat ă în Gaithersburg, Maryland, și a fost conceput ă în sco-
pul de a respecta m ăsuri energetice actuale și viitoare ce se impun pentru a atinge
nivelul NZEB, adic ă de a produce cel pu țin cantitatea de energie pe care o consum ă.
O imagine de ansamblu asupra sistemelor se g ăsește în Figura 2.10 . Aceasta are 372
Fig. 2.9-Schema de principiu a sistemului prototip de pomp ă de c ăldură, apă-apă
cu preparare ACM în dou ă trepte.

36m2și a fost construit ă în campusul NIST, fiind inaugurat ă oficial în vara anului 2012
(Baxter și Sikes, State-of-the-Art Analysis of Nearly Zero Energy Buildings. Country
report IEA HPP Annex 40 Task 1 USA. IEA HPP Annex 40. 2013).
Sistemele tehnice ale cl ădirii includ, atât un sistem fotovoltaic, cât și un sistem
solar termic dar și o pomp ă de c ăldură pentru prepararea agentului termic necesar
încălzirii, dar și a ACM. Atât ca laborator, cât și ca locuin ță, clădirea cu dou ă nivele,
patru dormitoare, trei b ăi s-ar integra armonios într-o suburbie urban ă. Aceasta a fost
proiectat ă și construit ă să fie cu aproximativ 60% mai eficient ă decât casele ce înde-
plinesc cerin țele din 2012 Codul Interna țional de Conservare a Energiei (IECC).
IECC a fost introdus pentru prima dat ă în anul 1998 și se focalizeaz ă pe efici-
ența energetic ă pe mai multe direc ții, inclusiv economia de energie, consumul redus
de energie, conservarea resurselor naturale și impactul consumului de energie asupra
mediului. Schimb ări importante au fost introduse în cea de-a șasea edi ție (2012) includ
măsuri de îmbun ătățire a anvelopei cl ădirilor, a sistemelor HVAC și a sistemelor elec-
trice pentru cl ădiri reziden țiale de pân ă la trei etaje.Fig. 2.10-Vedere de ansamblu asupra sistemelor cl ădirii laborator NIST
(NIST,2012).

37Pe parcursul primului an de func ționare (iulie 2013 – iunie 2014), cl ădirea NIST
a dep ășit obiectivul și a produs un surplus de energie, suficient ă pentru alimentarea
unui automobil electric pentru aproximativ 2250 km. În loc s ă plăteasc ă aproape
4.400$ pentru energia electric ă – factura anual ă estimat ă pentru o cl ădire similar ă din
statul Maryland – familia virtual ă compus ă din patru persoane a exportat energie în
rețea.
În al doilea an de testare, cl ădirea a crescut de patru ori cantitatea de energie
electric ă pe care a livrat-o în re țea, în raport cu primul an, adic ă 2139 kWh, fa ță de 484
kWh.
Aceast ă îmbun ătățire semnificativ ă a fost rezultatul schimb ării strategiei ope-
raționale, asociat ă sistemelor de ventila ție și de înc ălzire, dar și de condi țiile climatice
mai blânde.
SKARPNESS – proiect reziden țial cu sistem de înc ălzire
centralizat ă
Proiectul Skarpness este dezvoltat în Arendal, partea de sud a Norvegiei, în
strâns ă cooperare cu centrul de cercetare pentru cl ădiri cu consum de energie zero
(ZEB) și cuprinde 40 de locuin țe.
Pe parcursul unui an, consumul net de energie trebuie s ă fie zero, la fel ca și
emisiile de gaze cu efect de ser ă. De asemenea, exist ă un obiectiv de realizare a unui
nivel sc ăzut de emisii de gaze cu efect de ser ă, rezultate în urma folosirii materialelor
de construc ții.
Necesarul de energie termic ă a clădirilor va fi acoperit de c ătre o pomp ă de
căldură care are solul ca surs ă, asistat ă de un sistem de colectoare solar-termice,
montate pe acoperi ș, conectate la un sistem centralizat de înc ălzire ce livreaz ă agentul
termic la locuin țe. Distribu ția agentului termic se realizeaz ă printr-un sistem de înc ăl-
zire în pardoseal ă în baie și hol, precum și unul sau dou ă radiatoare în fiecare re șe-
dință, în func ție de caracteristicile geometrice ale acesteia. Ma șina de sp ălat rufe și
mașina de sp ălat vase folosesc apa cald ă (energie termic ă regenerabil ă) de la sistemul
centralizat, evitând astfel folosirea unei rezisten țe electrice.

38În timpul verii, energia termic ă în exces de la colectoarele solare va fi introdus ă
în sol, în scopul de a îi men ține un echilibru energetic. Aerul introdus în locuin țe va fi
preînc ălzit sau prer ăcit de agentul termic vehiculat prin sol, prin intermediul schimb ă-
toarelor de c ăldură în contracurent.
Pentru a atinge obiectivul de zero emisii de gaze cu efect de ser ă, șarpanta sud-
estic ă și cea sud- vestic ă vor fi par țial acoperite de panouri fotovoltaice. Astfel, produc-
ția de energie electric ă în timpul verii va dep ăși necesarul cl ădirii, urmând ca surplusul
să fie livrat în re țea.
ØSTRE HAGEBY – proiect reziden țial cu sistem de înc ăl-
zire centralizat ă
Un nou proiect de cl ădire pasiv ă de tip reziden țial se dore ște a se realiza în
Stavanger, vestul Norvegiei. Proiectul cuprinde între 60 și 70 de apartamente, proiec-
tate în conformitate cu standardul norvegian pentru case pasive – NS3700. Un sistem
de pompe de c ăldură ce solul ca surs ă va acoperi cea mai mare parte a sarcinii anuale
de înc ălzire a spa țiului și pe cea necesar ă prepar ării ACM. Pentru a ob ține un factor
de performan ță sezonier ă cât mai mare pentru pompa de c ăldură și pentru a minimiza
pierderile de c ăldură, rețeaua de termoficare va distribui agentul termic la temperatur ă
scăzută (maxim 55°C) la schimb ătorul de c ăldură de înalt ă eficien ță al fiec ărui aparta-
ment. Deoarece în cazul unui apartament, pe partea secundar ă a schimb ătorului de
căldură, necesarul de ap ă cald ă este relativ mic, nu se va realiza acumulare, iar tem-
peratura de furnizare a agentului 55°C este suficient ă pentru evitarea problemelor le-
gate de apari ția Legionella8.
8 Legionella este o bacterie gram negativ ă ce cuprinde specii care cauzeaz ă legioneloza sau boala legi-
onarului. Are o arie de r ăspândire larg ă cuprinzând 48 specii și 70 serogrupuri. În general, compozi ția chimic ă a
peretelui celular determin ă antigenitatea acestor organisme.
Un factor determinant pentru supravie țuirea bacteriei Legionella este temperatura:
· La 55 C – Legionella distrus ă în 5-6 ore
(sursa: https://ro.wikipedia.org)

39Totodat ă, toate ma șinile de sp ălat rufe și mașinile de sp ălat vase vor folosii
apa cald ă de la sistemul centralizat. Figura 2.11 prezint ă schema sistemului de pompe
de căldură conectat la sistemul de termoficare de joas ă temperatur ă.
Abordarea integrat ă a pompelor de c ăldură
Abordarea integrat ă reprezint ă un proces destinat s ă combine, s ă interpreteze
și să transfere date în scopul abord ării problemelor legate de un produs finit și anume
consumul de energie, punând în lumin ă întregul lan ț cauz ă-efect. Aceasta permite de-
finirea obiectului analizat în mod amplu și precis luând în considerare to ți factorii ce
influen țează în materie de performan ță func ționarea sistemelor de pompe de c ăldură.
Este bine cunoscut faptul c ă sistemele de pompe de c ăldură pot ob ține perfor-
manțe energetice mai bune în loca țiile favorabile din punct de vedere climatic, în cazul
în care înc ălzirea și răcirea sunt sarcini bine echilibrate și în cazul în care, pe termen
lung, nu se produc dezechilibre în sol din cauza prelu ării excesive a c ăldurii.
Man și alții (2010) au ajuns la concluzia c ă pompele de c ăldură, atunci când
sunt instalate în regiunile cu climat moderat, au valori ale COP-ului între 3 și 4, valoare
cu 20-30% mai mare decât cea a sistemelor instalate în acela și climat și care folosesc
aerul exterior.
Fig. 2.11-Schema de principiu a sistemului de pomp ă de c ăldură ce livreaz ă
agent termic printr-un sistem centralizat de distribu ție de joas ă temperatur ă.

40Studiile anterioare au ar ătat că pompele de c ăldură cu eficien ță ridicat ă, în cele
mai multe cazuri au un impact pozitiv asupra emisiilor de gaze cu efect de ser ă și
asupra economiei de energie. Cu toate acestea, eficien ța lor poate varia în mod sub-
stanțial în func ție de factorii cheie ce trebuie considera ți încă din faza de proiectare a
unui astfel de sistem, cum ar fi: necesarul de energie termic ă, care este influen țat în
mare m ăsură de gradul de izolare al cl ădirii și de climatul exterior, tipul de schimb ător
de căldură din sol, temperatura sursei, controlul sistemului și consumul de energie al
acestuia și al dispozitivelor auxiliare și nu în ultimul rând de poten țialul regenerativ al
solului.
Majoritatea cl ădirilor din zonele climatice calde sau zonele climatice reci au sar-
cini termice dezechilibrate, dominate de fie de necesarul de r ăcire sau de necesarul
de înc ălzire. Atunci când se utilizeaz ă sisteme de pompe de c ăldură cuplate la sol în
clădiri aflate într-un mediu climatic cald și dominate de sarcina de r ăcire, va fi trimis ă
către sol mult mai mult ă căldură decât va fi extras ă pe perioadele mari reci când sar-
cina de înc ălzire este mai ridicat ă. Acumularea excesiv ă de c ăldură din sol va creste
cu siguran ță temperatura acestuia, și în consecin ță, performan ța sistemului de-a lungul
anului va fi diminuat ă. În mod similar, atunci când sistemele de pompe de c ăldură sunt
folosite în cl ădirile din zonele cu clim ă rece, dominate de sarcina de înc ălzire, cantita-
tea de c ăldura extras ă din sol de c ătre pompa de c ăldură în timpul iernii este mult mai
mare decât cea introdus ă înapoi în sol în timpul verii. În aceste dou ă situa ții folosirea
sistemelor de pomp ă de căldură pentru înc ălzirea sau r ăcirea spa țiilor necesit ă mărirea
schimb ătorului de c ăldură din sol, fapt care de multe ori poate fi restric ționat de consi-
derentele geometrice sau cele financiare (Yang, Cui și Fang 2010).
Obiectivele cercet ării
Cunoa șterea modului în care trebuie proiectate cl ădirile eficiente energetic a
crescut considerabil în ultimele decenii, în parte și datorit ă legisla ției, care a impus
condi ții din ce în ce mai stricte, ajutând la dezvoltarea de noi tehnologii în construirea
clădirilor și a echipamentelor HVAC, dar și la noi metodele de calcul. Cu toate acestea,
pe cât de mult cunoa ștem despre materialele și tehnicile ce pot fi folosite la construirea

41unei cl ădiri bine izolate termic cât și despre tehnologiile de folosire a energiei regene-
rabile, pe atât de pu țin cunoa ștem despre abordarea lor ca un sistem integrat.
Un obiectiv preliminar al prezentei teze de doctorat este realizarea unui studiu
bibliografic sintetic și obiectiv privind stadiul actual al cercet ărilor în domeniul
utiliz ării pompelor de c ăldură în cadrul proiectelor de cl ădiri nZEB precum și al
principalelor aspecte care prezint ă interes în domeniu și care pot fi abordate în
cadrul cercet ărilor propuse.
Studiile realizate pân ă în prezent au pus în eviden ță creșterea semnificativ ă a
numărului de pompe de c ăldură instalate, dar și influen ța pe care o pot avea parametri
dimensionali și func ționali asupra eficien ței acestor sisteme. Acestea au condus la ne-
cesitatea determin ării influen ței acestor parametrii asupra performan țelor func-
ționale ale sistemelor de pompe de c ăldură pentru condi țiile climatice din țara
noastr ă.
Pompele de c ăldură joac ă un rol important în dezvoltarea viitoare a sistemelor
de climatizare interioar ă și reprezint ă probabil, principalul consumator de energie elec-
trică dintr-o locuin ță. În aceast ă situa ție va fi necesar ădeterminarea valorilor reale
ale parametrilor de performan ță ai pompelor de c ăldură, dar și a răspunsului și
a capacit ății acestora de a realiza condi țiile de climat interior pe timpul perioa-
delor cu vârfuri de sarcin ă, cauzate de factorii climatici . Un alt obiectiv legat de
acest aspect este stabilirea influen ței pe care o poate avea func ționarea pompelor
de căldură pe perioada vârfurilor de sarcin ă asupra propriet ăților termice ale so-
lului și, implicit asupra propriei performan țe.
Literatura de specialitate ofer ă multe studii referitoare la modul func ționare și
tehnici de control ale sistemelor de pompe de c ăldură, fapt ce atrage dup ă sine nece-
sitatea investig ării fezabilit ății unui sistem de control al pompei de c ăldură mai
performant sau a folosirii de echipamente auxiliare cu consum de energie mai
redus. (pozibile imbun ătatiri in stategiile de control ale pompei).
Studiul dore ște determinarea criteriilor esen țiale ce trebuie luate în calcul
în procesul de alegere a tipului de pomp ă de c ăldură în func ție de condi țiile clima-
tice și geografice.
Realizare model matematic
Gasirea pompei potrivite pentru cl ădirea potrivit ă

42Evaluarea eficientei pompei de c ăldură la diferite temperaturi exterioare/ale sur-
sei și măsurarea caracteristicilor ciclurilor de func ționare.
Concluzii la final de capitol
Pe plan mondial, sistemele de pompe de c ăldură devin din ce în ce mai r ăspân-
dite, iar monitorizarea cl ădirilor existente a dus la ob ținerea unor rezultate satisf ăcă-
toare, atât în economia de energie cât și la confortul termic asigurat.
În mai multe studii importante ale Comisiei Europene, pompele de c ăldură au
fost denumite ca tehnologie cheie în abordarea integrat ă privind economia de energie
în sectorul cl ădirilor și sunt v ăzute ca fiind principalul furnizor de energie pentru înc ăl-
zirea și răcirea cl ădirilor nZEB. Pompele de c ăldură reprezint ă o tehnologie bine-cu-
noscut ă, deja dovedit ă a fi una dintre cele mai eficiente de pe pia ță, care datorit ă re-
versibilit ății sale se poate integra relativ u șor, eliminând astfel necesitatea unui alt tip
de agregat pentru producerea energiei termice necesare.

433MODELREA FIZICO-MATEMATIC Ă A SISTE-
MULUI DE POMP Ă DE CĂLDURĂ
Introducere
O parte considerabil ă din cercet ările desf ășurate pe parcursul ultimului deceniu
a fost orientat ă spre optimizarea performan ței sistemelor de pompe de c ăldură cuplate
la sol, iar acest studiu face parte din aceste eforturi. Aceste activit ăți de cercetare s-au
concentrat în special pe identificarea caracteristicilor termice ale solului (conductivita-
tea termic ă, rezisten ța la transfer termic a forajelor și temperatura. Solul reprezint ă o
bună surs ă de c ăldură, având în vedere temperatura lui constant ă la nivele accepta-
bile, capacitatea lui disponibil ă și posibilit ățile de acumulare în spa țiu și timp. Studiile
realizate s-au axat în direc ția realiz ării pectice a diferite tipuri de schimb ătoare de c ăl-
dură în sol, precum si a factorilor de care depind acestea, în special varia ția în func ție
de evolu ția temperaturii la suprafa ța solului. Evolu ția temperaturii solului este practic
constant ă la 10 m adâncime și este egal ă cu temperatura medie anual ă la suprafa ța
solului (Radcenco, și alții 1985). În cazul în care se folosesc colectoare de suprafa ță
(amplasate la 1,5-2m adâncime), varia ția temperaturii de la suprafa ța solului se simte
cu un oarecare defazaj și poate influen ța performan ța sistemului de pompe de c ăldură.
Evolu ția varia ției temperaturii din sol este prezentat ă înFigura 3.1 .
Fig. 3.1-Distribu ția temperaturii în sol, la diferite adân-
cimi

44Măsurătorile efectuate pe diferite tipuri de soluri au ar ătat că, în func ție de umidi-
tatea solului, cantitatea de c ăldură ce poate fi preluat ă anual este de cca.30-60kWh/m2
de suprafa ță amenajat ă (Radcenco, și alții 1985).
Ciclul termodinamic al pompei de c ăldură
Pentru a simplifica analiza func ționării ciclului pompei de c ăldură, se consider ă
că între sursele de c ăldură și agentul frigorific, schimbul de c ăldură se realizeaz ă în
condi ții ideale, adic ă la diferen țe infinit de mici de temperatur ă (Bălan, Energii
regenerabile 2007). Astfel, transferul termic presupune suprafe țe infinit de mari pentru
schimbul de c ăldură realizat pe o durat ă infinit de mare, condi ții care nu se pot reg ăsii
în realitate. Din punct de vedere teoretic, aceste ipoteze au avantajul de a simplifica
mult analiza termodinamic ă a ciclului. În aceste condi ții temperatura sursei reci poate
fi considerat ă egal ă cu temperatura de vaporizare a agentului frigorific, iar temperatura
sursei calde poate fi considerat ă egal ă cu temperatura de condensare a agentului fri-
gorific, situa ție în care sursa cald ă poate fi denumit ă și mediu înc ălzit. Rolul acestor
sisteme este de a ceda c ăldură mediului înc ălzit în scopul înc ălzirii sau men ținerii unei
temperaturi ridicate a acestuia. C ăldura cedat ă Qk, numit ă uneori și căldură pompat ă,
reprezint ă sarcina termic ă a condensatorului ܳ̇௞, și reprezint ă efectul util al acestor
instala ții. Sursa rece în general este reprezentat ă de o parte a mediului natural.
Ciclul ideal al pompei de c ăldură cu comprimare mecanic ă
ÎnFigura 3.2 este prezentat ciclul ideal Carnot, inversat reprezentat în diagrama
T-s al pompei de c ăldură, în care procesele func ționale sunt:
1-2: procesul de comprimare adiabatic ă reversibil ă, de la parametrii p0,T0 la
pc,Tc care are loc în compresor, care se desf ășoară în domeniul umed cu consum de
lucru mecanic tehnic lc;
2-3: procesul condensare izobar-izotermica, în care se cedeaz ă căldură la
mediul înc ălzit, la pc,Tc;

453-4: procesul de destindere adiabatic ă reversibil ă de la parametrii pc,Tc la
pc,Tc care are loc în detentor și în timpul c ăruia agentul frigorific cedeaz ă lucru meca-
nic tehnic.
4-1: procesul de vaporizare izobar-izotermica are loc în vaporizator, unde
se preia c ăldură de la sursa rece, la p0,T0;
Schimburile de c ăldură ale agentului frigorific pot fi determinate aplicând ecua-
țiile celor dou ă principii ale termodinamicii:
ݍߜ=݅݀+ߜ݈௧=ܶ∙ݏ݀( 3.1)
din care rezult ă:
|݈௖|=݅ଶ−݅ଵ;݈ௗ=݅ଷ−݅ସቂ௞௃
௞௚ቃ (3.2)
ݍ଴=݅ଵ−݅ସ=ܶ଴(ݏଵ−ݏସ)=ܽ݅ݎܽ ܾ41ܽቂ௞௃
௞௚ቃ (3.3)Fig. 3.2-Ciclul ideal Carnot inversat al pompei de c ăldură
cu comprimare mecanic ă de vapori, reprezentat în dia-
grama T-s

46|ݍ௖|=݅ଶ−݅ଷ=ܶ௖(ݏଶ−ݏଷ)=ܽܽ݅ݎܽ 23ܾቂ௞௃
௞௚ቃ (3.4)
Lucrul mecanic minim al cilului ideal se determin ă pe baza bilan țului energetic:
ห݈௠௜௡ ೎ห=|݈௖|−݈ௗ=|ݍ௖|−ݍ଴=(ܶ௖−ܶ଴)(ݏଵ−ݏସ)=ܽ݅ݎܽ 12341 (3.5)
Eficienta termic ă a ciclului ideal al pompei de c ăldură cu comprimare de vapori
este:
μ௖=|௤೎|
ห௟೘೔೙ ೎ห=|௤೎|
|௤೎|ି௤బ=்೎ି௱௦
(்೎ି்బ)௱௦=்಴
்೎ି்బ=ଵ
ଵି೅బ
೅೎=ଵ
ఎ಴=ߝ஼+1 >1 (3.6)
în care:
Tc: reprezint ă temperatura de condensare, care este identic ă cu
temperatura spa țiului înc ălzitTi, în condi țiile transferului de c ăldură reversi-
bil;
T0: reprezint ă temperatura de vaporizare, care este egal ă cu tem-
peratura sursei reci Ta, în ipoteza transferului de c ăldură reversibil;
ηc: randamentul termic al ciclului Carnot, între temperaturile T0, Tc;
εc: eficien ța frigorific ă a ciclului Carnot inversat, delimitat direct de
T0, Tc;
Δs: varia ția de entropie a agentului în procesele de condensare și
vaporizare;
Din (3.6) se poate deduce c ă eficien ța maxim ă a ciclului Carnot ideal al pompei
de căldură scade la cre șterea temperaturii de condensare și la reducerea temperaturii
de vaporizare.
Consumul minim de energie mecanic ă necesar realiz ării unei unit ăți de energie
termic ă este definit de:

47ܭ௠௜௡ =ห௟೘೔೙ ೎ห
|௤೎|=1 −்బ
்೎ቂ௞௃
௞௃ቃ (3.7)
Folosind derivatele par țiale ale acestei m ărimi în raport cu T0, și Tc se poate
obține influen ța celor dou ă temperaturi asupra lui K min:
ቀడ௄೘೔೙
డ்బቁ
்೎=−ଵ
்೎<0; ቀడ௄೘೔೙
డ்బቁ
்బ=்బ
்೎మ>0. (3.8)
Din (3.8) se poate deduce c ă, odat ă cu cre șterea temperaturii T0, pentru
Tc=constant, rezult ă scăderea lui K min. Totodat ă, creșterea lui Tc pentru T0=constant,
rezult ă în m ărirea lui K min, iar pentru ΔTc =ΔT0=1 grad raportul varia țiilor lui K mineste
precizat de rela ția:
|௱௄೘೔೙|೅೎
௱௄೘೔೙ ೅బ=்೎
்బ>1 (3.8)
din care rezult ă că influen ța temperaturii T0 asupra lui K min este mare decât
cea a temperaturii Tc. Altfel spus, eficien ța unui sistem de pompe de c ăldură este
influen țată într-o mai mare m ăsură de temperatura sursei.
Fig. 3.3-Ciclul Canot inversat cu comprimare mecanic ă în
domeniul supraînc ălzit.

48Deplasarea procesului de comprimare din domeniul umed în cel supra-
încălzit conduce la ciclul Carnot inversat reprezentat în diagrama T-s în Figura 3.3 .
Ciclul din figura 3.3 este particularizat de faptul c ă procesul de vaporizare este
complet, astfel încât vaporii aspira ți de compresor sunt în stare saturat uscat ă, condi ții
în care procesul de comprimare se efectueaz ă în dou ă etape:
-Prima etap ă este te tip izentropic ă1-2 de la p0,T0 lap2<pc,Tc;
-A doua etap ă este izoterm ă2-2’ de la p2 lapc, etap ă în care agentul cedeaz ă
căldura |ݍଶିଶᇲ|=ܶ଴(ݏଶ−ݏଶᇲ)= ܽ ܽ݅ݎܽ 22ᇱܿ.
În aceast ă situa ție, schimburile energetice ale agentului sunt date de rela țiile:
ݍ଴=݅ଵ−݅ସ= ܽ݅ݎܽ ܽ 14ܾ( 3.9)
|ݍ௖|=|ݍଶିଶᇲ|+|ݍଶᇲିଷ|=ܶ௖(ݏଶ−ݏଶᇲ)+(݅ଶᇲ−݅ଷ)= ܽ݅ݎܽ ܽ 23ܾ( 3.10)
|݈௖|=|ݍଶିଶᇲ|−(݅ଶ−݅ଶᇲ)+(݅ଶ−݅ଵ)=ܶ௖(ݏଶ−ݏଶᇲ)+(݅ଶᇲ−݅௜) (3.11)
Din punct de vedere al eficien ței termice, acest ciclu este identic cu cel realizat
în domeniul umed, fiind, ca și acela delimitat de temperaturile T0șiTc (Radcenco, și
alții 1985).
Ciclul teoretic al pompei de c ăldură cu comprimare mecanic ă
Detentorul în care se realizeaz ă destinderea adiabatic ă a ciclului ideal, este o
mașină foarte complex ă din punct de vedere constructiv, indiferent dac ă are cilindri în
care pistoanele sub ac țiunea agentului de lucru furnizeaz ă energie mecanic ă sistemu-
lui biel ă-manivel ă, sau dac ă este o turboma șină cu palete montate în rotor (Chiriac
1981, B ălan, Instalatii Frigorifice 2003). Datorit ă complexit ății constructive a detento-
rului și a faptului c ă lucrul mecanic ob ținut în acesta are o valoare relativ mic ă, acesta
a fost înlocuit cu un ventil de laminare, care este mult mai simplu din punct de vedere
constructiv. Prin intermediul acestui dispozitiv se reduce presiunea, de la presiunea de
condensare pân ă la presiunea de vaporizare și astfel, procesul de laminare este unul
adiabatic care se desf ășoară cu men ținerea constant ă a entalpiei.

49Procesul de comprimare din compresor se desf ășoară în condi ții izentropice
până la atingerea presiunii de condensare pc, pentru ca mai apoi, la finele procesului,
temperatura vaporilor supraînc ălziți să fie superioar ă temperaturii de condensare Tc.
Luând în considerare observa țiile mai sus men ționate în Figura 3.4 este pre-
zentat, în diagrama T-s, ciclul teoretic de func ționare al pompei de c ăldură, în care
procesele func ționale sunt:
1-2: procesul de comprimare izentropic ă, de la parametrii p0,T0 lapc,T2 >Tc,
care are loc în compresor și care se desf ășoară în domeniul vaporilor supraînc ălziți;
2-2’: proces de r ăcire izobar ă în condensator la presiunea pc de la T2 la
T2=Tc;
2’-3: procesul condensare izobar-izotermic ă, în condensator, la pc,Tc;
3-4: procesul de laminare izentalpic ă în ventilul de laminare, înso țit de cre ș-
terea entropiei cu ΔSirl, care conduce lichidul din starea 3 (lichid saturat) la pc,Tc, în
starea 4 (vapori satura ți foarte umezi) la p0,T0;
4-1: procesul de vaporizare izobar-izotermica, care are loc în vaporizator,
unde se preia c ăldură de la sursa rece, la p0,T0;
Schimburile energetice specifice ale agentului frigorific sunt:
Fig. 3.4-Ciclul teoretic al pompei de c ăldură cu compri-
mare mecanic ă de vapori.

50ݍ଴=݅ଵ−݅ସ=ܶ଴(ݏଵ−ݏସ)=ܽ݅ݎܽ ܿ41ܽ( 3.12)
Puterea termic ă specific ă a agentului este:
|ݍ௖|=|ݍଶିଶᇲ|+|ݍଶᇲିଷ|=(݅ଶ−݅ଶᇲ)+(݅ଶᇲ−݅ଷ)=
=݅ଶ−݅ଷ=∫ܶ∙݀ݏ௤ୀଷ
ଶܽ݅ݎܽ ܽ22′3ܾ( 3.13)
Lucrul mecanic tehnic specific teoretic:
|݈௖|=݅ଶ−݅ଵ=|݈௧|=|ݍ௖|−ݍ଴=(݅ଶ−݅ଷ)−(݅ଵ−݅ସ)=
ܽ݅ݎܽ ܿ4122ᇱ3ܾ( 3.14)
Deoarece ݅ସ=݅ଷ reprezint ă caracteristica lamin ării, rezult ă titlul agentului la ie-
șirea din ventilul de laminare:
݅ସ=݅ଷ=݅ହ+ݔସ(݅ଵ−݅ହ)=݅ହ+ݔସ∙ݎ଴;ݔସ=௜యି௜ఱ
௥బ (3.15)
unde, ݎ଴=݅ଵ−݅ହ=݀ܽ݅ݎܽ 51ܽ și reprezint ă căldura de vaporizare a agentului
laT0.
Astfel, putem exprima eficien ța termic ă teoretic ă a ciclului prin:
μ௧=|௤೎|
|௟೟|=௜మି௜య
௜మି௜భ=௔௥௜௔ ௔ଶଶᇱଷ௕
௔௥௜௔ ௖ସଵଶଶᇲଷ௕ (3.16)
Deoarece abaterea ciclului teoretic, în raport cu ciclul Carnot este determinat ă
de ireversibilitatea procesului de laminare și de dep ășirea temperaturii de condensare
în procesul de comprimare, se poate observa c ă eficien ța ciclului teoretic este mai
mică decât eficien ța ciclului ideal μ௧<μ௖.
Din aceste motive, rela ția (3.17) reprezint ă gradul de reversibilitate al cilului te-
oretic în raport cu cel ideal, delimitat de T0 șiTc.

51ߩ௧=ஜ೟
ஜ೎=ቀ1−்బ
்೎ቁ−௜మି௜య
௜మି௜భ<1 (3.17)
Ciclul real al pompei de c ăldură cu comprimare mecanic ă
În realitate, func ționarea pompei de c ăldură cu comprimare mecanic ă prezint ă
abateri în raport cu procesele teoretice analizate anterior, deoarece în condensator și
vaporizator, transferul de c ăldură dintre agent și sursa de c ăldură are un caracter ire-
versibil, consecin ță a diferen țelor finite de temperatur ă la care are loc. Din pricina tran-
sferului de c ăldură din compresor, dintre vapori și pere ții cilindrului, procesul de com-
primare nu este întocmai adiabat reversibil, aspect la care se adaug ă și faptul c ă, de-
plasarea agentului prin conducte, schimb ătoare de c ăldură și compresor este înso țită
de pierderi de presiune liniare și locale.
Datorit ă complexit ății proceselor reale de func ționare a pompelor de c ăldură cu
comprimare mecanic ă s-a impus într-o prim ă etap ă introducerea unor ipoteze simplifi-
catoare, care permit definirea unui ciclu de calcul a instala ției.
Fig. 3.5-Ciclul real al pompei de c ăldură cu comprimare mecanic ă de vapori.

52Ciclul real de func ționare al pompei de c ăldură cu comprimare mecanic ă de
vapori este prezentat în Figura 3.5 .
Ipotezele simplificatoare pentru acest ciclu sunt:
1-2: procesul de comprimare se consider ă a fi adiabatic dar ireversibil și în
timpul s ău entropia specific ă vaporilor cre ște cu ݏ߂௜௥௖=ݏଶ−ݏଵ;
2-2’-3-3’: proces de r ăcire-condensare-subr ăcire în subr ăcitor și condensa-
tor;
3’-4: procesul de laminare adiabat ă în ventilul de laminare, înso țit de cre ș-
terea entropiei cu ݏ߂௜௥௟ =ݏସ−ݏଷ;
4-1: procesul izobar-izoterm de vaporizare în timpul c ăruia agentul preia
căldura de la sursa rece;
Schimburile energetice specifice ale agentului frigorific sunt:
ݍ଴=݅ଵ−݅ସ=ܽ݅ݎܽ ݀41ܽ( 3.18)
|ݍ௖|=݅ଶ−݅ଷᇲ=ܽ݅ݎܽ ܾ22ᇱ33ᇱܿ=หݍ௖ೞห+|ݍ߂௖|=൫݅ଶೞ−݅ଷᇲ൯+൫݅ଶ−݅ଶೞ൯>หݍ௖ೞห
(3.19)
unde:
ݍ௖ೞ reprezint ă puterea termic ă specific ă a agentului în ciclul frigorific teoretic,
cu comprimare adiabatic ă reversibil ă 1-2;
ݍ߂௖ creșterea puterii termice datorate abaterii procesului ireversibil de compri-
mare 1-2 raportat la cel izentropic;
Lucrul mecanic tehnic specific de comprimare:
|݈௖|=݅ଶ−݅ଵ=|ݍ௖|−ݍ଴=ܽ݅ݎܽ 1ܾܽ22ᇱ33ᇱ݀ܿ41=ห݈௖ೞห+|ݍ߂௖|=
൫݅ଶೞ−݅ଵ൯+൫݅ଶ−݅ଶೞ൯>ห݈௖ೞห (3.20)
݈௖ೞ este consumul specific de lucru mecanic izentropic de comprimare.
Eficien ța termic ă a ciclului

53μ=|௤೎|
|௟೎|=௜మି௜యᇲ
௜మି௜భ=ห௤೎ೞหା|௱௤೎|
ห௟೎ೞหା|௱௤೎|=μ௧ଵା೩೜೎
೜೎ೞ
ଵା೩೜೎
೗೎ೞ<μ௧ (3.21)
Relațiile precedente scot în eviden ță particularitatea pompelor de c ăldură și
anume faptul c ă ireversibilitatea procesului de comprimare este înso țită nu numai de
mărirea consumului de lucru mecanic ci și de cre șterea puterii termice a agentului.
Totodat ă ireversibilitatea conduce la mic șorarea lui µ în raport cu μ௧=ݍ௖ೞ/|݈௖|.
(Radcenco, și alții 1985)
Randamentul intern al compresorului poate fi definit sub forma:
ߟ௜=ห௟೎ೞห
|௟೎|=௜మೞି௜భ
௜మି௜భ=|௟೎|ି|௱௤೎|
|௟೎|=1 −|௱௤೎|
|௟೎|<1 (3.22)
Legătura dintre µ șiµt se poate exprima prin intermediul lui ηiastfel:
|ݍ߂௖|=(1−ߟ௜)|݈௖|=ଵିఎ೔
ఎ೔ห݈௖ೞห (3.23)
Din (3.21) și (3.23) rezult ă:
μ=|௤೎|ା൬భ
ആ೔ିଵ൰ห௟೎ೞห
|௟೎|ା൬భ
ആ೔ିଵ൰ห௟೎ೞห=(μ௧−1)ߟ௜+1 <μ௧ (3.24)
Eficien ța termic ă efectiv ă a pompei de c ăldură este diminuat ă de pierderile din
compresor și din motorul ce-l ac ționeaz ă.
μ௘=μ ∙ߟ௠∙ߟ௘௟=μ ∙ߟ௘௠ =[(μ௧−1)ߟ௜+1]ߟ௠∙ߟ௘௟ (3.25)
Astfel, sunt evidente inegalit ățile:
μ௘<μ <μ௧<μ௖ (3.26)

54Pompele de c ăldură prezint ă o particularitate aparte, având o sensibilitate foarte
redus ă față de pierderile cauzate de ireversibilitate, care se explic ă prin faptul c ă
pierderile de exergie se transmit par țial sau integral sursei de c ăldură de poten țial ridi-
cat.
Analiza exergetic ă a ciclului real al pompei de c ăldură
În determinarea bilan țului exergetic al pierderilor cauzate de ireversibilitatea in-
ternă și extern ă a proceselor care intr ă în componen ța ciclului de calcul se folose ște
ecua ția fundamental ă:
∑݁௤=∆݁+∑݈௧+∑ߨ௜௥೔೙೟ᇱ (3.27)
în care:
∑݁௤=݁௤೎+݁௤బ –suma exergiilor c ăldurilor schimbate de 1kg de agent în
grupul condensator și vaporizator;
∆ ݁=0–varia ția de exergie agentului cauzat ă de parcurgerea ciclului închis al
pompei de c ăldură;
∑݈௧=݈– consumul de lucru mecanic tehnic specific de comprimare;
∑ߨ௜௥೔೙೟ᇱ=ߨ ௜௥೗ᇱ+ߨ௜௥೎ᇱ–suma pierderilor interne datorate ireversibilit ății in-
terne a proceselor adiabatice de laminare și comprimare raportate la temperatura Ta a
mediului ambiant ( ߨ௜௥೗ᇱ=ܶ௔∙ ∆ܵ௜௥೗,ߨ௜௥೎ᇱ=ܶ௔∙ ∆ܵ௜௥೎)
De aici rezult ă că:
݁௤೎+݁௤బ=݈ߨ+௜௥೗ᇱ+ߨ௜௥೎ᇱ (3.28)
Deoarece ݈<0 și݁௤೎<0, atunci (3.28) va putea fi definit ă ca:
|݈|= ห݁௤೎ห−݁௤బ+ܶ௔∑∆ܵ௜௥೗,೎ (3.29)

55Pierderile cauzate de ireversibilitatea extern ă a proceselor de transfer de c ăl-
dură între agent și sursele de c ăldură se pot defini astfel:
ߨ∆்೎ᇱ=ห݁௤೎ห−ܧொ೔=|ݍ௖|൬1−்ೌ
்೘೜೎൰−ܳ௜൬1−்ೌ
்೘೔൰ (3.30)
ߨ௤బᇱ=หܧொబห−݁௤బ=|ܳ௔|൬1−்ೌ
்೘ೌ൰−ݍ଴ቀ1−்ೌ
்బቁ (3.31)
unde ܧொ೔ reprezint ă exergia c ăldurii ܳ௜=|ݍ௖| preluat ă de la apa înc ălzită de la
temperatura termodinamic ă medie:
ܶ௠௜=்೔ᇲᇲି்೔ᇲ
௟௡೅೔ᇲᇲ
೅೔ᇲ (3.32)
ܧொೌ reprezint ă exergia c ăldurii ܳ௔=|ݍ௖| cedat ă de sursa de temperatur ă joas ă
la temperatura termodinamic ă medie:
ܶ௠௔=்ೌᇲି்ೌᇲᇲ
௟௡೅ೌᇲᇲ
೅ೌᇲ (3.33)
ܶ௠௤೎=௤೎
∆ௌ೜೎ temperatura termodinamic ă medie a agentului care evolueaz ă în
condensator.
Rezult ă că:
ߨ∆்೎ᇱ=ܶ௔|ݍ௖|൬ଵ
்೘೔−ଵ
்೘೜೎൰=ܶ௔|ݍ௖|்೘೜೎ି்೘೔
்೘೔்೘೜೎=ܶ௔∆ܵ∆்೎ (3.34)
ߨ௤బᇱ=ܶ௔ݍ଴൬ଵ
்బ−ଵ
்೘బ൰=ܶ௔ݍ଴்೘బି்బ
்బି்೘బ=ܶ௔∆ܵ∆்ೡ (3.35)

56∆ܵ∆்೎ și∆ܵ∆்೎sunt cre șterile entropiei datorate entropiei ireversibilit ății proce-
selor de transfer de c ăldură între agent și sursele de c ăldură:
∆S∆୘ౙ=|qୡ|∆୘ౣౙ
୘ౣ౟୘ౣ౧ౙ ; ∆S∆୘౬=q0∆Tmv
T0Tma(3.36)
în care ∆ܶ௠೎=∆ܶ௠೜೎−ܶ௠೔ și∆ܶ௠ೡ=∆ܶ௠ೌ−ܶ௠బ reprezint ă diferen țele tempe-
raturilor termodinamice medii în aceste procese de transfer de c ăldură.
Astfel se poate spune:
ห݁௤೎ห=ܧொ೔+ߨ∆்೎ᇱ;−݁௤బ=−ܧொೌ+ߨ௤బᇱ; (3.37)
astfel c ă ecua ția (3.29) devine:
|݈|=ܧொ೔−หܧொೌห+ߨ∆୘೎ᇱ+ߨ୯బᇱ+ߨ௜୰೗ᇱ+ߨ௜୰೎ᇱ (3.38)
De asemenea se poate observa c ă:
ܧொ೔−หܧொೌห=ܳ௜൬1−்ೌ
்೘೔൰−|ܳ௔|൬1−்ೌ
்೘ೌ൰=|ݍ௖|−ݍ଴−ܶ௔൬|௤೎|
்೘೔−௤బ
்೘ೌ൰=
=|݈|−ܶ௔൬|௤೎|
்೘−|௤೎|ି|௟|
்೘ೌ൰=|݈|−ܶ௔൬ଵ
்೘೔−ଵ
்೘ೌ൰|ݍ௖|−்ೌ
்೘ೌ|݈|=
=|݈|்ೌ
்೘ೌ൬1−்೘ೌ
்೘೔൰|ݍ௖|−்ೌ
்೘ೌ|݈| (3.39)
Se va nota cu:
ߤ௖=்೘೔
்೘೔ି்೘ೌ=ଵ
ଵି೅೘ೌ
೅೘೔ (3.40)

57și reprezint ă eficien ța termic ă a unui ciclu Carnot inversat, delimitat de tempe-
raturile ܶ௠೔ șiܶ௠ೌ, care realizeaz ă aceea și putere termic ă specific ăݍ௖ ca și ciclul de
calcul și cu consumul de lucru mecanic al ciclului:
ห݈௠௜௡ ೎ห=|௤೎|
ఓ೎ (3.41)
rezult ă că:
ܧொ೔−หܧொೌห=|݈|−்ೌ
்೘ೌห݈௠௜௡ ೎ห−்ೌ
்೘ೌ|݈| (3.42)
Realizând corela ția rela țiilor (3.34) pân ă la (3.42) se va determina rela ția:
்ೌ
்೘ೌ|݈|=்ೌ
்೘ೌห݈௠௜௡ ೎ห+ߨ௜,ୣᇱ (3.43)
care va putea fi scris ă și sub forma:
|݈|=ห݈௠௜௡ ೎ห்೘ೌ
்ೌ+∑ߨ௜,ୣᇱ (3.44)
în care ∑ߨ௜,௘ᇱ reprezint ă totalitatea pierderilor provocate de ireversibilitatea in-
ternă și extern ă raportate la temperatura ܶ௔.
Deoarece ∑ߨ௜,௘ᇱ=ܶ௔∑ܵ௜,௘ se observ ă că (3.44) este independent ă de varia ția
temperaturii ܶ௔ a mediului ambiant, pierderile fiind dependente doar de temepratura
medie termodinamic ă a sursei reci:
|݈|=ห݈௠௜௡ ೎ห+∑ߨ௜,ୣᇱ (3.45)
unde:

58∑ߨ௜,௘=∑ܶ௠ೌ∙ ∆ܵ௜,௘ și reprezint ă suma pierderilor determinate de ireversibili-
tate, raportate la temperatura ܶ௠ೌa amestecului de ap ă-glicol care se r ăcește în vapo-
rizator și care reprezint ă sursa rece a pompei de c ăldură.
Randamentul exergetic al pompei de c ăldură se poate defini ca:
ߟா=ห௟೘೔೙ ೎ห
|௟|=1 −∑ߨ݁,݅
|௟|=1 −∑ߨത݁,݅( 3.46)
unde ߨ ത=గ
|௟| reprezint ă ponderea unei pierderi oarecare în consumul de lucru
mecanic al ciclului.
Calculul ciclului frigorific al pompei de c ăldură
Pachetul de programe COOLPACK
Dezvoltarea pachetului de programe de simulare pentru instala ții frigorifice CO-
OLPACK a început în prim ăvara anului 1998, ca parte a unui proiect de cercetare.
Obiectivul principal al proiectului a fost acela de a dezvolta modele noi simulare pentru
a fi utilizate în optimizarea consumurilor energetice din cadrul sistemelor frigorifice.
Utilizatorii acestor modele ar fi tehnicienii frigotehni ști, inginerii, cadrele didactice
universitare, studen ții etc., pe scurt toate persoanele cu influen ță asupra consumului
de energie din prezent și din viitor din cadrul sistemelor și instala țiilor frigorifice.
(Șerban, Chiriac și Năstase 2012)
Prima idee a fost aceea de a se realiza un program de simulare general și cu-
prinz ător, care s ă permit ă utilizatorului s ă aibă toată flexibilitatea necesar ă în sensul
manevrabilit ății mai multor scheme și investiga ții. Una dintre caracteristicile acestor
tipuri de programe, cu caracter general și foarte flexibile, o reprezint ă faptul c ă utiliza-
torul trebuie s ă introduc ă multe date de intrare, iar robuste țea calculului este destul de
scăzută. Experien ța cu astfel de programe a ar ătat că nu suni tocmai ideale pentru
utilizatorii men ționați mai sus, deoarece marea lor majoritate nu dispun de foarte mult
timp pentru realizarea unei investiga ții și de aceea marea lor majoritate le consider ă
ineficace și de multe ori ele r ămân neutilizate.

59Ideea din spatele dezvolt ării programului COOLPACK este diferita de cea pre-
zentat ă mai sus. în loc s ă se realizeze un program mare, general și cuprinz ător s-a
mers pe ideea realiz ării unei colec ții de programe mici, robuste din punctul de vedere
al calculelor și simul ărilor și ușor de utilizat. ( Șerban, Chiriac și Năstase 2012)
O simulare în COOLPACK se refer ă la investigarea unui singur sistem sau ma-
șină frigorific ă. Prin urmare necesit ă doar intr ări legate de modul de func ționare al in-
stala ției, nu și intrări legate de structura intern ă a sistemului.
Programele din pachetul COOLPACK acoper ă următoarele scopuri de simu-
lare:
·Calcularea propriet ăților agen ților frigorifici (diagrame de propriet ăți, date ter-
modinamice și termofizice, compara ții între agen ți frigorifici);
·Analiza ciclurilor (de exemplu compara ție între ciclurile într-o treapt ă I dou ă
trepte);
·Dimensionarea sistemului (dimensionarea componentelor utilizând criterii ge-
nerale);
·Simularea sistemului (calcularea condi țiilor de operare într-un sistem în care
sunt cunoscute continentele);
·Evaluarea oper ării (evaluarea eficientei sistemului și sugestii pentru reducerea
consumului de energie);
·Calcularea componentelor (calcularea eficientei componentelor);
·Simularea tranzitorie la r ăcirea unui obiect;
Evaluarea eficien ței sistemului pentru datele m ăsurate
La calculul și evaluarea eficien ței ciclului frigorific s-au folosit temperaturile me-
dii măsurate pentru instala ția frigorific ă a pompei de c ăldură, rezultatele fiind reprezen-
tate în Figura 3.6.
În condi ții ideale ale ciclului frigorific, procesul de condensare se desf ășoară în
condensator astfel încât lichidul care rezult ă din acesta este saturat, deci se g ăsește

60pe curba de lichid saturat din diagram ă, la intersec ția cu izoterma, respectiv izobara
de condensare. În realitate condensul este u șor subr ăcit (starea 4 pe diagram ă)
Asem ănător, în condi ții ideale vaporizarea se încheie în vaporizator astfel încât
vaporii care rezult ă din acesta sunt satura ți usca ți, deci se g ăsesc pe curba vaporilor
satura ți, la intersec ția cu izoterma, respectiv izobara de vaporizare. în realitate, de re-
gulă vaporii sunt u șor supraînc ălziți (starea 7 pe diagram ă).
Valoarea ob ținută pentru COP în condi țiile temperaturilor medii m ăsurate de-a
lungul perioadei de monitorizare este de 4,193, valoare apropiat ă de cea determinat ă
pentru perioada sezonului rece (vezi capitolul 5).
Rezultatele ob ținute în urma analizei ciclului frigorific al pompei de c ăldură cu
programul software COOLPACK sunt prezentate în Tabelul 3.1.Fig. 3.6-Calculul eficien ței ciclului frigorific al pompei de c ăldură.

61Tabelul 3.1. Rezultatele calculului ciclului frigorific al pompei de c ăldură
Num ăr punct Temperatur ă Presiune Entalpie
[°C] [bar] [kJ/kg]
1 45.1 5.43 304.1
2 61.9 18.59 302
3 61.9 18.35 302.3
4 40.3 18.35 116.9
5 40.3 18.35 116.9
6 1 5.52 116.9
7 10.7 5.52 273.9
8 45.1 5.43 304.1
Fig. 3.7-Calculul eficien ței ciclului frigorific al pompei de c ăldură, pentru tempera-
tura minim ă de vaporizare.

62Cunoscând faptul c ă eficien ța pompei de c ăldură este determinat ă de tempera-
turile de vaporizare și de condensare s-a reluat calculul pentru valorile minime ale tem-
peratura minim ă măsurat ă ale amestecului de ap ă-glicol și pentru temperatura ma-
ximă, rezultatele fiind prezentate în figurile urm ătoare.
Pentru cazul anterior al temper ării medii de vaporizare s-a folosit valoarea de
5,7°C iar pentru cazul temperaturii minime de vaporizare m ăsurat ă pe perioada de
monitorizare s-a folosit valoarea de -3,3°C, înregistrat ă în data de 21ianuarie 2016. În
aceste condi ții se poate observa o sc ădere a COP cu 26% pân ă la valoarea de 3,327.
Fig. 3.8-Calculul eficien ței ciclului frigorific al pompei de c ăldură, pentru tempera-
tura maxim ă de vaporizare.

634PREZENTAREA CL ĂDIRII EXPERIMENTALE ȘI
A SISTEMULUI DE POMP Ă DE CĂLDURĂ
Introducere
Pompele de c ăldură sunt parte a tehnologiei de tip ecologic care utilizeaz ă energie
regenerabil ă, fiind men ționate în directivele europene, precum cea ce se refer ă la utilizarea
energiilor regenerabile, de cea cu privire la performan ța energetic ă a clădirilor (EPBD) sau
cea ce se refer ă la produsele cu impact energetic (ErP). Pentru a realiza transferul de ener-
gie, este nevoie de energie suplimentar ă, care, în func ție de tehnologie sunt: pompe de
căldură electrice, ac ționate de gaze și cu absorb ție. Raportul dintre consumul de energie
auxiliar ă și transferul energiei termice reprezint ă aproximativ o treime în func ție de tehnolo-
gia utilizat ă, eficien ța dispozitivului și condi țiile de temperatur ă. În mod evident, ar trebui s ă
fie stabilit un nivel minim de eficien ță pentru a se asigura consumul de energie redus, astfel
încât o pomp ă de c ăldură merit ă să fie considerat ă ca fiind un dispozitiv de energie durabil ă.
Prezentarea cl ădirii experimentale și a instala țiilor ce o deservesc
O pomp ă de c ăldură de înalt ă eficien ță ce are solul ca surs ă a fost instalat ă într-o
locuin ță unifamilial ă aflat ă în Gala ți, Romania. Scopul principal al acestui proiect a fost acela
de a realiza o cl ădire cu consum de energie aproape zero. În acest sens, pe lâng ă gradul
ridicat de izolare termic ă al cl ădirii, au fost folosite tehnologii și mai ales echipamente care
să aibă un factor de performan ță sezonier ă ridicat (pomp ă de c ăldură, ventiloconvectoare,
pompe de circula ție). În acest subcapitol sunt descrise mai întâi cl ădirea, propriet ățile ter-
motehnice ale elementelor sale de închidere, urmate de prezentarea pompei de c ăldură și
a sistemului hidraulic, dar și a caracteristicilor acestora.
Prezentarea cl ădirii și a caracteristicilor sale termotehnice
Clădirea studiat ă, unde a fost instalat sistemul de pomp ă de căldură și unde cercet ările
experimentale au fost efectuate, este o cl ădire reziden țială, unifamilial ă, cu o suprafa ță de

64449 m2, desf ășurată pe dou ă nivele. Este o cl ădire istoric ă amplasat ă pe strada Mihai Bravu
din Gala ți-Figura 4.1 .
Caracteristici termotehnice ale elementelor de închidere
Zidăria este de c ărămidă ars ă (densitate 1750kg/m3 și căldură specific ă
0,81kJ/(kg. șC)), iar grosimea ei variaz ă între 400-500mm. Pentru a minimiza necesarul de
energie al cl ădirii aceasta a fost izolat ă, grosimea izola ției, grosimile elementelor de închi-
dere, precum și caracteristice termotehnice ale anvelopei fiind prezentate în Tabelul 4.1.
Datorit ă faptului c ă clădirea studiat ă este una istoric ă, modific ările aduse la exteriorul aces-
teia, în special la fa țade, au fot minime, în acest sens izolarea pere ților exteriori s-a reali-
zându-se la interior.
Programul de func ționare al cl ădirii este unul tipic al unei locuin țe unifamiliale, cu vâr-
furi de consum de energie diminea ța de la ora 6.00 la 9.00 și seara de la ora 16.00 la ora
22.00, sistemul de pomp ă de c ăldură fiind capabil s ă livreze energia necesar ă clădirii chiar
și în aceste perioade.
Fig. 4.1-Cl ădirea reziden țială din Gala ți, unde este instalat ă pompa de c ăldură

65Tabelul 4.1. Grosimile elementelor de închidere și caracteristicele lor termotehnice
Element al
anvelopeiGrosime zid ărie
[mm]Grosime izola ție
[mm]Coeficient de
transmitan ță
[W/m 2K]
Perete exterior 500 100 0,234
Placă peste sol 200 200 0,178
Placă între nivele 200 100 0,445
Acoperi ș – 150 0,210
Fereastr ă exterioar ă – – 0,901
Ușă exterioar ă – – 1,110
Tipuri de spa ții și necesarul de energie
Fațada principal ă a clădirii este orientat ă către sud, iar suprafa ța vitrat ă are un procent
de 16,7% din totalul ariei pere ților exteriori. Elementele vitrate exterioare sunt confec ționate
din lemn stratificat cu geam termopan triplu, iar u șile exterioare sunt fabricate din lemn ma-
siv.
Datele fiec ărei înc ăperi de la parter și de la mansard ă (suprafa ță, volum, necesar de
energie termic ă sunt prezentate în Tabelul 4.2.
Tabelul 4.2. Date despre înc ăperi
Nume spa țiu Orientare Arie
[m2]Volum
[m3]Necesar de
energie/m2
[W/m2]Necesar de
energie/m3
[W/m3]ParterBucătărie V 13,69 49,28 31,73 8,81
Centrala Termic ăN 9,10 32,76 35,63 8,98
Casa sc ării N 17,10 61,56 24,85 6,90
Birou N 30,66 110,4 41,75 11,60
WC N 7,69 27,68 61,08 16,97
Sala Protocol E 20,68 74,45 54,47 15,13
Sala protocol E 20,50 73,8 42,18 11,72
Hol E 47,40 17,64 6,11 1,70
Birou S 46,05 165,78 46,20 12,83

66MansardăCamer ă SV 96,55 282,30 25,01 6,95
Dormitor SE 55,30 158,30 30,01 8,34
Dormitor N 26,87 68,46 31,50 8,75
WC N 8,10 21,06 64,77 17,99
WC N 4,87 14,76 65,44 18,18
Dresing N 8,15 29,34 28,75 7,99
Casa sc ării N 7,97 20,72 27,32 7,26
Descrierea instala ției de pomp ă de c ăldură și a componentelor sale
ÎnFigura 4.2. este prezentat ă o schem ă simplificat ă a instala ției de pomp ă de c ăl-
dură.
Instala ția de pomp ă de c ăldură este constituit ă din trei schimb ătoare de c ăldură verti-
cale (SCV) cu solul, pompa de c ăldură, șase pompe de circula ție, cinci ventiloconvectoare
de tavan la parter, trei ventiloconvectoare de perete la mansard ă, dou ă sisteme de înc ălzire
in pardoseal ă și un rezervor de stocare de 300 de litrii.
Sistemul de pomp ă de c ăldură este compus dintr-un circuit exterior si un circuit interior.
Circuitul exterior reprezint ă primarul pompei de c ăldură și este cuprins între schimb ătorul de
căldură în sol și vaporizatorul pompei de c ăldură, iar antrenarea lichidului vehiculat prin
acesta este realizat ă de c ătre pompa de circula ție cu tura ție variabil ă (P1) a pompei de
Fig.4.2-Schema hidraulic ă a instala ției de pomp ă de c ăldură

67căldură. Circuitul interior reprezint ă secundarul pompei de c ăldură și este cuprins de la con-
densatorul pompei de c ăldură până la rezervorul de stocare cu capacitate de 300l, vehicu-
larea agentului termic prin acesta fiind asigurat ă de pompa cu tura ție variabil ă (P2) a pompei
de căldură. Din rezervorul de stocare sunt alimentate dou ă circuite ce deservesc pardoseala
radiant ă de la parter, ac ționate de pompele de circula ție P3 și P4, dou ă circuite ce alimen-
tează ventiloconvectoarele de la parter și de la mansard ă, acționate de pompele P5 și P6,
un circuit ac ționat de pompa P7, ce alimenteaz ă corpurile statice de la parter și alt circuit
acționat de pompa P8 ce deserve ște corpurile statice de la mansard ă. Rolul rezervorului de
acumulare este de a prevenii eventuala ciclare a pompei de c ăldură, cauzat ă de succesiu-
nea perioadelor de necesar de energie ale cl ădirii.
Pompa de c ăldură nu este una reversibil ă, însă instala ția a fost dotat ă cu un modul de
răcire care prin intermediul unor vane deviatoare cu trei c ăi realizeaz ă reversibilitatea pom-
pei de c ăldură, Prin acest modul se poate face și de r ăcire pasiv ă care are rolul ca în peri-
oada de var ă, când necesarul de r ăcire cre ște, să devieze fluidul din schimb ătorul de c ăldură
din sol c ătre cl ădire și să îl vehiculeze prin circuitele interioare aferente pardoselii radiante
și ventiloconvectoarelor.
Avantajul major al acestui mod de r ăcire este faptul c ă pentru r ăcirea spa țiilor se con-
sumă energie electric ă doar de c ătre pompele de circula ție, fără a mai folosii compresorul
pompei de c ăldură.
a) b)
Fig. 4.3-Pompa de c ăldură în: a) Modul de înc ălzire; b) Modul de r ăcire

68În modul de înc ălzire ( Figura 4.3 a ) sursa pompei de c ăldură este reprezentat ă de
sol prin schimb ătorul de c ăldură vertical, iar mediul de livrare al c ăldurii este spa țiul interior
al clădirii, care este conectat la condensatorul pompei de c ăldură prin intermediul circuitului
secundar al acesteia. În modul de r ăcire ( Figura 4.3 b ) se preia c ăldura de la mediul interior,
care de aceast ă dată este conectat la vaporizatorul pompei de c ăldură și transportat ă și mai
apoi eliberat ă în sol. În Figura 4.4 sunt prezentate fotografii ale pompei de c ăldură, modulul
de răcire, amplasat deasupra pompei de c ăldură, boilerul pentru prepararea ACM și rezer-
vorul de acumulare.
Caracteristicile tehnice ale pompei de c ăldură
Pompa de c ăldură este produs ă de firma NIBE și are urm ătoarele caracteristici:
·Agentul frigorific folosit este R407C.
·Este echipat ă cu un compresor controlat printr-un invertor, a c ărei putere maxim ă
absorbit ă la 100% din capacitate este 3,2kW,400V.
Fig. 4.4-Fotografii ale pompei de c ăldură și ale echipamentelor principale din camera
tehnic ă

69· Pompele de circula ție de pe partea de primar, cât ș de pe partea de secundar au
turație variabil ă, puterile lor electrice maxime fiind 180W pentru primar și 87W pentru
secundar.
· T emperaturile de înc ălzire sunt 45 șC pentru tur și 35șC pentru retur.
· T emperaturile pentru r ăcire activ ă sunt 7 șC pentru tur și 15 șC pentru retur
· Reversibilitatea pompei de c ăldură este realizat ă prin de c ătre modul de r ăcire, prin
intermediul a patru electrovane cu trei c ăi.
· Sistemul este controlat de c ătre automatizarea proprie, care se bazeaz ă pe diferen ța
de temperatur ă dintre valoare presetat ă de utilizator și valoarea temperaturii agentu-
lui de întoarcere de la rezervorul de stocare. În func ție de aceasta activeaz ă compre-
sorul, îi controleaz ă prin intermediul invertorului capacitatea sau îl dezactiveaz ă
Valorile de performan ță ale pompei de c ăldură, testat ă de c ătre produc ător în con-
formitate cu EN 14511 sunt prezentate în Tabelul 4.3.
Tabelul 4.3. Performan ța pompei de c ăldură la 100% din capacitate
0/35
Putere termic ă kW 8,89
Putere electric ă kW 1,83
COP 4,85
0/45
Putere termic ă kW 8,63
Putere electric ă kW 2,29
COP 3,77
10/35
Putere termic ă kW 11,22
Putere electric ă kW 1,84
COP 6,11
10/45
Putere termic ă kW 10,92
Putere electric ă kW 2,32
COP 4,72

70Standardul EN14511 define ște condi țiile de lucru nominale pentru fiecare categorie
de dispozitive. În cazul pompelor de c ăldură saramur ă/apă, condi țiile nominale standard la
temperatur ă scăzută, pentru solu ția salin ă sunt la 0°C (B0, B = solu ția salin ă) și temperatura
a apei de înc ălzire de 35°C (W35, W = ap ă) (Klein 2012).
Aceast ă condi ție este prescurtat ă 0/35. EN 14511 specific ă patru niveluri de tempe-
ratur ă la care dispozitivele pot fi testate, a șa cum au fost prezentate în tabelul anterior.
Sistemul de automatizare al pompei de c ăldură
Sistemul de automatizare al pompei de c ăldură este dezvoltat de produc ător, numai
reprezentan ții acestuia având acces la el. Func ționarea echipamentului se bazeaz ă pe tem-
peratura de întoarcere a agentului termic de la consumator, senzorul de temperatur ă fiind
amplasat pe intrarea acestuia în condensator, în modul de înc ălzire sau pe vaporizator în
modul de r ăcire.
În func ție de diferen ța de temperatur ă dintre valoarea predefinit ă a pompei de c ăldură
și valoare m ăsurat ă a agentului termic de întoarcere, sistemul de automatizare porne ște
compresorul și mărește succesiv, cu ajutorul invertorului capacitatea de func ționare a aces-
tuia pân ă ce temperatura de întoarcere a agentului termic atinge valoarea setat ă (Δt=0).
Sistemul de control seteaz ă automat viteza pompelor de circula ție (partea de primar
și partea de secundar ) în func ție de diferen ța de temperatur ă optim ă presetat ă între liniile
de alimentare și retur (NIBE Energy Systems 2014).
Automatizarea proprie a pompei de c ăldură permite monitorizarea și controlul a ma-
xim patru sisteme interioare de climatizare prin acela și principiu descris mai sus. Pentru a
realiza acest lucru se folosesc module de control separate, prin intermediul c ărora, pe baza
diferen ței de temperatur ă a turului și a returului de pe respectivele sisteme se controleaz ă
turația pompelor de circula ție.
Schimb ătoarele de c ăldură verticale din sol
Schimb ătorul de c ăldură din sol este realizat din trei sonde verticale de tip U, fiecare
având 100m adâncime Diametrele forajelor și ale conductelor folosite sunt prezentate în
Tabelul 4.4.

71Tabelul 4.4. Dimensiuni foraj, schimb ător de c ăldură din sol
Schimb ătorul tip U Tip Dimen-
siune [mm]
Diametrul Forajului 110
Diametrul exterior con-
ductă35
Diametru interior con-
ductă32
Distan ța între conducte 50
Poziția efectiv ă în teren a forajelor și distan țele dintre ele sunt prezentate în Figura
4.5.La cap ătul țevilor schimb ătorului de c ăldură vertical s-a montat o pies ă special ă tip U
care a fost introdus ă în foraj, iar cele dou ă țevi al fiec ărui schimb ător de c ăldură au fost
prinse între ele la fiecare 3 metrii, pentru a se asigura c ă cele dou ă nu se ating. Materialul
din care au fost confec ționate țevile este polietilena de înalt ă densitate (PEÎD). Spa țiul dintre
țevi și peretele forajului a fost umplut, dup ă tubarea forajului, cu bentonit ă. Acest material
este folosit cu prec ădere în cazul schimb ătoarelor de c ăldură verticale pentru a favoriza
transferul termic între schimb ător (țevi) și pere ții forajului. Conductivitatea termic ă a bento-
nitei folosit ă în acest tip de aplica ții variaz ă între 1,7-3,3 W/mK (Allan și Kavanaugh 1999).
a) b)
Fig. 4.5-Schib ătoarele de c ăldură din sol; a) pozi ția lor; b) piesa montat ă capătul
țevilor

72Țevile orizontale sunt conectate într-un sistem distribuitor-colector amplasat la intrarea din
exterior a țevilor în camera tehnic ă (Figura 4.6 ).
Imagini surprinse în timpul procesului de forare sunt prezentate în Figura 4.7 . Fluidul
folosit în schimb ătoarele de c ăldură din sol este apa cu glycol, deoarece în anumite situa ții
se pot atinge temperaturi negative pe returul pompei de c ăldură către sol. Adâncimea la
care se afl ă partea superioar ă a fiec ărui foraj este 2 m de la suprafa ța solului.
Fig. 4.6-Cele trei perechi de țevi ale schimb ătoarelor de c ăldură din sol
Fig. 4.7-Imagini din timpul procesului de forare

73Acestea sunt colectate în camera tehnic ă lâng ă pompa de c ăldură, de unde amestecul
de glycol cu ap ă este condus spre vaporizatorul pompei de c ăldură.
Schimb ătoarele de c ăldură din sol sunt conectate în paralel, vane de echilibrare hidra-
ulică fiind instalate pentru fiecare foraj pentru a garanta o curgere uniform ă pe ce cele trei
circuite din sol.
Pompele de circula ție
Pe lâng ă pompele de circula ție aferente pompei de c ăldură, sunt instalate șase pompe
de circula ție pentru cele dou ă circuite de pardoseal ă radiant ă, pentru dou ă circuite de radi-
atoare la parter și mansard ă, dou ă circuite de ventiloconvectoare. S-au folosit pompe de
circula ție cu tura ție variabil ă și eficien ță ridicat ă (Figura 4.8 ).
Punctul de func țioanre se poate modifica în func ție de fiecare setare a pompei de
circula ție pe propria curbã caracteristicã (curba Q/H). Pentru fiecare curbã Q/H existã o
curbã de putere electric ă,care indicã consumul de putere al pompei în W la o curbã datã
Q/H.
Pentru curba aleas ă a fi optim ă pentru sistemele de radia ție de joas ă temepratur ă,
punctul optim de func ționare a pompei se va muta mai sus sau mai jos pe cea mai joasã
curbă de presiune propor ționalã, în func ție de necesarul de cãldurã (Grundfoss 2015). În
a) b)
Fig. 4.8-Pompele de circula ție a) radiatoare și ventiloconvectoare; b) pardoseal ă ra-
diant ă

74acest mod este men ținutã o înãl țime de pompare constantã, indiferent de necesarul de
cãldurã ( Figura 4.9 ).
Sistemul interior de distribu ție al energie termice
Sistemul interior de distribu ție al agentului termic este compus din dou ă sisteme de
distribu ție prin pardoseal ă radiant ă de joas ă temperatur ă, care deservesc parterul imobilului,
și care au câte zece circuite înglobate în pardoseal ă.
În tavanul fals de la parter sunt montate cinci ventiloconvectoare, iar la mansard ă trei
ventiloconvectoare de perete asigur ă realizarea parametrilor de confort. La parter s-a insta-
lat suplimentar un circuit de radiatoare care va func ționa în situa țiile în care parametrii de
confort nu pot fi atin și prin func ționarea celorlalte sisteme, iar un al doilea circuit de radia-
toare este folosit în b ăile sau în grupurile sanitare de la parter și mansard ă. Sistemul de
control al pompei de c ăldură permite doar pornirea și oprirea manual ă din software a primu-
lui circuit de radiatoare, cel de-al doilea fiind folosit f ără a fi oprit.
4.2.3.1.1 Ventiloconvectoare de tavan și de perete
Ventiloconvectoarele folosite au fost alese datorit ă eficien ței mari de schimb de c ăl-
dură, și a eficien ței ventilatorului. Ele se pot controla prin intermediul termostatului de ambi-
ent din fiecare camer ă, prin care se seteaz ă tura ția ventilatorului. Potrivit fi șei tehnice a
ventiloconvectoarelor capacitatea maxim ă de înc ălzire, corespondent ă treptei a treia de vi-
teză variaz ă de la 3,88kW la 7,25kW, în func ție de temperatura de intrare a agentului termic,
a) b)
Fig.4.9-Curbele caracteristice ale pompelor de circula ție a) Q/H; b)P [W]

75iar capacitatea maxim ă de răcire corespondent ă aceleia și trepte de tura ție este 2,91kW. La
turație maxim ă a ventilatorului consumul de energie electric ă este 50W.
4.2.3.1.2 Pardoseala radiant ă
La parterul cl ădirii a fost instalat un sistem de pardoseal ă radiant ă. Sistemele de în-
călzire/r ăcire prin radia ție nu sunt instala ții capabile s ă men țină temperatura aerului interior
la o temperatura fix ă pe întreaga perioad ă a zilei. Aceste sisteme sunt proiectate pentru
asigurarea temperaturii aerului interior între valori minime și maxime, definite de condi țiile
de confort termic.
Pe parcursul unei zile, temperaturile pe suprafe țele radiante ale sistemului radiant se
modific ă, acestea fiind influen țate de temperatura aerului interior și indirect de sarcina de
răcire necesar ă încăperii. Varia ția temperaturii medii pe suprafe țele radiante ale unui sistem.
Din acest motiv în anumite perioade poate ap ărea senza ția de disconfort termic. Pasul de
montaj al sistemului radiant din pardoseal ă este de 10 cm (Figura 4.10) , și a fost ales pentru
a asigura necesarul de energie în fiecare înc ăpere, indiferent de destina ția ei.
4.2.3.1.3 Circuitele de radiatoare
Sistemul de înc ălzire cu corpuri statice a fost gândit ca o suplimentare a sistemului
de pardoseal ă radiant ă, care trebuie s ă func ționeze în perioadele reci de vârfuri de sarcin ă.
Fig.4.10-Sistemul de pardoseal ă radiant ă

76Pornirea acestui circuit se face manual din sistemul de control al pompei de c ăldură. Func-
ționarea circuitului este apoi controlat ă de pompa de c ăldură prin intermediul unui modul de
control, care pe baza temperaturilor citite pe turul și pe returul circuitului trimite semnale
către pompa de circula ție care m ărește sau mic șoreaz ă debitul de agent vehiculat prin acest
circuit.
Sistemul de control al pompei de c ăldură
Sistemul de automatizare al pompei de c ăldură este capabil s ă controleze func ționa-
rea compresorului, a pompelor de circula ție de pe circuitele de primar și secundar. De ase-
menea permite, prin intermediul unor module suplimentare, controlul pompelor de circula ție
de pe circuitele de climatizare interioare. Acest control presupune reglarea în func ție de
temperatura turului și a returului respectivului circuit s ă măreasc ă sau s ă micșoreze tura ția
pompei de circula ție.
Deoarece cl ădirea este ocupat ă pe tot parcursul zilei, temperatura setat ă de utilizator
pentru mediul interior trebuie asigurat ă toată ziua. Folosirea sistemelor radiante, care se
bazeaz ă pe acumularea de c ăldură în elementele de construc ție, presupune, de asemenea,
ca pentru a asigura temperatura interioar ă dorit ă alimentarea permanent ă cu c ăldură a sis-
temelor interioare de climatizare.
Ajustarea punctului de func ționare al pompelor de circula ție reprezint ă o caracteris-
tică esen țială în capabilitatea de a efectua cercet ări asupra varia ției consumului de energie
odată cu varia ția tura ției și pentru a putea îmbun ătății performan ța instala ției de pomp ă de
căldură.
Selec ția modului de func ționare înc ălzire/r ăcire se face manual. Electrovanele cu trei
căi din modulul de r ăcire, montat deasupra pompei de c ăldură, sunt responsabile pentru
realizarea reversibilit ății sistemului, fiind automat ac ționate de c ătre sistemul de control al
pompei de c ăldură.
Pentru a minimiza consumul de energie, func ționarea pompelor de circula ție aferente
primarului și secundarului pompei de c ăldură este legat ă direct de func ționarea compreso-
rului, excep ție face doar perioada de func ționare în modul de r ăcire pasiv ă, când acestea
lucreaz ă fără să depind ă de compresor. În restul situa țiilor când compresorul trebuie s ă
porneasc ă, sistemul de control trimite un semnal electric de pornire al celor dou ă pompe și
abia pup ă 60 de secunde porne ște și compresorul. Prin acest mod de operare sistemul de

77control poate asigura func ționarea concomitent ă a pompelor de circula ție și a compresoru-
lui, dar și posibilitatea primirii de date sub form ă de temperaturi atât a turului, cât și a returului
circuitelor de primar și secundar al pompei de c ăldură. Mai apoi, în func ție de aceste tem-
peraturi se pot controla varia ția vitezei celor trei componente (pompe de circula ție și com-
presor) pentru a realiza, în mediul interior, condi țiile necesare de confort termic.
Sistemul de monitorizare și achizi ție de date
Sistemul de achizi ție de date folosit este unul incorporat în sistemul de control al
pompei de c ăldură. Înregistrarea principalilor parametrilor func ționali ai echipamentului se
face regulat la intervale de 1 minut, datele înregistrate fiind socate în memoria intern ă a
sistemului de control pentru o perioad ă de aproximativ 30 de zile (Figura 4.11) . Dup ă ce
Fig. 4.11-Sistemul de monitorizare și achizi ție date.

78aceast ă perioad ă trece, datele memorate se înlocuiesc cu cele noi prin ștergerea și mai apoi
memorarea celor noi în ordinea în care au fost scrise în memorie. Avantajul acestui sistem
de monitorizare este c ă nu este intruziv, permi țând monitorizarea în timp real a parametrilor
funcționali, dar și setarea și func ționarea la anumi ți parametrii seta ți de utilizator.
Concluzii la final de capitol

795CERCET ĂRI EXPERIMENTALE ȘI ANALIZA RE-
ZULTATELOR OB ȚINUTE
Introducere
În acest capitol sunt prezente aspecte relevante ale sistemului de pomp ă de c ăldură
și procedurile folosite în analiza și interpretarea datelor ob ținute în urma cercet ărilor experi-
mentale. Analiza datelor m ăsurate este efectuat ă pe sezon și separat pentru perioadele de
preparare ap ă cald ă menajer ă. Sistemul format din cl ădire și pomp ă de c ăldură, prezentat
în acest studiu s-a dorit a fi unul eficient energetic care s ă nu aib ă un impact mare asupra
mediului. În acest prim sezon de monitorizare sistemul de controlul (automatizare) folosit a
fost cel oferit de produc ătorul pompei de c ăldură. Deoarece, datele prezentate sunt prove-
nite de la primul sezon de func ționare al sistemului s-a dorit identificarea punctelor din sis-
tem și perioadelor de func ționare în care se poate interveni pentru îmbun ătățirea sistemului
și mai ales pentru eficientizarea func ționării sale. În finalul acestui capitol sunt prezentate,
pentru perioada monitorizat ă, evolu ția temperaturilor provenite din sol, influen ța acestora
asupra performan ței sistemului, o analiz ă exergetic ă a sistemului, dar și câteva concluzii de
final de capitol.
Obiectivele cercet ărilor experimentale
Cei mai importan ți parametri care determin ă o func ționare optim ă a instala țiilor de
pomp ă de c ăldură sunt temperaturile sursei reci și sursei calde și coeficientul de perfor-
manță.
În cadrul cercet ărilor realizate s-a urm ărit identificarea poten țialului de valorificare a
energiei regenerabile a solului prin intermediul pompei de c ăldură ce are solul ca surs ă, dar
și determinarea factorului lor de performan ță sezonier ă.
Analizele efectuate au avut ca scop punerea în eviden ță a capacit ății sistemelor de
pomp ă de c ăldură de a furniza energia termic ă necesar ă în timpul perioadelor de înc ăl-
zire/r ăcire și de a asigura confortul termic pe întreaga perioad ă a unui an, având în acela și
timp si un consum de energie sc ăzut.

80Un alt obiectiv important al acestui studiu a fost analiza exergetic ă a sistemului compus
din cl ădire-pomp ă de c ăldură prin utilizarea unui sistem radiant de joas ă temperatur ă pe
perioada sezonului de înc ălzire și a unui sistem radiant de temperatur ă ridicat ă pe perioada
sezonului de r ăcire, ca solu ții pentru cl ădirile nZEB. De asemenea s-a analizat fezabilitatea
și capacitatea sistemului de r ăcire pasiv ă de a realiza condi țiile interioare de confort termic
în timpul sezonului cald.
Proceduri și considera ții asupra tipului de analiz ă
Calculul coeficientului de performan ță
Eficien ța performan ței pompei de c ăldură, pentru func ționarea în condi ții sta ționare,
între dou ă temperaturi date se face cu ajutorul coeficientului de performan ță-COP, care este
definit, în cazul pompelor de c ăldură cu comprimare mecanic ă acționate de un motor elec-
tric, ca raportul dintre energia termic ă furnizat ă și energia electric ă folosit ă în acest scop
(Boian și Chiriac 2013).
012345678910
0 10 20 30 40 50 60 70 80COP
Temperatura șCVaporizator
Condensator
Fig. 5.1-Varia ția COP în func ție de temperatura de vaporizare și condensare

81ܱܲܥ =ா௡௘௥௚௜௘ ௙௨௥௡௜௭௔௧ă
ா௡௘௥௚௜௘ ௖௢௡௦௨௠௔௧ă (5.1)
În cazul unei pompei de c ăldură ideale, energia termic ă produs ă de pompa de c ăl-
dură este determinat ă prin raportul dintre temperatura de condensare și diferen ța de tem-
peratur ă. Astfel putem spune c ă valorile teoretice ale COP sunt dependente de diferen ța de
temperatur ă dintre cele dou ă surse. În Figura 5.1 este prezentat ă varia ția COP în func ție de
temperatura de vaporizare și de temperatura de condensare.
După cum se poate observa, valoarea teoretic ă a COP este puternic dependent ă de
diferen ța de temperatur ă. Este important ca pompa de c ăldură să aibă o temperatur ă cât
mai mare a sursei reci, dar, de asemenea, pentru a men ține temperatura mediului înc ălzit
(adic ă, temperatura de distribu ție a sistemului de înc ălzire) cât mai sc ăzută posibil. În prac-
tică, COP realizabil de c ătre pompa de c ăldură este mai mic decât COP ideal din cauza
pierderilor din timpul transportului de c ăldură de la sursa rece la vaporizator și de la con-
densator la mediul înc ălzit. Cu toate acestea, evolu țiile tehnologice îmbun ătățesc în mod
constant performan ța pompelor de c ăldură.
Evaluarea factorului de performan ță sezonier
Eficien ța pompei de c ăldură este evaluat ă la nivelul întregului sezon de înc ălzire/r ă-
cire cu ajutorul factorului de performan ță sezonier ă-SPF, este determinat ca fiind raportul
dintre energia termic ă produs ă de pompa de c ăldură și energia utilizat ă în acest scop (Boian
și Chiriac 2013).
În cadrul unei prime evalu ări a SPF se consider ă doar eneria termic ă furnizat ă de
pompa de c ăldură pentru înc ălzirea spa țiilorQinc,PC și prepararea ACM, Qacc,PC având în
vedere energia electric ă consumat ă de compresor și sistemul de control Ecomp+cont .
ܨܲܵ ଴=ொ೔೙೎,ು಴ାொೌ೎೎ ,ು಴
ா೎೚೘೛ శ೎೚೙೟ (5.2)

82Valorile ob ținute pentru SPF sunt utile pentru a putea pune în eviden ță ponderea
energie electrice consumat ă de pompele de circula ție de pe circuitele de primar Eprim sau
secundar Esec.
ܨܲܵ ଵ=ொ೔೙೎,ು಴ ାொೌ೎೎ ,ು಴
ா೎೚೘೛ శ೎೚೙೟ ାா೛ೝ೔೘ ାாೞ೐೎ (5.3)
Deoarece instala ția de pomp ă de c ăldură aferent ă clădirii experimentale este prev ă-
zută și cu un înc ălzitor electric de rezerv ă, factorul de performan ță sezonier ă SPF 2 evalu-
ează și aceast ă energie termic ăQinc,rez , dar și energia electric ă consumat ă de aceasta Erez.
ܨܲܵ ଶ=ொ೔೙೎,ು಴ ାொೌ೎೎ ,ು಴ାொ೔೙೎,ೝ೐೥
ா೎೚೘೛ శ೎೚೙೟ ାா೛ೝ೔೘ ାாೞ೐೎ାாೝ೐೥ (5.4)
Suplimentar fa ță de SPF 2, în calculul SPF 3 se va considera și consumul de energie
al pompelor de circula ție de pe circuitele interioare de înc ălzire Ecirc.
ܨܲܵ ଷ=ொ೔೙೎,ು಴ ାொೌ೎೎ ,ು಴ାொ೔೙೎,ೝ೐೥
ா೎೚೘೛ శ೎೚೙೟ ାா೛ೝ೔೘ ାாೞ೐೎ ାாೝ೐೥ ାா೎೔ೝ೎ (5.5)
Deși factorul de performan ță sezonier ă este asociat cu un sezon întreg de înc ălzire
sau r ăcire, din cauza volumului mare de date m ăsurate și a fișierelor de dimensiuni mari,
rezultate în urma procesului de monitorizare, unele analize vor fi realizate pntru perioade
mai scurte, de o zi sau o s ăptămână
Eficien ță și eficacitate
Putem afirma c ă pompele de c ăldură care au solul ca surs ă au, în general, un nivel
de performan ță superior celor care utilizeaz ă aerul exterior ca surs ă. Chiar dac ă factorul de
performan ță sezonier ă este mai mic în cazul pompelor de c ăldură care au aerul ca surs ă,
trebuie avut în vedere tot sistemul în ansamblul lui. Deoarece eficien ța furniz ării energiei
termice de c ătre pompa de c ăldură variaz ă în limite largi, nu poate fi luat ă în singur ă în
considerare și aspectele care caracterizeaz ă cadrul general influen țează semnificativ per-
forman ța sistemului (Boian și Chiriac 2013).

83Eficien ța se refer ă la raportul m ărimilor de ie șire/intrare, în timp ce eficacitatea se
refer ă la m ăsura în care sunt realizate obiectivele asumate. Scopul principal al pompelor de
căldură const ă în economia de energie pentru înc ălzire și în final de energie primar ă (Figura
5.2), situa ție în care este necesar ă luarea în considerare a calit ății energetice a anvelopei.
Indicatorul de performan ță energetic ă EPI [kWh/(m2an)] al unei cl ădiri se determin ă
ca raportul consumului anual de energie pentru înc ălzire și aria înc ălzită a clădirii.
EPI =஼௢௡௦௨௠௨௟ ௔௡௨௔௟ ௗ௘ ௘௡௘௥௚௜௘ ௣௘௡௧௥௨ î௡௖ă௟௭௜௥௘
஺௥௜௔ î௡௖ă௟௭௜௧ă ௔ ௖௟ăௗ௜௥௜௜ (5.6)
Consumul specific de energie primar ă PEC [kWh/(m2an)] este rezultatul raport ării
consumului anual de energie electric ă al pompei de c ăldură la eficien ța de producere/ tran-
sport/distribu ție a acestuia eta precum și la aria înc ălzită a clădirii. (Boian și Chiriac 2013).
PEC =஼௢௡௦௨௠௨௟ ௔௡௨௔௟ ௗ௘ ௘௟௘௖௧௥௜௖ă ௔௟ ௣௢௠௣௘௜ ௗ௘ ௖ă௟ௗ௨௥ă /௘௧௔
஺௥௜௔ î௡௖ă௟௭௜௧ă ௔ ௖௟ăௗ௜௥௜௜ (5.7)
Eficien ța pompei de c ăldură trebuie privit ă în contextul condi țiilor de func ționare ale
sistemului, eficacitatea întregului sistem fiind de fapt scopul final.
Conceptul de cl ădire și sisteme cu nivel sc ăzut de exergie
Atât economia de energie și reducerea emisiilor de gaze cu efect de ser ă sunt afectate
de eficien ța energetic ă a mediului construit și calitatea energiei în raport cu calitatea nece-
sară a energiei. Luând în considerare aspectele calitative ale energiei se ajunge la introdu-
cerea conceptului exergie în analiza comparativ ă a sistemelor de pompe de c ăldură. Așa
Fig. 5.2-Reprezentarea schematic ă a fluxurilor energetice dintr-o cl ădire (Boian și
Chiriac 2013)

84cum am mai precizat, exergia este energia, care este în întregime convertibil ă în alte tipuri
de energie. Energia cu valoare ridicat ă, cum ar fi energia electric ă și lucrul mecanic sunt
compuse din exergie pur ă. Energia, care are un poten țial convertibil foarte limitat, cum ar fi
căldura aproape de temperatura aerului din înc ăpere, este considerat ă ca energie cu va-
loare limitat ă. Sisteme de înc ălzire și răcire caracterizate de un nivel redus de exergie permit
utilizarea tipului de energie limitat ă valoric, care, de obicei este livrat ă de sursele de energie
durabil ă precum pompelor de c ăldură. (IEA 2003)
Sistemele de înc ălzire de temperatur ă joas ă sunt sisteme "active" de înc ălzire care
trebuie s ă se potriveasc ă mediului construit. În timpul sezonului de înc ălzire, o caracteristic ă
termic ă ridicat ă a mediului și a spa țiilor interioare, poate fi ob ținută odat ă cu folosirea de
materiale de construc ție bine izolate termic, care, astfel fac posibil ă utilizarea surselor de
căldură de temperatur ă scăzută pentru înc ălzirea spa țiilor interioare.
În timpul sezonului de r ăcire, în spa țiile interioare, în plus fa ță de utilizarea materialelor
bune izolatoare termic pentru anvelopa exterioar ă a clădirii, poate fi prev ăzută o combina ție
de ventilare natural ă, dispozitive de umbrire pentru ferestre, precum și reducerea aporturilor
interne de c ăldură. Acest lucru ar permite utilizarea în procesul de r ăcire a surselor cu tem-
peratur ă ridicat ă (IEA 2003).
Utilizarea conceptului exergie în descrierea diferitelor sisteme de înc ălzire și răcire,
indiferent dac ă acestea sunt pasive sau active, ne-ar permite s ă aibă o imagine mai bun ă a
ceea ce sisteme de înc ălzire de temperatur ă joas ă și temperatur ă ridicat ă de răcire sunt.
Sezonul de înc ălzire 2015/2016
Instala ția de pomp ă de c ăldură a func ționat în modul de r ăcire între 30 Octombrie 2015
și 15 Aprilie 2016. Cercet ările experimentale și tipurile de analize realizate pe perioada aces-
tui sezon de înc ălzire au, în mare parte, scopul de a analiza modul de operare al pompei de
căldură, a determina capacitatea instala ției de a asigura parametrii interiori de confort și de
a răspunde solicit ărilor termice ale cl ădirii. De asemenea s-au putut trage concluzii referi-
toare la poten țialul de economisire de energie și de îmbun ătățire a performan ței sistemului.

85
Analiza sistemului de pomp ă de c ăldură și a datelor m ăsurate
Func ționarea sistemului de pomp ă de c ăldură și consumul de
energie
Pe perioada sezonului de înc ălzire sistemul a func ționat cu o temperatur ă interioar ă
setat ă de 22 șC, pe tot parcursul zilei. Scopul principal a fost de a determina cantitatea de
energie care poate fi economisit ă instituind un regim de func ționare în care pe perioada zilei,
când cl ădirea nu este ocupat ă temperatura interioar ă să fie setat ă la o valoare inferioar ă
celei de confort, urmând ca dup ă amiaz ă să se revin ă la valoarea temperaturii interioare
inițial setate.
În acest sens, s-au monitorizat și comparat dou ă zile diferite, care au temperaturii
exterioare apropiate. Rezultatele sunt prezentate în Figura 5.3 șiFigura 5.4 .
Pe parcursul a 24 de ore de func ționare în modul de operare continu ă, pompa de
căldură a consumat aproximativ 45 de kWh, în timp ce în modul de func ționare intermitent
a consumat aproximativ 39 de kWh, ceea ce reprezint ă o economie de energie de 15%. În
regimul de func ționare intermitent ă, pe perioada din timpul zilei când temperatura interioar ă
era setat ă pentru valoarea de 18 șC pompa de c ăldură a fost oprit ă doar aproximativ 2,5 ore
Fig. 5.3-Regimul de func ționare continu al pompei de c ăldură00.511.522.533.5
-50510152025
Putereelectrică[kW]Temperatura[șC]
Putere electric ă Temepratura exteriaor ă Temepratura interiaor ă

86până ce temperatura interioar ă a sc ăzut la 17 șC și termostatul a comandat pornirea pompe-
lor de circula ție, fapt ce a condus la pornirea pompei de c ăldură pentru aproximativ 1,5 ore.
Următoarea perioad ă, pân ă la ora 16, când temperatura interioar ă era setat ă tot pentru va-
loarea de 18șC pompa de c ăldură nu a func ționat. Începând cu ora 16 termostatul interior a
trecut pe valoarea 23șC, și a pornit pompele de circula ție care au condus la pornirea com-
presorului care a func ționat pân ă la sfâr șitul zilei.
Economia de energie realizat ă prin modul de func ționare intermitent nu este foarte
mare (7,69%), datorit ă faptului c ă după ora 16 pompa de c ăldură a trebuit sa func ționeze o
perioad ă lung ă pentru a readuce temperatura interioar ă la 23șC. În unele studii din literatura
de specialitate, în care s-au folosit pompe de c ăldură cu compresoare ac ționate electric,
modul de func ționare intermitent ă putea aduce economii de energie de pân ă la 35%
(Carvallo 2015).Fig. 5.4-Regiml de func ționare intermitent al pompei de c ăldură0.91.41.92.42.93.4
-50510152025
Putereelectrică[kW]Temperatura[șC]
Putere electric ă Temepratura exteriaor ă Temepratura interiaor ă

87
Influen ța temperaturii setate a agentului termic asupra perfor-
manței pompei de c ăldură
Pompa de c ăldură este controlat ă pe baza temperaturii returului de la rezervorul sto-
cator, pe baza unei valorii presetate a temperaturii de întoarcere din rezervorul de stocare
în func ție de înclinarea curbei de func ționare. Atingerea acestei valori în rezervorul de acu-
mulare conduce la oprirea pompei de c ăldură. Temperatura agentului termic produs de
pompa de c ăldură este analizat ă în func ție de temperatura agentului termic de pe returul de
la rezervorul de acumulare, în scopul de a ob ține o rela ție între cele dou ă temperaturi, a șa
cum este prezentat în Figura 5.5 .
Diferen ța medie de temperatur ă între turul și returul secundarului pompei de c ăldură,
pe durata perioadei monitorizate a fost de aproximativ 4,5 șC.
După cum era de a șteptat, COP-ul pompei de c ăldură crește pe m ăsură ce tempe-
ratura livrat ă a agentului termic scade, deoarece pentru aceea și cantitate de energie elec-
trică consumat ă crește cantitatea energiei termice livrate ( Figura 5.6 ).
Fig. 5.5-Temperatura sursei reci și temperatura sursei calde30354045505560
30354045505560
Temperatură[șC]Temperatură[șC]
Retur Tur

88Pentru a putea analiza comparativ datele din figura de mai sus, s-au monitorizat patru
zile în care temperatura medie a amestecului glicol-ap ă, provenit din sol, a fost relativ con-
stant ă. Din datele din figura precedent ă se poate observa c ă o sc ădere de 10 șC în valoarea
setat ă pentru temperatura de livrare a agentului termic c ătre consumatori rezult ă într-o cre ș-
tere medie de 11% în valoarea COP, ceea ce înseamn ă că la fiecare sc ădere de 1 șC în
temperatura agentului termic produs de pompa de c ăldură, valoarea COP cre ște cu aproxi-
mativ 1%.
Performan ța pompei de c ăldură depinde de asemenea și de temperatura sursei reci,
astfel se poate observa o cre ștere de aproximativ 13% în valoarea COP odat ă cu sc ăderea
temperaturii setate pentru sursa cald ă de 40 șC la 35 șC, dar și creșterii de temperaturii sursei
reci cu 1 șC de la 7,6 șC la 8,6 șC.
Analiza performan ței sistemului de pomp ă de c ăldură și ener-
gia termic ă preluat ă din sol
Performan ța pompei de c ăldură corelat ă cu temperatura provenit ă din sol au fost
analizate pe o perioad ă de trei s ăptămâni, din data de 5 ianuarie pân ă în data de 26 ianuarie55
45
40
35
6.8 7.2 7.6 8.63.94.34.75.3
33.544.555.5
5152535455565
COPTemperatura[șC]
Temperatura setat ă Temperatura surs ă COP
Fig. 5.6-Temperatura de livrare a agentului termic și valoarea COP

892016, perioad ă în care pompa de c ăldură a fost setat ă să livreze rezervorului de acumulare
agent termic la temperatura de 45 șC (Figura 5.7 ).
Analizând datele ob ținute pe perioada de monitorizare și determinând valoarea COP
am putut observa c ă aceasta este influen țată direct de temperatura amestecului de ap ă-
glicol. Deoarece pompa de c ăldură a produs agent termic la o temperatur ă constant ă pe
toată perioada de monitorizare, temperatura mai sc ăzută a amestecului de glicol, provenit ă
din sol, a generat o diferen ță de temperatur ă mai mare între cele dou ă medii ale pompei de
căldură, și în consecin ță valori mai mici ale COP-ului. De asemenea, se poate preciza c ă
varia ția temperaturii exterioare nu a influen țat în mod direct valoarea COP-ului, a șa cum ar
fi fost în cazul unei pompe de c ăldură ce are aerul exterior ca surs ă. Influen ța acestei varia ții
asupra performan ței de func ționare a pompei de c ăldură este indirect ă prin intermediul ne-
cesarului de c ăldură al clădirii, care este propor țional cu sc ăderea temperaturii exterioare și
care conduce la o cre ștere a cererii de energie furnizat ă de pompa de c ăldură. Tot din ana-
liza graficului de mai sus se poate observa c ă perioadele cu temperaturi exterioare sc ăzute
se reflect ă într-o sc ădere a temperaturii provenite din sol, care, îns ă, nu este cauzat ă direct
de sc ăderea temperaturii exterioare, ci de perioada de func ționare a pompei de c ăldură,
care lucreaz ă mai mult pentru a compensa pierderile de c ăldură către exterior ale cl ădirii.
Fig. 5.7-Varia ția COP-ului în func ție de temperatura amestecului de glicol provenit ă de la
SCV.00.511.522.533.544.55
-10-5051015
COPTemperatura[șC]
COP Temperatura exterioar ă Temperatura de la SCV

90
Func ționarea sistemului radiant de înc ălzire în pardoseal ă
Pe parcursul perioadei de monitorizare s-a observat c ă sistemul de pardoseal ă radi-
antă reușește să men țină în interior condi țiile optime de confort, temperatura aerului interior
variind în acest interval între 20,5 și 22,3 șC.
Cu toate c ă temperatura exterioar ă a variat între 3,6 și 20,9 șC, temperatura aerului
interior a fost men ținută la o valoare aproximativ constant ă prin modificarea temperaturii de
pe pardoseala radiant ă de c ătre vana de amestec din distribuitorul sistemului. Practic, prin
diminuarea temperaturii agentului termic vehiculat prin circuitele de pardoseal ă radiant ă s-
a realizat o diminuare a fluxului termic cedat de aceasta c ătre aerul interior, necesar ă dato-
rită scăderii pierderilor de c ăldură ale cl ădirii c ătre exterior și implicit a necesarului de c ăl-
dură al acesteia.
Cererea mai mic ă de energie a sistemului de pardoseal ă radiant ă se traduce prin mai
puțină energie ce trebuie produs ă de pompa de c ăldură și astfel un consum mai mic de
energie electric ă al compresorului și al pompelor de circula ție.
357911131517192123
202224262830323436
4-Mar-16
5-Mar-16
6-Mar-16
7-Mar-16
8-Mar-16
10-Mar-16
11-Mar-16
12-Mar-16
14-Mar-16
15-Mar-16
16-Mar-16
17-Mar-16
18-Mar-16
19-Mar-16
20-Mar-16
21-Mar-16
23-Mar-16
24-Mar-16
25-Mar-16
26-Mar-16
27-Mar-16
28-Mar-16
30-Mar-16
31-Mar-16
1-Apr-16
2-Apr-16
3-Apr-16
4-Apr-16
5-Apr-16
Temperatură[șC]Temperatură[șC]
Temperarura interioar ă Temperatura pe pardoseala radiant ă Temperatura exteriaor ă
Fig. 5.8-Temperatura pe suprafa ța radiant ă func ție de necesarul de c ăldură

91
Evolu ția temperaturilor interioare
ÎnFigura 5.9 este prezentat ă evolu ția temperaturii medii zilnic ă interioar ă și evolu ția
temperaturii exterioare pe o perioad ă de aproximativ o lun ă din data de 24 decembrie 2015
până în 02 Februarie 2016. Pe toat ă perioada de monitorizare temperatura interioar ă de
confort a fost setat ă pentru valoarea de 22 șC, excep ție făcând perioada dintre 03 și 28 ia-
nuarie în care utilizatorul a sim țit un oarecare disconfort și a setat temperatura interioar ă a
aerului la 23 șC.
Analizând datele ob ținute în urma monitoriz ării se poate observa c ă perioada de dis-
confort termic resim țită de utilizator coincide cu perioada cu temperatur ă exterioar ă scăzută.
Concomitent cu modificarea temperaturii interioare de confort, utilizatorul a pus în func țiune
și circuitele hidraulice ale radiatoarelor, al c ăror rol a fost de a suplimenta energia termic ă
livrat ă mediului interior.
Pentru a întrunii noile condi ții de confort pompa de c ăldură a trebuit s ă produc ă mai
multă energie termic ă, ceea ce a însemnat o perioad ă mai lung ă de func ționare, un consum
mai mare de energie și implicit valori mai mici ale COP-ului, cauzate în principal de valorile
mai mici ale temperaturii amestecului de ap ă-glicol din sol. (vezi Figura 5.7 )
Fig. 5.9-Evolu ția temperaturii medii interioare în func ție de temperatura exterioar ă2020.52121.52222.52323.52424.525
-10-8-6-4-2024681012
Temperatură[șC]Temperatură[șC]
Temperatura exteriaor ă Temperatura medie zilnic ă interioar ă

92În urma investiga ției evolu ției temperaturilor m ăsurate ale aerului interior, pe perioada
sezonului de înc ălzire ( Figura 5.9) , se observ ă o men ținere a acestora în intervalul 21-23°C,
care este de altfel și cel recomandat de standardele în vigoare.
Prepararea ACM și consumul de energie
Deoarece, în cadrul locuin țelor, consumul de energie pentru producerea ACM repre-
zintă între 15 și 25% ( U.S. DEPARTMENT OF ENERGY 2001) din energia consumat ă în
locuin țe pentru înc ălzire, s-a analizat consumul de energie pentru prepararea ACM pentru
clădirea studiat ă. ÎnFigura 5.10 sunt prezentate rezultatele ob ținute în urma monitoriz ării
temperaturii medii zilnice a ACM, num ărului de ore de func ționare a instala ției de pomp ă de
căldură pentru prepararea ACM și determin ările valorilor medii zilnice ale COP.
Astfel, se poate observa ca pe parcursul perioadei de 30 de zile temperatura ACM a
fost aproape constant ă, însă num ărul de ore de func ționare a variat considerabil de la 1,6
la 3,5, fapt datorat pe de o parte, necesarului zilnic diferit de ACM și pe de alt ă parte tem-
404244464850525456
00.511.522.533.544.5
Temperatura[șC]COP/Oredefuncționare
Nr. de ore de func ționare COP Temperatura ACM
Fig. 5.10-Temperatura ACM, COP și num ărul de ore de func ționare ale pompei de c ăldură

93peraturii sursei reci. În zilele cu temperaturi exterioare mai sc ăzute func ționarea mai înde-
lungat ă a pompei de c ăldură pentru a produce energia termic ă necesar ă realiz ării condi țiilor
interioarei de confort conduce la o sc ădere a temperaturii amestecului de glicol provenit din
sol, care afecteaz ă pe lâng ă performan ța sistemului aferent ă modului de „înc ălzire” și per-
forman ța producerii ACM. Acesta este unul dintre motivele pentru care valoarea COP a
pompei de c ăldură pentru producerea ACM este mai mic în unele zile când s-au înregistrat
valori ale temperaturii exterioare. De asemenea, valorile mai mici ale COP fa ță de modul de
funcționare „înc ălzire” se datoreaz ă diferen ței de temperatur ă dintre cele dou ă valori impuse
ale pompei de c ăldură, în spe ță temperatura impus ă pentru producerea ACM (55°C) și de
temperatura setat ă pentru agentul termic al sistemului de înc ălzire (55°C). Vârfuri ale con-
sumului s-au înregistrat în general în zilele de la sfâr șitul s ăptămânii, când probabil utiliza-
torii au folosit o cantitate mai mare de ACM la treburile gospod ărești.
Pe durata perioadei de monitorizare (sezonul de înc ălzire) pompa de c ăldură a func-
ționat în total, pentru producerea ACM, 346 de ore și a consumat 1117 kWh de energie
electric ă, ceea ce reprezint ă o medie de aproximativ 64 de ore pe lun ă și 2,1 ore pe zi. În
acest caz energia electric ă consumat ă pentru producerea de ACM, pe durata sezonului de
încălzire, reprezint ă 16,1% din totalul de energie electric ă consumat ă de pompa de c ăldură.
Extrapolând rezultatele analizei de mai sus și considerând c ă energia electric ă con-
sumat ă lunar pentru producerea ACM este constant ă pe tot timpul anului, putem afirma c ă
pe durata unui an pompa de c ăldură va func ționa aproximativ 750 de ore și va consuma
aproximativ 2413 kWh de energie electric ă.
Deoarece metoda de producere a ACM este una eficient ă (COP mediu 3,5),varian-
tele posibile pe cate utilizatorul le poate adopta pentru a reduce și mai mult consumul de
energie sunt limitate.
Determinarea factorului de performan ță sezonier ă al perioadei
monitorizate
Pe parcursul sezonului de înc ălzire, pompa de c ăldură a consumat pentru prepararea
agentului termic necesar asigur ării condi țiilor interioare de confort 6952kWh de energie elec-
trică și a produs 29441kWh de energie termic ă, din care putem extrage aportul solului ca
fiind 22488kWh.

94În urma analizei datelor înregistrate pe perioada monitorizat ă au putut fi determinate
consumul mediu zilnic de energie electric ă, energia termic ă medie livrat ă de pompa de c ăl-
dură, acestea fiind prezentate, împreun ă cu temperatura exterioar ă medie zilnic ă înFigura
5.11, pe baz ă de intervale s ăptămânale. În medie, pe zi pompa de c ăldură a preluat din sol
148 kWh și a livrat c ătre cl ădire 183kWh, ceea ce corespunde unui consum mediu zilnic de
energie electric ă de 35kWh, f ără a include aici și consumul de energie pompelor de circula ție
ale pompei de c ăldură și ale circuitelor de înc ălzire.
Factorii de performan ță sezonier ă, determina ți pentru sezonul de înc ălzire sunt:
· SPF0 -4,33 ;
· SPF1-4,07 ;
· SPF2- 4,07;
· SPF3-3,58
Fig. 5.11-Energia medie zilnic ă livrat ă/consumat ă și temperatura medie zilnic ă pe ,pe-
rioada sezonului de înc ălzire 2015-2016050100150200250
-4-202468101214
Energie[kWh]Temperatura[șC]
Energia electric ă medie zilnic ă consumat ă Energia termica medie zlnic ă livrat ă
Temperatura exterioare medie zilnic ă

95Diferen țe semnificative se înregistreaz ă între SPF0 și SPF1, deoarece la determina-
rea SPF1 s-au considerat și consumurile pompelor ce circula ție aferente circuitelor de pri-
mar și secundar ale pompei de c ăldură, a căror func ționare este dependent ă de func ționarea
compresorului pompei de c ăldură. Diferen ța insesizabil ă dintre valorile ob ținute pentru SPF1
și SPF2 se datoreaz ă faptului c ă durata total ă cumulat ă în care rezisten ța electric ă supli-
mentar ă a fost necesar ă este de 2,5 ore, echivalent unui consum de energie electric ă de
18kWh. Energia electric ă suplimentar ă a fost necesar ă pe parcursul unui vârf de necesar
de ACM.
Cealalt ă diferen ță semnificativ ă este înregistrat ă între SPF2 și SPF3, în determinarea
căruia a fost luat în considerare consumul de energie al pompelor de circula ție aferente
circuitelor de pardoseal ă și cele ale circuitelor de corpuri statice.
Pe parcursul sezonului de înc ălzire, func ționarea sistemelor interioare de pardoseal ă
radiant ă a fost controlat ă printr-un termostat de ambient, amplasat într-una din înc ăperile de
la parter. Deoarece circuitele de radiatoare au fost gândite s ă func ționeze ca un sistem
suplimentar, menit s ă ajute la sporirea confortului termic, pornirea și oprirea acestor circuite
s-a făcut manual, de c ătre utilizator prin intermediul sistemului de control interior al pompei
de căldură care are capabilitatea de a controla func ționarea pompelor de circula ție, aferente
acestor circuite, pe baza diferen ței de temperatur ă dintre tur și retur.
Sistemul de control al pompei de c ăldură nu a permis implementarea unei modalit ăți
de func ționare în cascad ă a circuitelor de pardoseal ă radiant ă și al celor de radiatoare. O
astfel de posibilitate ar fi permis realizarea unor eventuale economii de energie prin scurta-
rea timpilor de func ționare a circuitelor de radiatoare, mai precis prin pornirea și oprirea
automat ă a pompelor de circula ție. Aceast ă opțiune a fost analizat ă prin simulare în capitolul
6.
Rezultatele analizei eficien ței și eficacit ății
Indicatorul de performan ță energetic ă EPI al cl ădirii a fost determinat ca raport al
consumului anual de energie pentru înc ălzire și aria cl ădirii. În calculul indicatorului au fost
folosite consumul de energie electric ă al pompei de c ăldură pe durata sezonului de înc ălzire.
EPI=15,46 kWh/m2 an;

96În situa ția în care se consider ă și consumul de energie pentru prepararea ACM va-
loarea determinat ă pentru EPI devine:
EPI=20,81 kWh/m2 an;
Consumul specific de energie primar ă PEC a fost determinat prin raportarea consu-
mului anual de energie electric ă al pompei de c ăldură la eficien ța de producere a energiei
electrice – eta,și mai apoi la aria cl ădirii.
PEC=63,07 kWh/m2 an;
La determinarea PEC s-au folosit consumurile cumulare de energie electric ă ale
pompei de c ăldură pentru înc ălzirea spa țiilor și pentru prepararea ACM, iar valoarea folosit ă
pentru eficien ța de producere a energiei electrice a fost eta=0,33. (Boian și Chiriac 2013) .
După cum se poate observa din datele prezentate în Figura 5.12 cel mai mare consumator
de energie din cl ădire este pompa de c ăldură, urmat ă de electrocasnice, pompele de circu-
lație și apa cald ă menajer ă.
Deoarece contorul de energie electric ă a fost instalat de c ătre furnizor la începutul
lucrărilor de reabilitare, în consumul de energie al electrocasnicelor se reg ăsește și energia
electric ă folosit ă pe perioada de reabilitatea a cl ădirii și de instalare a echipamentelor inte-
rioare de asigurare a confortului termic.
42%
7%14%37%
Încălzire ACM Pompe circula ție Electrocasnice
Fig.5.12-Consumul de energie electric ă pe durata perioadei monitorizate

97
Rezultate din ziua reprezentativ ă pentru sezonul de înc ălzire
2015/2016
În ziua de 03 ianuarie 2016 din sezonul de înc ălzire 2015/2016 pompa de c ăldură a
funcționat cu factori de performan ță apropia ți ca valoare cu cei determina ți pentru întreg
sezonul fiind aleas ă ca zi reprezentativ ă. Pentru aceast ă zi sunt prezentate în Figura 5.13
puterea electric ă consumat ă, temperatura exterioar ă dar și temperatura interioar ă. Din gra-
ficul puterii electrice consumate putem distinge faptul c ă pe parcursul a 24 de ore pompa de
căldură a func ționat 17 ore iar pompele de circula ție aferente circuitelor de înc ălzire au func-
ționat toate cele 24 de ore. În aceast ă perioad ă sistemul de pomp ă de c ăldură a consumat
aproximativ 62,5 kWh și a produs 214 kWh, având SPF3 de 3,42. Dup ă cum se poate ob-
serva, valoarea temperaturii interioare a fost pu țin sub 21 șC, în situa ția în care valoarea
setat ă pentru temperatura interioar ă a fost 22 șC, fapt ce indic ă capacitatea redus ă a pardo-
selii radiante de a realiza condi țiile interioare de confort, pentru aceast ă zi. Deoarece
aceast ă zi a pot precedat ă de alte zile cu temperaturi sc ăzute, utilizatorul a resim țit o dimi-
00.511.522.533.54
-15-10-50510152025
0:00
1:00
2:00
3:00
4:00
5:00
6:00
7:00
8:00
9:00
10:00
11:00
12:00
13:30
14:30
15:30
16:30
17:30
18:30
19:30
20:30
21:30
22:30
23:30
Putereelectrică[kW]Temperatura[șC]
Puterea electric ă Temperatura exterioar ă Temperatura interioar ă
Fig. 5.13-Puterea electric ă a sistemului de pomp ă de c ăldură temperatura exteri-
oară și temperatura interioar ă

98nuare a confortului termic și a pus în func țiune, în dup ă amiaza acestei zile, circuitele de
radiatoare. Perioada imediat urm ătoare, pompa de c ăldură a func ționat o perioad ă mult mai
îndelungat ă pentru a produce energia necesar ă, care de aceast ă dată era livrat ă mediului
interior și de circuitele de radiatoare. Pornirea circuitelor de radiatoare a condus pe de o
parte la o u șoară creștere a temperaturii pân ă la temperatura setat ă pe termostat și implicit
la cre șterea confortului termic resim țit de utilizator, dar pe de alt ă parte a contribuit la dimi-
nuarea SPF-ului sistemului prin introducerea unor noi consumatori de energie. De aseme-
nea, se poate observa c ă după ce au fot pornite circuitele de radiatoare durata ciclurilor de
funcționare a crescut de la aproximativ 2,5 ore la aproximativ 4,5 ore.
Temperatura amestecului de ap ă-glicol provenit din sol și temperatura agentului ter-
mic produs de pompa de c ăldură sunt prezentate în Figura 5.14 . În aceast ă zi, amestecul
de ap ă-glicol a fost preluat din sol, în medie cu 4,15 șC și s-a întors cu 1,1 șC, în tim p ce
temperaturile agentului termic pe partea de secundar a pompei de c ăldură au fost 51,1 șC
pentru tur și 47,3 șC pentru retur.
Fig. 5.14-Temperaturile pe turul și pe returul circuitelor de primar și secundat ale pom-
pei de c ăldură-113579111315
010203040506070
0:00
1:00
2:00
3:00
4:00
5:00
6:00
7:00
8:00
9:00
10:00
11:00
12:00
13:00
14:00
15:00
16:00
17:00
18:00
19:00
20:00
21:00
22:00
23:00
Temperatura[șC]Temperatura[șC]
Retur secundar Tur secundar Tur primar Retur primar

99
Evolu ția temperaturilor din sol pe perioada sezonului de înc ălzire și
influen ța lor asupra performan ței pompei de c ăldură
Analiza datelor m ăsurate pe perioada sezonului de înc ălzire( Figura 5.15 ) a relevat
faptul c ă valorile temperaturilor de pe returul circuitului primar sunt mai sc ăzute decât cele
de pe tur. Func ționarea pompei de circula ție de pe acest circuit este legat ă de fic ționarea
compresorului, în perioadele în care compresorul este în repaus și ea este în repaus iar
temperaturile de pe tur și de pe retur tind s ă se egalizeze, deoarece senzorii de temperatur ă
sunt amplasa ți în interior.
Temperaturile minime atât pe turul cât și pe returul circuitului din sol sunt atinse la
sfârșitul ciclurilor de func ționare. Valoare minim ă a temperaturii m ăsurate pe turul circuitului
primar este 4,02 șC, fiind înregistrat ă în 27 ianuarie 2016 la ora 10.38, în timp ce valoarea
minim ă a returului s-a înregistrat tot la aceea și oră și are valoarea 0,3 șC.
-202468101214
30/10/2015
19/11/2015
9/12/2015
29/12/2015
18/1/2016
7/2/2016
27/2/2016
18/3/2016
7/4/2016Temperatura[șC]Func ționare Tur Retur
Fig. 5.15-Curba de varia ție a temperaturilor turului și returului circuitului schimb ătorului
de căldură din sol și perioadele de func ționare ale pompei de c ăldură pe perioada
sezonului de înc ălzire

100Diferen ța între valorile minime ale turului și returului circuitului primar al pompei de
căldură este 3,9 șC, în timp ce pentru sezonul de înc ălzire, diferen ța între valorile medii ale
temperaturilor turului și returului a fost 3,54 șC. Considerând faptul c ă în general, produc ătorii
de pompe de c ăldură recomand ă ca diferen ța între valorile temperaturilor turului și returului
circuitului primar s ă fie 3..5 șC, putem afirma c ă circuitul schimb ătorului de c ăldură din sol
este corect dimensionat. Totu și, perioadele lungi de func ționare, determinate de temperatu-
rile exterioare sc ăzute au cauzat o r ăcire a temperaturii amestecului de ap ă-glicol din sol,
fapt ce a condus la cicluri și mai lungi de func ționare a pompei de c ăldură deoarece, odat ă
cu sc ăderea temperaturii solu ției din circuitul primar, a sc ăzut și cantitatea de energie ter-
mică preluat ă din sol. Cicluri de func ționare lungi înseamn ă un consum mai mare de energie
electric ă pentru aceea și cantitate de energie termic ă livrat ă clădirii și implicit sc ăderea per-
forman ței sistemului de pomp ă de c ăldură, deci valori mai mici ale SPF.
Deoarece, transferul termic dintre sol și schimb ătorul de c ăldură din sol se realizeaz ă
preponderent prin fenomenul de conduc ție termic ă, în regim dinamic, func ționarea ciclic ă a
pompei de c ăldură contribuie la refacerea câmpului de temperaturi din imediata apropiere a
colectorului vertical. Din acest motiv nu se înregistreaz ă scăderi bru ște ale valorilor tempe-
raturilor circuitului primar, acestea putându-se observa doar pe perioade mai lungi de moni-
torizare. Spre sfâr șitul sezonului de înc ălzire, chiar dac ă pompa de c ăldură a continuat s ă
funcționeze și să livreze energie termic ă clădirii, se poate observa o cre ștere a valorilor
temperaturilor circuitului primar, determinat ă, în special, de ciclurile mai scurte de func țio-
nare ale pompei de c ăldură, care au permis regenerarea temperaturii solului.
Din analiza datelor prezentate în graficul de mai sus se poate observa c ă, odat ă cu
scăderea temperaturii exterioare num ărul de cicluri de func ționare r ămâne aproape con-
stant, crescând doar durata fiec ărui ciclu. Pe perioada sezonului de înc ălzire pompa de c ăl-
dură a func ționat în total 2152 de ore și a avut un num ăr de 669 de cicluri, ceea ce indic ă o
durat ă medie a unui ciclu de 3,35 ore și un num ăr mediu de aproximativ 3,5 cicluri zilnice.
Considerând toate cele enun țate anterior putem afirma c ă cele mai mici valori ale COP
au fost înregistrate la mijlocul sezonului de înc ălzire, corespunz ătoare celor mai sc ăzute
valori ale temperaturii exterioare. Acestea sunt cauzate pe de o parte de sc ăderea tempe-
raturii solului și implicit a temperaturii amestecului de ap ă-glicol la intrarea în vaporizator și
pe de alt ă parte de temperaturile ridicate ale agentului termic produs de pompa de c ăldură,
determinate de valoarea ridicat ă a sarcinii termice a cl ădirii corespunz ătoare condi țiilor ex-
terioare de temperatur ă.

101Totodat ă, valorile mai sc ăzute a amestecului provenit din sol cauzeaz ă scăderea ca-
pacit ății pompei de c ăldură de valorificare a poten țialului termic al solului. Spre sfâr șitul se-
zonului de înc ălzire s-au înregistrat valori mai mari ale COP datorate sc ăderii temperaturii
de livrare a agentului termic, dar mai mici ca cele corespunz ătoare începutului de sezon,
când s-au înregistrat atât valori mai mari ale temperaturilor corespunz ătoare circuitului pri-
mar, cât și valori mai mici ale temperaturilor circuitului secundar.
Sezonul de r ăcire 2016
Sezonul de r ăcire a început pe 17 iunie 2016 și a fost caracterizat de alternarea peri-
oadelor de r ăcire activ ă, în care a compresorul pompei de c ăldură a func ționat, cu perioa-
dele de r ăcire pasiv ă în care au func ționat doar pompele de circula ție.
În acest subcapitol se vor analiza primele dou ă săptămâni ( Figura 5.16 ) din sezonul
de răcire, perioad ă care a fost caracterizat ă de temperaturi atipice pentru jum ătatea lunii
iunie dar care pot fi u șor asimilate cu temperaturile exterioare caracteristice lunii august.
05101520253035Temperatura[°C]
Tur Retur Temperatura exterioar ă Func ționare
Fig. 5.16-Perioda de început a sezonului de r ăcire 17.06.2016-28.06.2016

102
Analiza performan ței sistemului de pomp ă de c ăldură și energia ter-
mică preluat ă din sol
Func ționarea pompei de c ăldură în modul de r ăcire a început în data de 17 iunie,
odată cu cre șterea temperaturii exterioare care a condus la cre șterea temperaturii aerului
interior pân ă la o valoare de 24,8°C în zilele precedente punerii în func țiune a r ăcirii.
ÎnFigura 5.17 se poate observa cre ștere treptat ă a temperaturi medii exterioare
până la valoarea de 27,9°C corespunz ătoare zilei de 23 iunie, zi care a fost caracterizat ă de
o temperatur ă maxim ă de 30,8°C și o temperatur ă minim ă de 25,1°C. Zilele precedente
având o evolu ție asem ănătoare din punct de vedere termic au favorizat apari ția senza ției de
disconfort în interiorul cl ădirii, mai ales dup ă amiaza și seara. În aceste condi ții se observ ă
că energia termic ă zilnic ă, necesar ă pentru r ăcirea cl ădirii este propor țional ă cu cre șterea
temperaturii medii zilnice.
Pentru perioada de monitorizare, în urma analizei datelor m ăsurate s-a identificat
faptul c ă, în mare m ăsură sistemul de pomp ă de c ăldură a func ționat în modul de r ăcire
pasiv ă, compresorul pompei de c ăldură pornind preponderent în dup ă amiaza fiec ărei zile
și sera. Acesta a func ționat în medie în fiecare zi 2, 5 ore, a consumat, aproximativ 8,2kWh
Fig. 5.17-Energia preluat ă din sol, energia consumat ă, energia livrat ă clădirii și tem-
peratura exterioar ă medie zilnic ă pentru perioada 17.06-28.06.201622.523.524.525.526.527.528.5
020406080100120140160180
Temperatură[°C]Energie[kWh]
Energie livrat ă în modul de r ăcire pasiv ă Energie consumat ă de compresor
Energie livrat ă în modul de r ăcire activ ă Total energie livrat ă clădirii
T. ext. medie

103de energie electric ă în fiecare zi și a livrat cl ădirii, în modul de r ăcire activ ă 37,5kWh de
energie termic ă, ceea ce corespunde unui COP mediu zilnic de 4,6.
Considerând r ăcirea pasiv ă pentru aceea și perioad ă de monitorizare, pompa de c ăl-
dură a livrat cl ădirii în medie 74,5kWh de energie termic ă, în fiecare zi și a consumat 3,5kWh
de energie electric ă pentru fiecare 24 de ore de func ționare, ceea ce corespunde unui SPF
de 9,13.
Valoarea COP, corespunz ătoare func ționării combinate activ ă și pasiv ă, pentru toat ă
perioada monitorizat ă a fost de 9,64, pentru care pompa de c ăldură a furnizat cl ădirii, în
medie 111kWh de energie termic ă și a consumat 11,6kWh de energie electric ă pentru a
realiza acest lucru.
Pe toat ă perioada de monitorizare pompele de circula ție aferente circuitelor de primar
și secundar ale pompei de c ăldură au func ționat f ără întrerupere în modul de func ționare
răcire pasiv ă, compresorul pornind doar pentru perioade scurte când r ăcirea pasiv ă nu făcea
față cererii mari de energie a cl ădirii.
Rezultate din ziua reprezentativ ă a perioadei monitorizate a sezonu-
lui de r ăcire
S-a ales ziua de 23 iunie ca fiind reprezentativ ă pentru perioada monitorizat ă, deoa-
rece aceasta a fost cea mai c ălduroas ă și în aceast ă zi răcirea pasiv ă a trebuit suplimentat ă
cu răcire activ ă. Prin analiza datelor m ăsurate și prezentate în Figura 5.18 se poate observa
că până la ora 10 r ăcirea pasiv ă reușește să men țină temperatura aerului interior sub 25°C,
cea setat ă pe termostat fiind 24°C. Odat ă cu cre șterea temperaturii exterioare și implicit a
temperaturii interioare sistemul porne ște răcirea activ ă, proces care conduce la sc ăderea
temperaturii medii interioare pân ă aproape de valoarea de 24°C. Cilul de func ționare se
încheie dup ă aproximativ 2 ore de func ționare și este urmat pân ă la sfâr șitul zilei de alte
cicluri care contribuie împreun ă la o durat ă de func ționare total ă a pompei de c ăldură, în
modul de r ăcire activ ă de 4 ore și 10 minute. În modul de r ăcire pasiv ă amestecul de ap ă-
glicol este preluat din sol la o temperatur ă de aproximativ 12°C, și este reintrodus la o tem-
peratur ă de 15°C. În figura precedent ă este prezentat ă evolu ția temperaturii agentului termic
aferent circuitului secundar al pompei de c ăldură, care face leg ătura dintre pompa de c ăl-
dură și rezervorul de acumulare ,din care, agentul termic este distribuit mai departe prin
intermediul circuitelor de pardoseal ă radiant ă și ventilo-convectoarelor c ătre aerul. În

104aceast ă zi, pompa de c ăldură a livrat cl ădirii 110,4kWh de energie termic ă, în modul de
răcire pasiv ă, și 58,2 kWh de energie termic ă în modul de r ăcire activ ă.
Un alt motiv pentru care aceast ă zi a fost considerat ă ca fiind zi reprezentativ ă pentru
perioada analizat ă este determinat de faptul c ă COP mediu zilnic pentru perioada de func-
ționare în modul de r ăcire activ ă a fost 4,62, iar SPF specific acestei zile a fost 10,5.
Până la ora 10 pompa de c ăldură reușește să men țină temperatura interioar ă la o
valoare relativ constant ă, apropiat ă de 24°C, chiar dac ă func ționeaz ă în modul de r ăcire
pasiv ă. Temperaturile la care este livrat agentul termic c ătre sistemul de pardoseal ă radiant ă
(12°C-tur și 15°C-retur) ar favoriza în mod normal apari ția condensului pe pardoseal ă, însă
sistemul de automatizare al acesteia împiedic ă acest aspect prin intermediul unei vane cu
trei c ăi care amestec ă circuitul de turul cu returul circuitului de pardoseal ă radiant ă. Acest
aspect face ca, în unele cazuri, sarcina termic ă necesar ă pentru r ăcirea cl ădirii s ă nu poat ă
fi acoperit ă doar prin intermediul sistemului de pardoseal ă radiant ă și impune punerea în
funcțiune a ventilo-convectoarelor de tavan. Din acest motiv func ționarea pompei de c ăl-
dură, în modul de r ăcire pasiv ă, este important s ă se desf ășoare pe o perioad ă cât mai
0.20.30.40.50.60.70.80.911.1
101520253035
FuncționareTemperatura[°C]
Temperatura exteiroar ă Tur Retur Temepratura interioar ă Func ționare
Fig. 5.18-Ziua de 23 iunie, reprezentativ ă pentru perioada monitorizat ă.

105îndelungat ă, pentru ca placa de beton, în care sunt înglobate circuitele de sistemului de
pardoseal ă radiant ă săacumuleze cât mai mult pentru ca necesitatea func ționării pompei
de căldură în modul de r ăcire activ ă să fie cât mai redus, dar și func ționarea ventilo-convec-
toarelor s ă fie redus ă la minim.
Analiza exergetic ă a sistemului
Comprehensive exergy analysis of a ground-source heat pump system for both bu-
ilding heating and cooling modes –sicence direct
Exergy13.xls
Articol (De vazut) entropy-17-02328 (3)
Exergy analysys HP
Concluzii la final de capitol

1066SIMULAREA ȘI OPTIMIZAREA ENERGETIC Ă
A SISTEMULUI DE POMP Ă DE CĂLDURĂ
Introducere
Consumul de energie al unei cl ădiri este o problema din ce în ce mai discutat ă,
care trebuie luata in considerare din stadiile incipiente de proiectare. Simularea ener-
getic ă este o unealt ă eficient ă la îndemâna proiectan ților dar și a cercet ătorilor, care îi
ajută să ia decizii informate în scopul reducerii consumului de energie și să determine
performan țele energetice ale cl ădirii. Prin simulare se pot dimensiona sistemele rege-
nerabile aferente cl ădirii și determina contribu ția lor, se pot evalua op țiunile alternative
de design, atât în timpul proiect ării, cât și în faza reabilit ării. Toate ceste aspecte con-
duc la o concluzia c ă simularea este o solu ție viabil ă în orice faz ă a proiectului și că
reprezint ă un mod u șor de a analiza viabilitatea unui sistem.
Simularea consumului de energie al cl ădirilor reprezint ă analiza dinamic ă a
comportamentului energetic al cl ădirilor folosind modelarea computerizat ă și tehnicile
de simulare. Determinarea caracteristicilor energetice ale cl ădirilor și ale sistemelor lor
de necesit ă calcularea sarcinilor termice ale cl ădirilor și a consumului de energie. O
abordare bazat ă pe performan ță este un factor cheie în luarea deciziilor și se bazeaz ă
pe un set mare de criterii de performan ță. Simularea în domeniul cl ădirilor este instru-
mentul cheie pentru a cuantifica criteriile de performan ță care informeaz ă deciziile.
Acest capitol se ocup ă cu dezvoltarea, designul și modelarea sis-
temelor de pompe de c ăldură care au solul ca surs ă și acoper ă, de ase-
menea și provoc ările asociate cu proiectarea integrat ă a acestor sisteme
împreun ă cu cl ădirile pe care le deservesc. Deoarece, o mare parte din
cercetarea efectuat ă, la nivel mondial, pe parcursul ultimului deceniu a fost
orientat ă spre optimizarea performan ței sistemelor de pomp ă de c ăldură
și acest studiu face parte din aceste eforturi. Simularea fenomenelor de transfer
termic dar și a consumului de energie, în cazul sistemelor de pompe de c ăldură cu
ajutorul softurilor specializate permite inginerilor și cercet ătorilor s ă optimizeze și să

107eficientizeze func ționarea acestora, dar și să exploreze noi modele și să reduc ă sem-
nificativ costurile și timpul cu modelarea fizic ă. În prezent, de și sistemele de pomp ă de
căldură sunt din ce în ce mai r ăspândite, nu este bine cunoscut ă influen ța parametrilor
de proiectare, dar și de exploatare asupra performan țelor func ționale ale acestora.
Obiectivul principal al acestui capitol este de a studia influen ța acestor parametrii.
Activit ățile de cercetare au dorit identificarea caracteristicilor termice necesare
ale solului, modalit ăților de livrare a energiei termice produs ă de pompa de c ăldură, a
tipului de control al sistemului, influen ța folosirii sistemelor radiante asupra consumului
de energie, a capacit ății sistemului de a r ăspunde la vârfurile de necesar de energie,
dar și a influen ței consumului de energie a echipamentelor auxiliare asupra factorului
de performan ță sezonier ă a sistemului.
Dezvoltarea, designul și simularea
Un model este o reprezentare fizic ă sau matematic ă a unui sistem real. Soci-
etatea American ă pentru Testare și Materiale (ASTM) define ște modelul matematic ca
un sistem de ecua ții matematice care exprim ă comportamentul sistemului fizic și care
include ipoteze simplificatoare (Ekof și Gehlin 1996). Modelele matematice sunt rezol-
vate analitic sau numeric, folosind metode manuale sau de calculator.
În general în cadrul multor programe de simulare piesa cheie este a șa numita
zonă termic ă. Zona termic ă reprezint ă un spa țiu, sau mai multe, cuplate astfel încât
ele au acelea și caracteristici termotehnice, asupra c ăreia ac ționeaz ă diferite sarcini
termice.
În Figura 6.1 este prezentat cazul de var ă în care, asupra zonei termice ac țio-
neaz ă mai multe sarcini (energie). Pere ții sunt cei care definesc forma (geometria zo-
nei) și în func ție de caracteristicile lor termotehnice, zona este influen țată din exterior
de condi țiile meteorologice prin conduc ție, convec ție, radia ție (prin ferestre) sau prin
infiltra ții.

108Pe lâng ă condi țiile exterioare zona este influen țată și de aporturile interioare ocu-
panții, iluminat, echipamente. Astfel pentru a r ăcii zona termic ă și a o men ține la o
anumit ă temperatur ă introdus ă de utilizator, programul creeaz ă o așa zis ă sarcin ă
ideal ă. Sarcina este ideal ă deoarece într-un sistem ideal, în care nu ar exista pierderi
aceasta ar fi cantitatea de energie necesar ă pentru a men ține temperatura dorit ă în
interiorul zonei. Totodat ă valoarea sarcinii termice ideale poate cuantifica necesarul
de energie termic ă a zonei termice.
EnergyPlus
EnergyPlus î și are r ădăcinile în programele de simulare de energie BLAST și
DOE-2. BLAST (Building Loads Analysis and System Thermodynamics) și DOE-2 au
fost dezvoltate la sfâr șitul anilor 1970 și începutul anilor 1980, ca instrumente de simu-
lare energetic ă destinate inginerilor proiectan ți sau arhitec ților care doresc s ă gă-
seasc ă echipamentele HVAC adecvate, s ă dezvolte scenarii de reabilitare pentru efi-
cientizarea energetic ă a clădirilor și sistemelor ce le deservesc, precum și analize ale
Fig. 6.1-Zona termic ă-Cazul de var ă

109ciclurilor de via ță ale acestora (U.S. Department of Energy 2015). N ăscute din preocu-
părilor generate de criza energetic ă de la începutul anilor 1970 și din recunoa șterea
faptului c ă, în SUA, consumul de energie în mediul construit reprezint ă o component ă
major ă, cele dou ă programe au încercat s ă rezolve aceea și problem ă din dou ă per-
spective u șor diferite.
Ce este EnergyPlus?
La fel ca predecesoarele sale, EnergyPlus este un program de analiz ă energetic ă
și de simulare a sarcinii termice, ce se bazeaz ă pe descrierea, furnizat ă de utilizator,
a unei cl ădiri din punctul de vedere al carac-
teristicilor geometrice și termotehnice, și al
sistemelor mecanice asociate etc.. Ener-
gyPlus poate determina sarcinile de înc ăl-
zire și de r ăcire necesare pentru a men ține
valorile necesare pentru confortul termic,
condi țiile de func ționare ale unui sistem
HVAC, precum și consumul de energie al
sistemelor primare dar și multe alte detalii
de simulare, care sunt necesare pentru a verifica dac ă simularea func ționeaz ă în ace-
leași condi ții clădire. Multe dintre caracteristicile de simulare au fost mo ștenite din pro-
gramele BLAST și DOE-2. Deoarece, niciun program nu este capabil s ă se ocupe de
fiecare situa ție de simulare, EnergyPlus dore ște să se ocupe cât mai multe tipuri de
construc ție și de op țiuni HVAC, fie direct, fie indirect, prin intermediul altor programe,
în scopul de a calcula sarcinile termice și/sau consumul de energie. În timp ce prima
versiune a programului a con ținut în principal caracteristici legate direct de caracteris-
ticile termice ale cl ădirilor, versiunile ulterioare ale programului au inclus și alte facilit ăți
care sunt importante pentru mediul construit: consum de ap ă, sisteme electrice, infil-
trații etc. EnergyPlus reprezint ă o suit ă a mai multor module, care lucreaz ă împreun ă
pentru a calcula energia necesar ă pentru înc ălzirea și răcirea unei cl ădiri, prin folosirea
unei variet ăți de sisteme și surse de energie. Realizarea acestui aspect se face prin
simularea cl ădirii și a sistemelor energetice asociate, atunci când sunt expuse la dife-
rite condi ții de mediu și de func ționare. Nucleul procesului de simulare este reprezentat
Fig.6.2-EnergyPlus

110de un model al cl ădirii, care se bazeaz ă pe principiile fundamentale de echilibru termic.
În general, se poate aprecia c ă modelul în sine este relativ simplu în compara ție cu
organizarea datelor și controlul de care este nevoie pentru simula multitudinea de com-
binații de tipuri de sisteme. (U.S. Department of Energy 2015) În Figura 6.3 este pre-
zentat ă aceast ă organizare general ă în form ă schematic ă.
Modul de func ționare al programului EnergyPlus
Deoarece EnergyPlus este în prezent folosit în multe aplica ții noi și existente,
este important ă înțelegerea modului s ău de func ționare. În prezent este finan țat de
către Departamentul SUA pentru Energie și din acest motiv licen ța sa de folosire este
Fig.6.3-Schema func țional ă EnergyPlus (sursa:enegyplus.net)

111gratuit ă, fapt care este important deoarece aproape toate simulatoare de energie nu
oferă acest ă facilitate.
EnergyPlus lucreaz ă prin procedeul de introducere a textului și de generare a
datelor de ie șire tot sub form ă de fi șier text. Între cele dou ă exist ă o așa numit ă „cutie
neagr ă” care este reprezentat ă de „motorul” EnergyPlus. Acest motor preia fi șierul de
intrare de tip text, îl prelucreaz ă și apoi transfer ă datele c ătre utilizator tot în format
text. De exemplu, un utilizator introduce elementele de baz ă ale cl ădirii și Energyplus
va genera consumul anual de energie, necesarul lunar de energie, precum și sute de
alți parametri, cum ar fi valorile temperaturilor și umidit ății din diferite zone (Energy-
models.com 2015). Datorit ă abord ării acestui mod de lucru de tip „text in, text out”,
practic orice programator poate construi cu u șurință aplica ții pentru EnergyPlus, dar
din moment ce programul nu este unul destinat programatorilor de-a lungul ultimilor
ani au fost dezvoltate o serie de aplica ții de tip „Interfa ță grafic ă cu utilizatorul” (GUI).
Acestea au fost construite cu inten ția principal ă de a face mult mai facil ă utilizarea de
către persoanele care nu posed ă cuno ștințe de programare, în fapt de c ătre persoa-
nele c ărora programul li se adreseaz ă: inginerii HVAC și arhitec ții.
Interfa ța grafic ă cu utilizatorul-Openstudio
În momentul de fa ță, exist ă numeroase interfe țe grafice, disponibile, prin care
EnergyPlus poate fi conectat mai u șor cu utilizatorul. Ceea ce este important este fap-
tul că toate interfe țele, în cele din urm ă, conduc la motorul de simulare EnergyPlus.
O interfa ță foarte popular ă și din ce în ce puternic ă este un plug-in pentru Trim-
ble SketchupTM numit Openstudio, prin care se permite utilizatorului s ă creeze geo-
metria necesar ă rulării simul ării de c ătre Energyplus. National Renewable Energy La-
boratory (NREL) a creat platforma software-OpenStudio care face mai u șoară evalua-
rea și construirea m ăsurilor de eficien ță energetic ă în timpul procesului de proiectare,
facilitând modelarea, prin prisma unei interfe țe grafice care se realizeaz ă folosind pro-
gramul de desenare.
O alt ă unealt ă a aplica ției, se folose ște pentru ad ăugarea și editarea datelor
modelului, inclusiv sisteme de înc ălzire/ r ăcire, de ventilare și de condi ționare a aerului.
La studiile realizate în domeniul consumului de energie și de eficientizare energetic ă

112se poate folosi aceast ă aplica ție pentru a configura un proiect al unei cl ădiri de refe-
rință, pentru a simula performan țele energetice ale cl ădirii reale și pentru a vizualiza
diferite rezultate ob ținute în urma diferitelor variante de set ări sau moduri de func țio-
nare aplicate sistemelor.
Descrierea modelului realizat în EnergyPlus
Programul de simulare energetic EnergyPlus a fost folosit pentru a modela
sistemul de pomp ă de c ăldură, care la fel ca în situa ția real ă folose ște solul ca surs ă
primar ă pentru a furniza c ăldură mediului interior. Din punct de vedere hidraulic, siste-
mul a fost împ ărțit în trei p ărți componente (a)-primarul pompei de c ăldură, b)-circuitul
de înc ălzire și c)-circuitul de r ăcire pasiv ă) comandate de un singur sistem de control
(automatizare) (Figura 6.4).
În timpul perioadei de înc ălzire în situa ția în care temperatura din înc ăpere
scade sub valoarea setat ă pentru termostat, acesta cear ă pompei de c ăldură energia
termic ă necesar ă restabilirii temperaturii de confort. Totodat ă aceasta trimite semnale
către pompele de circula ție și către ventiloconvectoarele de tavan (acolo unde acestea
sunt montate). În cazul în care temperatura exterioar ă continu ă să scad ă și implicit
necesarul de c ăldură să creasc ă, sistemul va comanda pornirea unei rezisten țe elec-
Fig. 6.4-Schema func țională a sistemului de pomp ă de c ăldură.

113trice suplimentare, situa ție în care ventiloconvectoarele și pompele de circula ție conti-
nuă să func ționeze. Rezisten ța electric ă va continua s ă func ționeze pân ă când tempe-
ratura interioar ă va atinge valoarea setat ă a termostatului, urmând ca apoi sistemul s ă
funcționeze normal.
Sistemul este echipat cu un modul suplimentar care, în timpul perioadei de var ă
care permite folosirea r ăcirii pasive. Sistemul este comandat la fel ca în cazul perioadei
de iarn ă, prin intermediul termostatele din înc ăperi. În cazul în care temperatura înc ă-
perii cre ște deasupra limitei superioare setate pentru perioada de var ă termostatul co-
mand ă pornirea modului de r ăcire pasiv ă, pornirea pompelor de circula ție pentru par-
doseala radiant ă (PR) și pentru ventiloconvectoare, dar și pornirea ventilatoarelor celor
din urm ă. Oprirea acestora se va face tot prin comand ă de la termostat atunci când
temperatura aerului interior atinge limita setat ă.
Modelarea cl ădirii
Multe programe de simulare energetic ă pentru cl ădiri furnizeaz ă rapoarte prin
defalcarea sarcinilor termice contribuitoare provenite de la pere ți, acoperi ș, podele,
ferestre, pere ți interiori, infiltra ții, ventila ție, grad de ocupare, iluminat, și echipamente
electrice de interior.
Unele dintre aceste componente au subcomponente sensibile și latente. Sarci-
nile termice pe care pompa de c ăldură trebuie s ă le realizeze depind de o serie de
Fig.6.5-Modelul geometriei cl ădirii realizat în Open studio.

114factori importan ți precum: condi țiile climatice, gradul de ocupare, iluminat, echipamen-
tele interioare, infiltra ții.
Programul de simulare realizeaz ă, pentru fiecare zon ă termic ă, prin însumarea
tuturor sarcinilor termice contributoare o sarcin ă total ă necesar ă, care, în scopul asi-
gurării condi țiilor interioare de confort, trebuie asigurat ă de sistemul de pomp ă de c ăl-
dură.
Estimarea sarcinii termice
Determinarea diferen ței dintre aporturi și sarcin ă este foarte important ă, astfel
conform ASHRAE Fundamentals din 2009, aportul de c ăldură este descris ca „…. rata
la care c ăldura intr ă în și/sau este generat ă într-un spa țiu", în timp ce sarcina de r ăcire
este „rata la care c ăldura sensibil ă și latent ă trebuie s ă fie preluate din spa țiu pentru a
menține constant ă temperatura și umiditatea aerului interior". Mai exact putem afirma
că aporturile de c ăldură radiant ă, care sunt „absorbite de pere ți, pardoseli, mobilier,
etc., contribuie la sarcina de r ăcire a spa țiului, bineîn țeles cu un anumit defazaj. De-
terminarea sarcinii termice este realizat ă printr-un num ăr de pa și, de obicei pe durata
unui an calendaristic sau pe durata a mai multor ani în func ție de perioada ce este
definit ă de utilizator.
Condi țiile climatice
Energyplus folose ște fișiere cu date climatice tipice, provenite din fi șierele de
tip TMY (Typical Meteorological Year) care con țin date despre temperatura medie
orară, radia ție, umiditate, și viteza și direc ția vântului, specifice loca ției unde este am-
plasat ă clădirea.
Aporturile interne
Metoda de modelare permite utilizatorului s ă specifice aporturile interne sub
forma unui raport de persoane pe fiecare m2 de cl ădire. Num ărul de persoane va fi de

115înmul țit cu energia sensibil ă, total ă emis ă de persoanele pentru a se ob ține valoarea
aporturilor interne de la fiin țele umane aflate într-o zon ă. Restul c ăldurii sensibile se
presupune a proveni de la aporturile convective de c ăldură. Toate aceste aporturi vor
fi propor ționale cu programul de func ționare al cl ădirii, care de obicei este predefinit de
utilizator.
Iluminatul
Modelul cl ădirii permite utilizatorului s ă specifice sarcinile de iluminat pentru fi-
ecare tip de spa țiu. În aceast ă lucrare, în procesul simulare, contribu ția sistemului de
iluminat la aporturile interne de c ăldură este definit ca procent ce va varia pe parcursul
zilei în func ție de un program predefinit.
Infiltra țiile
Infiltra țiile reprezint ă fluxul neinten ționat al aerului din mediul exterior, direct într-
o zon ă termic ă. Sunt în general cauzate de deschiderea și închiderea u șilor exterioare,
de rosturile din jurul ferestrelor, și chiar, în cantit ăți foarte mici, prin intermediul ele-
mentelor de construc ții (U.S. Department of Energy 2015). Aporturile/pierderile de c ăl-
dură prin infiltra ții sunt fost calculate prin simpla abordare a metodei ASHRAE de calcul
a infiltra țiilor. Aceste sarcini sunt apoi folosite ca date de intrare pentru simularea ne-
cesarului de c ăldură/răcire al modelului cl ădirii.
Modelarea sistemului de pomp ă de c ăldură
Pompa de ap ă de c ăldură poate asigura energia termic ă necesar ă fie numai
pentru înc ălzire sau numai r ăcire sau pentru înc ălzire și răcire. Aceste configura ții pot
fi reprezentate în Enegyplus cu ajutorul componentelor „pomp ă de c ăldură – înc ălzire”
și al celei „pomp ă de c ăldură – răcire” care de obicei sunt conectate.
Modul de realizare a modelului pompei de c ăldură este pu țin diferit fa ță de alte
programe de tip software destinate simul ării energetice. Energyplus se diferen țiază

116prin modelarea fiec ărui circuit al instala ției de pomp ă de c ăldură, care se vor conecta
între ele prin –un sistem de țevi. În cazul nostru un circuit este reprezentat de schim-
bătorul de c ăldură din sol, care va fi surs ă pentru al un doilea circuit hidraulic. Leg ătura
dintre cele dou ă este f ăcută de c ătre pompa de c ăldură. Cele dou ă circuite sunt repre-
zentate în realitate de primarul și secundarul pompei de c ăldură. La rândul s ău cel de-
al doilea circuit hidraulic reprezint ă sursa celui de-al treilea circuit care va livra energia
necesar ă clădirii. În Figura 6.5 este reprezentat în partea de sus schimb ătorul de c ăl-
dură din sol urmat în partea de jos de pompa de c ăldură.
Pentru perioada de r ăcire a fost modelat un modul de r ăcire pasiv ă care vehi-
culeaz ă prin conductele din pardoseal ă și prin bateria ventiloconvectoarelor apa din
sol. În acest mod energia folosit ă la răcire este doar ce a pompei de circula ție.
Schimb ătorul de c ăldură din sol
În situa ția în care înc ălzirea sau r ăcirea spa țiilor sunt necesare, pompa de c ăl-
dură va porni și implicit va antrena și pornirea pompei de circula ție a fluidului din co-
lectoarele verticale, care va vehicula solu ția de glicol prin schimb ătoarele de c ăldură
din sol și prin cel din interiorul pompei de c ăldură (Figura 6.5). Pompa de c ăldură va
prelua/elimina c ăldura de la fluidul care va continua s ă se mi ște prin conducte spre sol,
unde aceast ă căldură va fi evacuat ă/absorbit ă de c ătre pământ.
Fig. 6.6-Configura ția schimb ătorului de c ăldură din sol.

117Componenta cheie în orice aplica ție de pomp ă de c ăldură, care are solul ca
sursă, este reprezentat ă de schimb ătorul de c ăldură din sol. În acest studiu, sonde
geotermale verticale au fost folosite pentru a respinge/absorbii c ăldura la/de la sol.
Schimb ătoarele de c ăldură din sol sunt dispozitive relativ simple, fiind formate, de obi-
cei din țeavă de polietilen ă de înalt ă densitate, sub forma literei „U”, introdus ă mai apoi
în forajele din sol.
După ce sondele geotermale au fost plasate în pu țul forat, acesta se reumple
cu un ciment cu propriet ăți termice mult îmbun ătățite, prin care se face transferul termic
dintre țevi și pământ. Cele trei sonde geotermale din sol sunt legate în paralel și sunt,
în mod obi șnuit executate la aproximativ 15 metri una de alta (vezi Figura 4.5). În cazul
acestor tipuri de sisteme, dimensionarea corect ă a schimb ătoarelor de c ăldură din sol
este foarte important ă, deoarece în cazul în care acestea sunt subdimensionate, tem-
peratura de întoarcere a fluidului din sol c ătre pompa de c ăldură poate fi prea ridicat ă
în modul de r ăcire, sau prea rece în modul de înc ălzire, provocând degradarea perfor-
manței sistemului, dar și posibile defec țiuni.
În studiul de fa ță, efectele termice și hidraulice ale conductelor orizontale care
duc la și de la schimb ătoarele de c ăldură din sol sunt ignorate, deoarece acestea re-
prezint ă de obicei doar o mic ă parte din transferul global de c ăldură. În acest sens în
modelul din cadrul simul ării au fost considerate ca fiind adiabate.
Enegyplus calculeaz ă temperatura fluidului vehiculat prin circuitul primar al
pompei de c ăldură ca r ăspuns termic al schimb ătoarelor de c ăldură din sol, definit ă
sub forma unei func ții „G”, care este adimensional ă. Func ția „G” este diferit ă pentru
fiecare tip de configura ție a forajelor și ține seama de rezisten ța termic ă forajului și de
diametrul forajului și de adâncimea acestuia (Energy-models.com 2015).
Pompa de c ăldură
EnergyPlus folose ște dou ă modele de pomp ă de c ăldură tip ap ă-apă, bazate
estimare parametric ă, unul pentru înc ălzire și celălalt pentru r ăcire. În aceast ă lucrare
a fost folosit doar cel destinat înc ălzirii. La modelarea pompei de c ăldură se folosesc
tehnici de potrivire a modelului, care folosesc datele din cataloagele produc ătorilor de
pompe de c ăldură, performan ța pompei de c ăldură fiind modelat ă cu ajutorul curbelor

118de func ționare, preluate din acelea și cataloage. Acest tip de model este bazat pe esti-
marea parametric ă prin utilizarea parametrilor fizici și a datelor din cataloage, care sunt
mai apoi folosite pentru a prezice performan ța pompei de c ăldură folosind legile ter-
modinamice și func țiile de transfer de c ăldură. Modelul este parametrizat și îmbun ătățit
de în teza de doctorat a lui Hui Jin, sus ținută la Oklahoma State University. Modelul
încorporeaz ă un algoritm nerestrictiv, multivariabil de optimizare pentru estimarea mai
multor parametri nespecifici. Scopul modelului este de a descrie geometria detaliat ă și
funcționarea fiec ărei componente și de a reproduce performan ța unit ății în func țiune.
Circuite de înc ălzire/r ăcire
Acoperirea necesarului de c ăldură din diferitele zone ale cl ădirii se face prin mai
multe tipuri de sisteme. La parter este folosit cu prec ădere un sistem hidraulic în par-
doseal ă care pe perioada rece a anului este alimentat cu agent termic produs de
pompa de c ăldură și este suplimentat de un circuit de radiatoare Sistemul din pardo-
seală este suplimentat de alt circuit de radiatoare. La mansard ă sunt folosite ventilo-
convectoare de perete și la fel ca la parter în zona grupurilor sanitare s-au folosit cor-
puri de înc ălzire statice.
Ap ă cald ă menajer ă
Pompa de c ăldură folosit ă în aceast ă simulare are o op țiune pentru prepararea
apei calde menajere prin intermediul unui boiler cu capacitate de 300 l. Când pompa
de căldură func ționeaz ă (fie în modul de înc ălzire sau în modul de r ăcire), apa rece
intră prin partea inferioar ă a boilerului, circul ă de-a lungul serpentinei, unde este înc ăl-
zită, și ajunge la partea superioar ă a boilerului pe unde iese și ajunge la consumatori.
Pe circuitul de ap ă cald ă menajer ă a fost modelat ă o pomp ă de circula ție cu
turație variabil ă pentru a putea simula recircularea apei calde menajere în circuitul de
alimentare a consumatorilor. În timpul sezonului de înc ălzire, când perioadele de ne-
cesar de energie pentru înc ălzire se suprapun cu cele de necesar de ap ă cald ă mena-
jeră, cea din urm ă este prioritar ă în func ționarea pompei de c ăldură.

119
R ăcirea pasiv ă
Răcirea pasiv ă este o metod ă eficient economic ă de utilizare a temperaturilor
solului pentru r ăcirea spa țiilor interioare, f ără a utiliza un agregat frigorific pentru r ăci-
rea apei. Atunci când temperatura aerului interior cre ște peste temperatura setat ă de
termostat, acesta comand ă pornirea pompei de circula ție de pe circuitul primar al pom-
pei de c ăldură, care începe s ă vehiculeze amestecul de glicol prin sol și mai apoi prin
sistemele din cl ădire. În Figura 6.6 este prezentat ă schema modului de r ăcire care în
acest caz face o deviere a amestecului cu glicol de la pompa de c ăldură către circuitele
de pardoseal ă sau c ătre ventiloconvectoare.
Atunci când este nevoie de r ăcire pasiv ă, pompele de circula ție din pompa de
căldură sunt activate, circulând fluidul din colectorul din sol, permi țând sistemelor s ă-
răceasc ă casa. În acest fel, apa din sol nu mai este trecut ă prin condensatorul pompei
de căldură ci este deviat ă de c ătre modulul de r ăcire c ătre circuitele de r ăcire în par-
doseal ă și către ventiloconvectoare. Avantajul utiliz ării răcirii pasive este c ă în aceast ă
perioad ă func ționeaz ă doar pompele de circula ție reducând într-o propor ție foarte
mare consumul de energie pentru r ăcire.
Fig. 6.6-Schema modulului de r ăcire pasiv ă.

120
Date de ie șire
Datele de ie șire rezultate în urma rul ării procesului de simulare sunt expuse sub
formă de text, care pot fi exportate cu ajutorul unui program software in fi șiere de tip
tabelar, care de obicei pot fi analizate mult mai u șor. De asemenea Enegyplus ofer ă
un utilitar cu ajutorul c ăruia se pot construi grafice pentru diferi ții parametrii ce se do-
resc a fi analiza ți.
Analiza rezultatelor simul ării și evaluarea performan ței energe-
tice și a consumului anual de energie
În urma rul ării modelului creat în programul de simulare a fost permis ă interpre-
tarea rezultatelor ob ținute. Astfel în Figura 6.7 sunt prezentate consumurile de energie
ale sistemului integrat de pomp ă de c ăldură pe toat ă perioada anului. Pe toat ă durata
anului pompa de c ăldură consum ă 9374 kWh pentru înc ălzire, 1276 kWh pentru r ăcire
pasiv ă, 1774 kWh pentru pompele de circula ție, 2678 kWh pentru preparare ACM și
888 de kWh pentru ventiloconvectoarele de tavan utilizate la sezonul de r ăcire. Aceste
Fig. 6.7-Consumul anual de energie aferent instala ției de pomp ă de c ăldură0200400600800100012001400160018002000
Ian. Feb. Mar. Apr. Mai. Iun. Iul. Aug. Sep. Oct. Nov. Dec.Energieelectrică[kWh]
Încălzire ACM Răcire pasiv ăPompe circula țieVentiloconvectoare

121valori conduc la un consum anual al sistemului interior de climatizare de 35,55
kWh/m2an, bineîn țeles f ără a include aici consumurile ale aparatelor electrocasnice și
ale sistemului de iluminat, care nu au fost monitorizate.
În cadrul modelului derulat prin programul de simulare s-a putut analiza și contri-
buția sistemului de iluminat la consumul total de energie al cl ădirii, care cre ște valoarea
consumului anual de energie pân ă la valoarea de 52,16kWh/m2an. Deoarece func țio-
narea sistemului de iluminat nu a fost considerat ă în perioada de monitorizare, acesta
nu va fi analizat în continuare. În Fi-
gura 6.8 se poate identifica contri-
buția fiec ărui tip de consumator la
valoarea total ă a consumului de
energie al instala ției de pomp ă de
căldură. Așa cum deja am afirmat,
compresorul pompei de c ăldură
este cel mai mare consumator de
energie din instala ție, consumând
aproximativ 77% (înc ălzire și ACM)
din cantitatea total ă de energie con-
sumat ă. Pe durata sezonului de în-
călzire, care în cazul procesului de
simulare a durat de pe data de 18
Septembrie pân ă la data de 5 Mai a anului viitor pompa de c ăldură a func ționat cu un
SPF0 = 4,26, valoare mai mic ă decât cea determinat ă pe durata sezonului de deter-
minări experimentale și datorat ă în mare parte duratei mai mare de func ționare dar și
a faptului c ă datele meteorologice folosite la simulare reprezint ă o medie multianual ă
și au valori u șor diferite fa ță de cele reale, m ăsurate pe perioada de monitorizare dintr-
un an. De asemenea se poate observa c ă sarcina maxim ă de înc ălzire este în luna
Decembrie când pompa de c ăldură consum ă aproximativ 1850kWh pentru înc ălzire.
Așa cum era de a șteptat consumul de energie pentru preparat ACM este constant pe
tot timpul anului, excep ție făcând luna august când programul a considerat perioada
de concedii. Pe perioada sezonului de var ă principalul consumator de energie este
„Răcirea pasiv ă”, în al c ărei proces de modelare s-a prev ăzut doar func ționarea pom-Fig. 6.8-Consumul anual de energie reprezen-
tat pe categorii de consumatori.59%
8%11%5%17%
Încălzire Răcire pasiv ă
Pompe circula ție Ventiloconvectoare
ACM

122pelor de circula ție, care îns ă sunt prezentate de programul de simulare ca un consu-
mator separat de energie. Celelalte pompe de circula ție prezentate în grafic se refer ă
la consumul pompelor de circula ție aferente circuitelor de pardoseal ă radiant ă, circui-
telor de ventiloconvectoare și pompei de recirculare a ACM.
Interpretarea și analiza rezultatelor comparative din sezonul de
încălzire
Pentru a putea determina și interpreta rezultatele simul ării acestea s-au com-
parat cu rezultatele ob ținute în urma m ăsurătorilor. În Figura 6.9 sunt analizate com-
parativ pentru perioada sezonului de înc ălzire consumul de energie mediu zilnic, ener-
gia termic ă medie zilnic ă livrat ă clădirii, raportate la temperatura exterioar ă medie zil-
nică. Cu toate c ă în cadrul simul ării sezonul de înc ălzire a durat din 18 septembrie
până în 5 mai, în cadrul acestei analize comparative a fost considerat ă perioada 30
octombrie-15 aprilie, care a fost corespunz ătoare sezonului de înc ălzire identificat în
procesul de m ăsurări experimentale.
050100150200250300
-10-5051015
Energie[kWh]Temperatura[șC]Energ. consum. Energ. consum._sim Energ.livrat ă
Energ. livrat ă_sim T.ext. T. ext._sim
Fig. 6.9- Valorile m ăsurate și rezultatele simul ării pentru: energia medie zilnic ă li-
vrată/consumat ă și temperatura exterioar ă medie zilnic ă, pentru perioada sezonului
de înc ălzire 2015 -2016.

123Deoarece pe durata sezonului de înc ălzire evolu ția temperaturii exterioare a fost
una relativ nefireasc ă pentru zona climatic ă în care se afl ă orașul Gala ți, iarna trecut ă
putând fi considerat ă blând ă, s-au înregistrat temperaturi mai ridicare decât media
multianual ă, dar și varia ții mari ale temperaturii medii zilnice de o s ăptămână la alta. În
mod firesc temperaturile exterioare trebuiau s ă scad ă treptat pân ă la o valoare minim ă
și apoi la fel, s ă creasc ă treptat pân ă la sfâr șitul perioadei de înc ălzire similar celor
prezentate în figura de mai jos, corespunz ătoare procesului de simulare energetic ă.
În scopul ob ținerii unor rezultate coerente și cât mai corecte s-au identificat,
pentru aceast ă perioad ă, șase s ăptămâni în care temperatura exterioar ă medie zilnic ă
a avut valori aproximativ egale și s-au analizat consumurile de energie și cantit ățile de
energie livrate cl ădirii de c ătre instala ția de pomp ă de c ăldură. Rezultatele comparative
sunt prezentate în Tabelul 6.1.
Tabelul 6.1. Rezultate comparative între valorile m ăsurate și cele simulateSăptămâna
Temperaturamediezilnică
Temperaturamediezilnică
Energiaelectricămedie
zilnicăconsumată
Energiaelectricămedie
zilnicăconsumată-simulare
Diferența
Energia termică medie
zilnicălivrată
Energia termică medie
zilnicălivrată-simulare
Diferența
[șC] [șC] [kWh] [kWh] [%] [kWh] [kWh] [kWh]
30 oct.-
5 nov.8,25 9,16 30,75 28,2 9,04 130,69 122,11 7,05
2 ian.-8
ian.-2,52 -3,22 54,1 57,2 5,59 231,12 243,1 4,93
16 ian.-
22 ian.-1,94 -1,36 49,8 47,2 5,51 221,61 208,62 6,22
23 ian.-
29 ian.-1,31 -0,5 47,75 46,5 2,61 217,74 203,67 6,91
12 mar.-
18 mar.6,63 6,02 34 34,8 2,30 136,34 152,77 10,76
19 mar.-
25 mar.8,02 7,76 32,06 32,8 2,26 136,26 137,76 1,09

124Analizând rezultatele prezentate în tabelul de mai jos se poate distinge c ă pro-
cesul de modelare și de simulare a consumului de energie a sistemului de pomp ă de
căldură a condus la ob ținerea unor rezultate apropiate ca valoare, diferen țele dintre
valorile m ăsurate și cele rezultate prin procesul de simulare variind între 2,3 și 9,04%
în cazul energiei electrice consumate și între 4,93 și 10,76% în cazul energiei termice
livrate. Principalii doi factori care influen țează varia ția mai mare diferen ței dintre ener-
gia termic ă livrat ă măsurat ă și cea rezultat ă în urma simul ării sunt temperatura medie
multianual ă exterioar ă mai sc ăzută, considerat ă în procesul de simulare și temperatura
amestecului de ap ă-glicol provenit din sol. În urma analizei temperaturii solu ției prove-
nite din sol s-a observat c ă aceasta este influen țează în mod direct valorile determinate
ale COP, aceasta fiind principalul motiv pentru care se reg ăsesc diferen țe mai
mari între valorile energiei termice m ăsurate și a celei rezultate din procesul de simu-
lare.
Deoarece pompa de c ăldură func ționeaz ă pe o curb ă, în func ție de temperatura
exterioar ă, temperatura agentului termic produs este mai ridicat ă pe m ăsură ce tem-
peratura exterioar ă scade, aspect care conduce la sc ăderea valorii COP-ului.
Din valorile medii zilnice ale temperaturii exterioare, prezentate în Figura 6.9 se
poate distinge c ă în cazul simul ării, pe durata sezonului de înc ălzire s-au înregistrat
temperaturii exterioare mai sc ăzute decât valorile m ăsurate. Astfel se poate deduce
că, în cazul simul ării, pentru sezonul de înc ălzire, pompa de c ăldură a furnizat agent
termic la temperaturii mai mari, deci a func ționat cu un COP mai mic.
Pe durata perioada analizat ă, conform rezultatelor simul ării, pompa de c ăldură
a consumat 7972 kWh (66,98 kWh/zi, în medie) de energie electric ă față de valoarea
de 6952 kWh (58,42kWh/zi în medie ) determinat ă în cadrul cercet ărilor experimentale.
Aceast ă diferen ță se datoreaz ă în special condi țiilor meteorologice mai blânde înregis-
trate în precedentul sezon de înc ălzire.
Analizând consumurile de energie ale pompei de c ăldură pentru cele șase s ăp-
tămâni, corespunz ătoare s ăptămânilor din simulare și din cercet ările experimentale,
care au avut temperaturi medii zilnice exterioare apropiate ca valoare, s-a determinat
că valorile pentru media consumului de energie electric ă sunt foarte apropiate ca va-
loare (41,39 kWh/zi vs.41,17 kWh/zi).

125Deoarece, condi țiile climatice din acest an au fost atipice pentru zona Gala ți, iar
evolu ția temperaturii exterioare pe parcursul iernii este de obicei mai apropiat ă de va-
lorile folosite de programul de simulare și în acela și timp considerând c ă pentru peri-
oadele cu temperaturi exterioare asem ănătoare ca valoare, consumul de energie elec-
trică al pompei de c ăldură, înregistrat în cardul cercet ărilor experimentale s-a apropiat
foarte mult ca valoare de cel rezultat în urma simul ării, putem afirma c ă prin simulare
s-au determinat valori și performan țe energetice ce se apropie foarte mult de cele
reale, evident pentru un sezon de înc ălzite tipic acestei zone climatice.
Validarea rezultatelor simul ării prin analiza comparativ ă a func-
ționării sistemului de pardoseal ă radiant ă
De obicei în procesul de proiectare sau de determinare (evaluare) a performan-
ței energetice a sistemelor de condi ționare a spa țiilor interioare se iau în calul doi pa-
rametrii importan ți: consumul de energie și confortul termic.
Spre deosebire de sistemele conven ționale de înc ălzire unde se poate consi-
dera doar temperatura aerului interior, în cazul sistemelor radiante, pentru determina-
rea parametrilor de confort termic, trebuie s ă se ia în calcul, pe lâng ă temperatura
aerului interior și temperatura medie radiant ă, care se folose ște pentru a determina
temperatura operativ ă1.
În acest subcapitol s-a realizat validarea rezultatelor simul ării prin compararea
temperaturii operative și a energiei consumate zilnic cu datele ob ținute în urma cerce-
tărilor experimentale. Astfel s-a analizat evolu ția temperaturii operative pe o perioad ă
de dou ă săptămâni pentru o înc ăpere aflat ă la parterul cl ădirii, în care este instalat
termostatul de ambient. La determinarea temperaturii operative s-a folosit rela ția:
ܶ௢௣=௛೎×்ೌା௛ೝ×்೘ೝ
௛೎ା௛ೝ (6.1)
1 Temperatura operativ ă reprezint ă temperatura aerului și cea distribuit ă uniform pe suprafa ța
unei anvelope imaginare cu care o persoan ă va schimba aceea și cantitate de c ăldură prin radia ție și
convec ție ca cea din mediul considerat (Popescu 2011).

126în care:
Ta-temperatura aerului interior [șC];
Tmr-temperatura medie de radia ție [șC];
hc-coeficient de transfer termic superficial;
hr-coeficient de transfer termic prin radia ție;
Temperatura medie de radia ție poate fi determinat ă folosind:
ܶ௠,௥=∑்ೞ೔,ೕ×஺ೕ
∑஺ೕ (6.2)
în care:
Ts i,j-temperatura suprafe ței interioare a structurii [șC];
Aj-aria structurii [m2];
În compara ție cu sistemele tradi ționale de înc ălzire, utilizarea sistemelor de par-
doseal ă radiant ă conduce la diferen țe mai mici între temperatura aerului interior și tem-
peratura sursei de c ăldură. De asemenea, folosirea sistemelor interioare conduce la o
distribu ție simetric ă și implicit la o diminuare a senza ției de disconfort termic cauzat de
unele zone mai reci.
Fig. 6.10- Compara ție între temperatura operativ ă determinat ă, energia electric ă
consumat ă și rezultatele simul ării pentru perioada 16 ianuarie -29 ianuarie.3839404142434445464748
20.620.82121.221.421.621.82222.2
Energie[kWh]Temperatura[șC]
Consum energie electric ă Consum energie electric ă simulat
Temperatura opretativ ă determinat ă Temperatura operativ ă simulat ă

127În Figura 6.10 sunt reprezentate valorile determinate și cele m ăsurate pentru
temperatura operativ ă și consumul de energie electric ă măsurat și rezultat în urma
simul ării. Dup ă cum se poate observa rezultatele simul ării se apropie destul de mult
de datele m ăsurate care s-au folosit la determinarea temperaturii operative. Diferen țe
mai mari s-au înregistrat în estimarea consumului de energie pentru unele zile ale pe-
rioadei analizate. Aceast ă diferen ță se poate datora aporturilor interne mai mari care
au fost luate în calcul la rularea programului de simulare, dar și sistemului de control
al climatului interior folosit de c ătre Energyplus. Un alt factor care a condus la diferen ța
de consum de energie și la diferen ța dintre temperaturile operative determinate și si-
mulate poate fi valoarea coeficientului masivitatea termic ă a elementelor de construc-
ție, care în realitate difer ă puțin față de valoarea folosit ă de programul de simulare.
Spre deosebire de sistemele conven ționale de înc ălzire, performan ța sistemului
de pardoseal ă radiant ă este puternic influen țată de interac țiunea proceselor de tran-
sfer de c ăldură ce au loc într-o înc ăpere (zon ă termic ă). Transferul de c ăldură prin
conduc ție, ce are loc prin elementele de închidere ale înc ăperii, combinat cu cel prin
convec ție de la suprafa ța acelora și elemente de închidere, dar și cu cel prin radia ție
contribuie la determinarea condi țiilor interioare de confort termic. De asemenea, în
evaluarea corect ă a performan țelor sistemelor de pardoseal ă radiant ă este foarte im-
portant s ă se considere pe lâng ă parametrii de confort și consumul de energie a insta-
lației de pomp ă de c ăldură, dar și alți parametrii precum: condi țiile climatice exterioare,
infiltra țiile și ventilarea.
O analiz ă ulterioar ă ar putea investiga întrunirea condi țiilor de confort în înc ă-
perile adiacente celei în care este instalat termostatul de ambient, dar și modul în care
mediul de simulare Energyplus va determina, pentru aceste spa ții, în noile condi ții,
temperatura aerului interior, temperatura operativ ă, dar și consumul de energie al in-
stala ției de pomp ă de c ăldură.
Analiza profitabilit ății sistemului de pomp ă de c ăldură
Sistemele de pomp ă instalate în cl ădiri cu consum de energie aproape egal cu
zero pot fi considerate sisteme profitabile dac ă valoarea prezent ă netă este mai mare
sau egal ă cu zero. Investi ția maxim permis ă (IMP) este definit ă ca valoarea investi ției
în instala ția de pomp ă de c ăldură care conduce la o valoare prezent ă netă egal ă cu

128zero (Alonso și Stene, IEA Heat Pump Programme Annex 32 – Economical Heating
and Cooling Systems for Low-Energy Houses – Umbrella Report, System Solutions,
Design Guidelines, Prototype System and Field Testing – NORWAY 2010), si este
calculat ă folosind urm ătoarea rela ție:
ܲܯܫ =஻
௔=ቀ∆ாಹು∙௘
௔ቁ=ܳ∙ቀ1−ଵ
ௌ௉ிቁ∙݁∙ቂଵି(ଵା௥ )ష೙
ோቃ (6.3)
(Alonso și Stene, Umbrella Raport, Systems solutions, Design Guidelines. Pro-
totype System and Field Testing-Norway 2010)
în care:
B-câștigurile b ănești datorate folosirii pompei de c ăldură în detrimentul unui
sistem clasic [euro/an];
e-pre țul energiei electrice[euro/kWh];
a-factor de anuitate [-];
ΔEHP-câ știgurile de energie datorate folosirii sistemului de pomp ă de c ăldură
față de un sistem conven țional [kWh/an];
SPF-factor de performan ță sezonier ă;
r-rata dobânzii [-];
n-durata de via ță a sistemului de pomp ă de c ăldură [ani];
Rata dobânzii se calculeaz ă cu urm ătoarea rela ție:
ݎ=ቀ௡ೝି௜
ଵି௜ቁ (6.4)
în care:
nr-este rata dobânzii;
i-este rata infla ției;
În Figura 6.11 este prezentat graficul de varia ție al investi ției ini țiale pentru un
sistem de pomp ă de c ăldură, func ție de energia termic ă produs ă și perioada de via ță
„economic ă” a sistemului, iar în Figura 6.12 graficul de evolu ție a investi ției ini țiale fa ță
de energia termic ă produs ă și valoarea medie a SPF.

129În urma analizei liniilor de varia ție a IMP se poate observa c ă durata de folosire
a sistemului de pomp ă de pomp ă de c ăldură influen țează într-o m ăsură mai mare va-
loarea IMP fa ță de varia ția SPF.
În precedentele dou ă figuri au fost reprezentate cu ro șu punctele determinate
pentru valoarea IMP, folosind datele rezultate în urma procesului de simulare și
anume: Q=48.900kWh (include și ACM), e=0,11 euro/kWh, n=15 ani (Figura 6.12),
SPF=4,26 (Figura 6.11), i=2,5%(infla ția medie înregistrat ă în anul 2015 (sursa
www.bnr.ro)) și nr=4%.
Folosind aceste date s-a determinat valoarea IMP= 55.078 euro (inclusiv TVA).
Investi ția în instala ția de pomp ă de c ăldură a fost de aproximativ de 29.400 euro (a
fost inclus aici costul instala ției de pomp ă de c ăldură și costul forajului), valoare ce
corespunde unei perioade de amortizare a investi ției de aproximativ 8 ani. În calculul
profitabilit ății sistemelor de pomp ă de c ăldură se ia în considerare o perioad ă de amor-
tizare de 10-15 ani, dar cu cât este mai mare durata de via ță a sistemului cu atât este
mai mare rata de cre ștere a profitabilit ății sistemului.
Fig. 6.11- Investi ția maxim permis ă pentru un sistem de pomp ă de căldură ca func ție
de energia termic ă produs ă și durata de via ță a sistemului.0100002000030000400005000060000700008000090000100000
10000 15000 20000 25000 30000 35000 40000 45000 50000IMP[euro]
Energia termic ă produs ă de sistemul de pomp ă de c ăldură [kWh/an]n=5 ani
n=10 ani
n=15 ani
n= 20 ani
n=25 ani

130Pentru cazul cl ădirii analizate, deservit ă de sistemul de pomp ă de c ăldură pen-
tru o perioad ă mai mare de 10 ani, profitabilitatea sistemului va sporii, în medie, în
fiecare an cu 9,5%.
De asemenea, se poate observa c ă profitabilitatea sistemului este mai mare cu
cât durata de via ță este mai mare, și cu cât pre țul energiei electrice este mai mic. Îns ă,
un pre ț foarte mic al energiei electrice poate însemna c ă sistemele electrice de înc ăl-
zire și preparare ACM vor deveni mult mai profitabile în detrimentul pompelor de c ăl-
dură.
Un factor esen țial în determinarea valorii IMP îl reprezint ă cantitatea de energie
termic ă pe care sistemul de pomp ă de c ăldură o va livra cl ădirii, astfel c ă valoarea IMP
va cre ște propor țional cu cre șterea valorii cantit ății de energie folosit ă de cl ădire.
Poten țialul de cre ștere a profitabilit ății sistemului de pomp ă de c ăldură, compa-
rativ cu un sistem conven țional, nu este direct propor țional cu varia ția SPF, astfel c ă
pentru valorile SFP de 2,3,4 se vor înregistra cre șteri ale IMP de 32%,12%,7%.
0100002000030000400005000060000700008000090000100000
10000 15000 20000 25000 30000 35000 40000 45000 50000IMP[euro]
Energia termic ă produs ă de sistemul de pomp ă de c ăldură [kWh/an]SPF=2,5
SPF=3
SPF=3,5
SPF=4
SPF=4,5
Fig. 6.12- Investi ția maxim permis ă pentru un sistem de pomp ă de c ăldură ca func ție
de energia termic ă produs ă și valoarea medie a SPF.

131
Concluzii la final de capitol
Modelarea și simularea sunt proceduri avansate de proiectare ce ofer ă posibili-
tatea inginerilor și cercet ătorilor s ă proiecteze, s ă evalueze și mai ales s ă evalueze un
sistem în curs de dezvoltare. În mod uzual simularea se folose ște în etapele ini țiale de
proiectare pentru a determina consumul de energie al unei cl ădiri în condi ții similare
cu cele reale, îns ă odat ă cu noile tehnologii software simularea se poate folosii și în
etapele ulterioare, mai ales în cele de reabilitare energetic ă a clădirilor. Posibilitatea
transpunerii în modul virtual a unui sistem real face din tehnica model ării și simul ării
un instrument deosebit de puternic mai ales în activitatea de cercetare.
În acest capitol au fost prezentate rezultatele ob ținute în urma analizei consumu-
lui de energie a sistemului de pomp ă de c ăldură prin validarea rezultatelor simul ării și
prin analiza comparativ ă a consumurilor de energie pentru diferite perioade apropiate
din punct de vere al condi țiilor climatice. De asemenea s-a realizat o analiz ă a profita-
bilității sistemului de pomp ă de c ăldură și s-a determinat c ă perioada de amortizare a
investi ției este de aproximativ 8 ani, dup ă care pompa de c ăldură va func ționa în be-
neficiul utilizatorului, aducând nu numai beneficii financiare dar și având un impact
redus asupra mediului înconjur ător.

106