cap X 5 - qserver.utm.mdqserver.utm.md/carti_scanate/carti/Carti_in_PDF/Manualul... · 994 MANUALUL INGINERULUI TEXTILIST – PROBLEME TEHNICE GENERALE Tabelul X.5.1 Evaluarea climatului

INSTALAŢII TERMICE

X.5.1. Generalităţi

X.5.1.1. Rolul instalaţiilor termice în industria textilă

Specific acestei categorii industriale sunt instalaţiile de încălzire destinate asigurării confortului termic în spaţiile ocupate de oameni şi instalaţiile de încălzire ce asigură energia termică necesară desfăşurării proceselor tehnologice.

Confortul termic se referă la zonele ocupate de către personalul lucrător, acesta fiind stabilit diferenţiat, în funcţie de zona de amplasament a ocupantului. O primă zonă poate fi constituită de spaţiile destinate activităţilor administrative, în care confortul termic poate fi definit de cel puţin patru parametri de confort: temperatura medie a spaţiului încălzit ti, temperatura medie de radiaţie θmr, viteza medie de deplasare a curenţilor de aer vi şi umiditatea relativă a aerului φ. Această zonă poate fi definită zonă de confort termic uman. Cea de-a doua zonă se referă la condiţiile termohigrometrice impuse de procesele tehnologice. Această zonă o putem defini ca zonă de confort termic tehnologic şi, în acest caz, cei patru parametri de confort sunt definiţi de cerinţele tehnologice, astfel că ocupanţii vor trebui să le accepte prin adaptare, luând precauţiile ce se impun pentru asigurarea confortului termic uman.

Pentru evaluarea confortului termic uman, astăzi există o metodă foarte complexă, dezvoltată de către Franger, care consideră că variabilele esenţiale care influenţează echilibrul termic uman prin starea sa de confort sunt următoarele:

– nivelul de activitate care induce nivelul producţiei interne de căldură din corp Qcorp; – conductivitatea termică a îmbrăcăminţii λh; – temperatura medie a aerului interior ti; – temperatura medie de radiaţie a suprafeţelor delimitatoare θmr; – viteza medie de deplasare a aerului în zona ocupată de oameni; – umiditatea relativă a aerului φ sau conţinutul de umiditate x. Ecuaţia de confort dată de Franger reprezintă o metodă raţională de evaluare practică

a stărilor climatice din spaţiile ocupate de oameni. Din aceasta s-a dedus un indice termic nou care indică preferinţa medie previzibilă (PMV) a unui grup important de persoane în funcţie de activitate, îmbrăcăminte şi cei patru parametri de climat. Scara psihofizică pentru evaluarea climatului termic interior după indicele PMV este prezentată în tabelul X.5.1.

Expresia matematică a PMV, destul de complexă, poate fi utilizată sub forma unui cod de calcul, atât în faza de proiectare cât şi în faza de evaluare a eficienţei instalaţiei. Cu toate că această metodă de evaluare a confortului este foarte modernă, nu include explicit starea de insolaţie datorită suprafeţelor de încălzire radiante.

MANUALUL INGINERULUI TEXTILIST – PROBLEME TEHNICE GENERALE 994

Tabelul X.5.1

Evaluarea climatului termic după indicele PMV

Frig Rece Aproape rece Aproape cald Cald Foarte cald

–3,00 –2,00 ±0,00 +1,00 +2,00 +3,00

Pentru evaluări mai rapide se poate utiliza indicele de confort stabilit de către Van Zuilen prin relaţia următoare :

0,25( ) 0,1 0,1(37,8 )i mr i iB C t x t v= + + θ + − − (X.5.1)

în care: C este o constantă care are valorile: –9,2 pentru perioada rece şi –10,6 pentru perioada caldă; x – conţinutul de umiditate al aerului încăperii, în g/kg.

Confortul termic poate fi evaluat prin valorile B obţinute în funcţie de ceilalţi parametrii de confort (ti , θmr , x şi vi) stabiliţi teoretic sau experimental.

Tabelul X.5.2

Evaluarea confortului termic după indicele B

Frig Rece Răcoare confortabilă

Confort optim

Cald confortabil

Prea cald

Foarte cald

–3,00 –2,00 –1,00 ±0,00 +1,00 +2,00 +3,00

Utilizând una din cele două metode de evaluare se poate estima nivelul confortului termic uman pentru două etape curente în realizarea unei investiţii:

• în faza de proiectare, mărimile fizice din expresiile de evaluare sunt stabilite pe bază de calcul;

• în faza de exploatare, la evaluarea eficienţei instalaţiei de încălzire mărimile fizice vor fi măsurate: temperaturile interioare ti cu termometre digitale, temperaturile medii de radiaţie θmr cu aparate în infraroşu, conţinutul de umiditate x prin măsurarea umidităţii relative şi apoi cu ajutorul diagramei h-x, viteza medie de deplasare a aerului, cu un termoanemometru digital.

Cât priveşte confortul termic tehnologic, specific industriei textile sunt temperatura medie şi umiditatea aerului ale căror valori sunt mult diferite de limitele confortului termic uman. Rezultă că ocupanţii acestor spaţii vor apela la mijloace specifice de ameliorare a confortului lor prin modificarea îmbrăcămintei.

Pentru aplicaţiile industriale în care sunt utilizate sisteme de încălzire prin radiaţie se poate considera deosebit de important să fie verificat un al cincilea parametru de confort definit ca flux radiant la nivelul capului qcap, care trebuie să se situeze sub valoarea de la care apare insolaţia.

În aceste cazuri particulare, fluxul unitar de căldură primit de capul oamenilor qpc de la un panou radiant de temperatură θp poate fi calculat cu relaţia:

(1 )( )pc rpc pc p capq = α ϕ − ε θ − θ [W/m2], (X.5.2)

iar condiţiile de confort care elimină pericolul apariţiei insolaţiei sunt date de expresia:

qpc ≤ qpc max; (X.5.3)

Instalaţii termice 995

Tabelul X.5.3

Fluxuri unitare maxime la nivelul capului qpc max, în W/m2

ti [°C] 12 15 18 20 qpc max [W/m2] 44,66 31,90 19,14 12,76

X.5.1.2. Clase de instalaţii utilizate

În cadrul unităţilor de procesare a materialelor textile se apreciază că se regăsesc două categorii de clădiri: prima categorie se referă la spaţii administrative, iar cea de-a doua, la spaţii de producţie.

Clădirile administrative, realizate ca obiective independente sau anexe sociale, pot fi dotate cu instalaţii de încălzire cu corpuri statice sau cu ventiloconvectoare care să asigure şi răcirea aerului în sezonul cald.

Spaţiile de producţie necesită, de regulă, parametri climatici interiori supuşi cerinţelor tehnologice, fapt pentru care realizarea climatului tehnologic se obţine cu instalaţii de condiţionare a aerului utilizate în toate sezoanele anului, la care se mai pot adăuga instalaţiile de ventilare ce lucrează în cuplaj cu instalaţii de încălzire cu aer cald. În unele cazuri particulare spaţiile industriale pot fi încălzite şi cu instalaţii de radiaţie de joasă temperatură.

Pentru spaţiile de producţie mai pot fi adăugate instalaţiile de încălzire tehnologice, care de regulă folosesc drept agent termic aburul saturat de medie sau joasă presiune.

Se poate concluziona că pentru industria textilă pot fi aplicate următoarele clase de instalaţii:

• instalaţii de încălzire cu corpuri statice, utilizând drept agent termic apa caldă de joasă temperatură;

• instalaţii de încălzire-răcire cu ventiloconvectoare, utilizând apă caldă de joasă temperatură şi apă răcită;

• instalaţii de încălzire prin radiaţie de medie temperatură, utilizând combustibil gazos sau combustibil lichid uşor;

• instalaţii de încălzire cu aer cald, în cazul spaţiilor tehnologice care necesită instalaţii de absorbţie a poluanţilor;

• instalaţii de condiţionare a aerului. Deoarece gestionarea energiei termice trebuie să se facă pe criterii economice,

sursele de agenţi termici şi instalaţiile interioare ce vor fi alese vor trebui să satisfacă următoarele cerinţe:

• asigurarea nivelului de încălzire corespunzător zonei; • posibilitatea de reglare în funcţie de solicitarea termică externă; • trecerea în regim de gardă în orele de încetare a activităţii productive.

X.5.1.3. Acte normative specifice

Pentru proiectarea, executarea şi exploatarea instalaţiilor de încălzire centrală vor fi luate în considerare următoarele acte normative:

• I.13/1 – 02 - Normativ pentru proiectarea şi executarea instalaţiilor de încălzire centrală;


• I.13/2 – 02 - Normativ pentru exploatarea instalaţiilor de încălzire centrală; • C107/3 – 97 – Normativ privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie

ale clădirilor, MLPTL – INCERC, 1998; • SR 1907/1 – 97 – Necesarul de căldură de calcul; • SR 1907/2 – 97 – Temperaturi interioare convenţionale de calcul; • SR 1797/1 – 79 – Dimensionarea corpurilor de încălzire; • STAS SR 11247/3 – 80 – Caracteristici termice şi hidraulice ale corpurilor de

încălzire; • STAS 2764 – 86 – Cazane de abur, apă fierbinte şi apă caldă. Debite, presiuni şi

temperaturi nominale; • STAS 54 – 80 – Combustibil lichid uşor; • STAS 12574-80 – Concentraţii de poluanţi la imisie; • Ordinul MAPPM nr.462 – Concentraţii de poluanţi la emisie.

X.5.2. Parametrii climatici de calcul

X.5.2.1. Parametrii climatici interiori

Temperaturile interioare convenţionale de calcul pot fi considerate temperaturi reale ale încăperilor, în următoarele condiţii:

– pentru încăperi încălzite din clădiri de locuit, temperatura interioară convenţională de calcul este media temperaturilor înregistrate timp de 24 h, la o distanţă de 2 m de pereţii exteriori, la 0,75 m deasupra pardoselii;

– pentru încăperi cu orar de ocupare limitat (din clădiri administrative şi social culturale), temperatura interioară convenţională de calcul este media temperaturilor înregistrate pe durata perioadei de ocupare, la o distanţă de 2 m de pereţii exteriori, la 0,75 m deasupra pardoselii;

– pentru hale industriale şi alte spaţii de producţie, temperatura interioară con-venţională de calcul este media temperaturilor înregistrate pe durata zilnică a programului de lucru, în zona de staţionare a muncitorilor, la 0,75 m deasupra pardoselii.

Temperaturile se măsoară cu termometrul cu glob (capabil să înregistreze şi efectul schimburilor de căldură prin radiaţie).

Valorile normate pentru clădiri administrative şi anexele sociale din încăperile industriale sunt date în tabelul X.5.4.

Pentru încăperi neîncălzite temperatura interioară se va calcula pe baza unui bilanţ termic cu relaţia:

jj

oci

j

oc

At

Rt

AR

Σ=

Σ [ºC] (X.5.4)

în care: tj reprezintă temperaturile interioare de calcul ale încăperilor sau spaţiilor învecinate, în ºC; Aj – aria suprafeţelor ce delimitează încăperea, în m2; Roc – rezistenţa termică corectată a elementului considerat, în m2K/W.


Tabelul X.5.4

Temperaturi interioare pentru spaţii încălzite

Categoria clădirii şi destinaţia încăperilor Temperatura interioară convenţională de calcul

ºC Birouri Săli de conferinţe şi festivităţi Săli de aşteptare Biblioteci, camere de lectură Biblioteci, depozite de cărţi Holuri, vestibuluri, garderobe Camera portarului Scări, coridoare Grup sanitar (closete, pisoare) Vestiare Camere de dezbrăcare şi duşuri Spălătoare fără dezbrăcare Arhive cu personal Arhive, depozite de cărţi Centrale telefonice, staţii de radioficare etc. Bufete Cabinete medicale Intrări (windfang) Cabinete de toaletă pentru femei Încăperi pentru alăptare

20 18 16 20 15 15 20 15 15 22 22 20 18 10 20 20 22 12 20 22

Pentru procesele de producţie, temperaturile interioare convenţionale de calcul sunt

stabilite în funcţie de categoria muncii prestate şi de nivelul degajărilor de căldură şi umiditate.

Tabelul X.5.5

Temperaturi interioare pentru spaţii de producţie

Caracteristica procesului tehnologic

Categoria muncii prestate

Temperatura interioară convenţională de calcul

ºC Procese de producţie fără degajări de căldură, cu sau fără degajări de umiditate

– uşoară – cu efort mediu – grea

18 17 15

Procese de producţie cu degajări importante de căldură, mai ales sub formă radiantă

– uşoară – cu efort mediu – grea

15 13 10

Categoria de muncă se va stabili în funcţie de recomandările de mai jos. • Prin „muncă uşoară” se înţelege activitatea caracterizată printr-o degajare de

căldură a omului sub 5000 kJ în timpul unui schimb de lucru; activitatea care se desfăşoară în poziţia aşezat sau în picioare implicând mişcări ale braţelor, cu efort muscular redus. De


exemplu: munca la maşini automate (strunguri, prese etc.), la mese de montaj, la pupitre de comandă, muncă specifică de tipografie, în industria confecţiilor, de încălţăminte, în ateliere electrice de întreţinere, muncă de sortare şi ambalare a pieselor mici.

• Prin „muncă cu efort mediu” se înţelege activitatea caracterizată printr-o degajare de căldură a omului de 5000-8000 kJ în timpul unui schimb de lucru; activitatea care se desfăşoară în general în picioare, cu sau fără deplasări de la locul de muncă, cu efort muscular moderat. De exemplu: munca de lăcătuşerie, tinichigerie, tâmplărie, lustruirea mobilei, montare maşini, sudură electrică şi autogenă, sortarea şi concasarea minereurilor, prelucrarea cu maşini a pieselor metalice mari, munca în industria siderurgică cu grad înalt de mecanizare etc.

• Prin „muncă grea” se înţelege activitatea caracterizată printr-o degajare de căldură a omului mai mare de 8000kJ în timpul unui schimb de lucru; activitatea ce se desfăşoară în picioare cu eforturi musculare importante, muncă manuală la cazangerie, cu ciocanul pneumatic, munca în industria siderurgică cu grad redus de mecanizare, manipularea cu lopata a materialelor etc.

În foarte multe cazuri procesele de producţie necesită condiţii de climă interioare deosebite, caz în care temperaturile interioare sunt stabilite de către tehnologi.

Tabelul X.5.6

Temperaturi interioare pentru unele spaţii neîncălzite

Nr. crt. Felul încăperii

Temperatura exterioară

convenţională de calcul, ºC

Viteza convenţională

de calcul a vântului, m/s

Rezistenţa termică medie a elementelor de construcţie

exterioare, m2K/W 0,40 0,41-0,65 0,66-1,30

0 1 2 3 4 5 6 1 Rosturi de dilatare

închise –21 –18 –15 –12

–1 1 3 5

2 Rosturi de dilatare deschise (protejate cu tablă)

–21 –18 –15 –12

–12 –9 –6 –3

3 Încăperi neîncălzite înconjurate în cea mai mare parte de încăperi încălzite

–21

8 5

4,5 4

8 9 9 9

9 11 11 11

11 12 12 12

–18

8 5

4,5 4

9 10 10 10

10 12 12 12

12 12 13 13

–15

8 5

4,5 4

10 11 11 11

11 12 12 12

12 14 14 14

–12

8 5

4,5 4

11 12 12 12

12 13 13 13

13 14 14 14


Tabelul X.5.6 (continuare)

0 1 2 3 4 5 6 4 Încăperi neîncălzite

având majoritatea pereţilor exteriori –21

8 5

4,5 4

–7 –5 –5 –4

–6 –4 –3 –2

4 7 7 8

–18

8 5

4,5 4

–5 –3 –3 –3

–4 –2 –2 –1

5 8 8 9

–15

8 5

4,5 4

–3 –2 –2 –1

–2 –1 0 0

6 9 9 10

–12

8 5

4,5 4

–1 0 0 1

0 1 2 2

7 10 10 11

5 Poduri situate direct sub acoperiş

–21 –18 –15 –12

–16 –13 –11 –8

6 Pivniţe şi subsoluri tehnice complet sub nivelul solului

–21 –18 –15 –12

10 11 12 13

7 Pivniţe şi subsoluri tehnice parţial deasupra solului

–21 –18 –15 –12

7 8 9

10

Pentru evaluări rapide, pentru o serie de cazuri particulare de transfer de căldură,

temperaturile interioare convenţionale de calcul se pot stabili în funcţie de felul încăperii, de zona de temperatură, de viteza convenţională de calcul a vântului şi de rezistenţa termică medie a elementelor de construcţie exterioare Rom , calculată cu relaţia:

oj jom

j

R AR

AΣ

=Σ

[m2K/W] (X.5.5)

în care RojAj reprezintă rezistenţa termică adoptată pentru elementul de construcţie cu suprafaţă Aj.

X.5.2.2 Parametrii climatici exteriori

Temperaturile exterioare de calcul te stabilite prin prelucrarea temperaturilor locale efective măsurate pe o perioadă de 20-25 ani sunt prezentate în figura X.5.1 sub forma zonelor de temperatură.

Fig. X.5.1. Zonarea climatică a României.


Temperaturile convenţionale de calcul în pământ tp sunt normate în funcţie de zona climatică pentru calculul de transfer de căldură către sol, prin C107/5-97. Transferul de căldură către sol depinde de o serie de factori de natură minerală şi de mărimea particulelor, de porozitatea şi de densitatea aparentă, de umiditatea şi de gradul de saturaţie, precum şi de starea pământului în raport cu fenomenul de îngheţ. Caracteristicile termotehnice ale pământului variază în limite foarte mari, în funcţie de amplasamentul şi adâncimea faţă de CTS şi de timp.

Tabelul X.5.7

Temperaturi convenţionale în pământ

Caracteristica U.M. Zona climatică

I II III IV Temperatura exterioară te

ºC –12 –15 –18 –21

Temperatura pământului la CSI (la adâncimea de 7 m de la CST) tp +11 +10 +9 +8

Adâncimea convenţională (măsurată de la CST) la care t = 0 ºC – m 2,56 2,96 3,60 4,19

Temperatura rezultantă (Rp = 2,54 m2K/W)

la CST – ºC –11,6 –14,6 –17,6 –20,5 la 3 m de la CST – +2,0 +0,2 –1,6 –3,4

Observaţii: CTS – cota terenului sistematizat; CSI – cota stratului invariabil.

Viteza vântului de calcul v stabilită pe baza concomitenţelor vânt puternic - temperatură

exterioară scăzută, este redată în figura X.5.2 sub forma de zone eoliene. Valoarea intensităţii vitezei de calcul a vântului reprezintă o mărime importantă

pentru calculul infiltraţiilor de aer şi al debitului de căldură necesar pentru încălzirea acestuia, caz în care se foloseşte v4/3.

Observaţii: – vitezele convenţionale de calcul sunt valabile pentru altitudini sub 1100 m. Pentru

clădiri amplasate la altitudini mari, vitezele convenţionale ale vântului de calcul se stabilesc pe baza datelor meteorologice privitoare la concomitenţa vântului cu temperaturi scăzute, astfel încât necesarul de căldură de calcul rezultat să nu fie depăşit în mai mult de 10-20 h pe an.

– pentru toate nivelurile situate deasupra nivelului 12 al clădirilor înalte din cuprinsul oraşelor, vitezele convenţionale ale vântului de calcul sunt cele corespunzătoare clădirilor amplasate în afara localităţilor.

Umiditatea relativă exterioară de calcul este ultimul parametru exterior utilizat curent, care, pentru întreg teritoriul ţării, este de 80%.

Tabelul X.5.8

Viteza convenţională a vântului de calcul

Zona eoliană

Amplasamentul clădirii în localităţi în afara localităţii

v v4/3 v v4/3 I II III IV

8,0 5,0 4,5 4,0

16,00 8,55 7,45 6,35

10,0 7,0 6,0 4,0

21,54 13,39 10,90 6,35

Fig. X.5.2. Zonarea eoliană a României.


X.5.3. Anvelopa clădirii

X.5.3.1. Caracteristici termofizice

Asigurarea unor spaţii confortabile pentru desfăşurarea activităţilor umane presupune utilizarea unor elemente de închidere, care au o contribuţie importantă în asigurarea confortului termic în spaţiile de şedere, deoarece ele pot constitui bariere mai mari sau mai mici la transferul de căldură, de umiditate, iluminare şi zgomot.

Convenim să împărţim elementele de construcţie utilizate pentru închidere în două categorii:

– elemente de închidere inerţiale, caracterizate prin acumulare de căldură, transfer termic defazat şi amortizat;

– elemente de închidere neinerţiale, caracterizate prin transfer termic nedefazat şi neamortizat.

Ambele categorii pot fi realizate ca structuri neomogene (din mai multe straturi neomogene).

Pe de altă parte, structurile inerţiale mai pot fi numite şi opace, deoarece ele nu permit transmiterea luminii, în timp ce elementele neinerţiale sunt utilizate în mod special pentru transmiterea luminii.

La alegerea structurilor de închidere se iau în considerare două regimuri termice externe: primul, în care temperaturile exterioare sunt foarte coborâte în raport cu temperaturile de confort şi care este cunoscut ca regim de iarnă, caracterizat prin transfer de căldură de la interior spre exterior; al doilea, caracterizat de temperaturi exterioare mai mari decât cele de confort, numit regim de vară, caz în care transferul de căldură se realizează de la exterior spre interior.

O analiză a comportamentului celor două categorii de elemente de închidere, în cele două regimuri, s-ar prezenta ca în figura X.5.3, în care sunt analizate cele două tipuri de structuri în cuplaj cu cele două regimuri termice.

Fig.X.5.3. Comportamentul elementelor de închidere la transfer de căldură Q, energie luminoasă E, energie acustică B:

a – elemente inerţiale; b – elemente neinerţiale.

Rezultă deci că elementele de închidere trebuie să satisfacă simultan mai multe condiţii şi anume: consum minim de energie în procesul de fabricaţie, transfer minim de energie termică în cadrul clădirii, transparenţă optimă pentru asigurarea iluminatului natural, bune izolatoare fonice şi uneori rezistenţă la efracţie. Toate aceste condiţii pot fi incluse într-o mărime numită rezistenţă de confort Rcf, exprimată analitic astfel:

Rcf = f(Rtermică, Rfonică, Riluminare)


În ansamblul său, o clădire este analizată cel puţin sub aspectele enunţate mai sus, căutându-se de fiecare dată o soluţie optimă tehnică şi economică.

a. Coeficienţii de transfer termic. Caracteristic transferului conductiv este coeficientul de conductivitate λ, care exprimă transferul de căldură realizat printr-o suprafaţă de 1 m2, la o diferenţă de temperatură de 1 grad, de unde rezultă unitatea de măsură: [λ] = W/m grad sau W/mK (v. anexe).

Transferul de căldură convectiv şi radiant este aproape în toate aplicaţiile noastre simultan şi se realizează între un fluid şi o suprafaţă solidă. Mărimea fizică ce caracterizează această formă de transfer de căldură este coeficientul de transfer superficial, notat cu α, şi care înglobează cele două forme de transfer: prin convecţie şi prin radiaţie.

Pentru cazul unui perete plan, transferul superficial prin convecţie şi radiaţie se realizează atât la exterior, de la te la θe, cât şi de la ti la θi.

Pentru cazul peretelui plan omogen, se scrie expresia fluxului termic unitar q:

q = αi(ti – θi) = δλ

(θe – θi) = αe(te – θe) = k(ti – te) [W/m2]

(X.5.6)

în care:

αi = αcvi + αrad

I ; αe = αcve + αrad

e [W/m2grd] (X.5.7)

Pentru cele două forme de transfer sunt cunoscuţi coeficienţii de transfer superficial specifici αcv, pentru transferul convectiv, şi αrad, pentru transferul radiant, existând relaţii de calcul precum şi valori globale normate.

Transferul de căldură prin radiaţie se exprimă prin legea Ştefan-Boltzman, cu relaţia cunoscută:

4 4

, , , ,

1 2 0

273 2731 1 1 100 100

i e i e i e i er

t t

C C C

⎡ ⎤− θ + θ +⎛ ⎞ ⎛ ⎞⎢ ⎥α = −⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎢ ⎥⎝ ⎠ ⎝ ⎠+ − ⎣ ⎦

[W/m2K] (X.5.8)

în care: C1 şi C2 sunt coeficienţii de radiaţie ai suprafeţei elementului de construcţie şi ai aerului; Co = 4,96 – coeficient de radiaţie al corpului absolut negru; ti,e – temperatura aerului interior şi exterior; θi,e – temperatura superficială a elementului de construcţie, pentru suprafaţa interioară sau exterioară.

Coeficientul de transfer superficial de căldură prin convecţie αc variază în funcţie de diferenţa de temperatură între aer şi suprafaţa elementului de construcţie şi viteza aerului.

Pentru suprafeţele interioare, pot fi utilizate expresiile:

ti – θi ≤ 5 grd ; αcv = 3 + 0,008 (ti – θi) [W/m2grd]

ti – θi > 5 grd ; αcv = b 4i it − θ [W/m2grd] (X.5.9)

în care b este un coeficient de corecţie care are următoarele valori: b = 2,2 – pentru aerul din încăperi închise, cu volum redus; b = 2,75 – pentru aerul din încăperi industriale, cu utilaje în mişcare sau lângă

suprafeţe care se răcesc mult, ca de exemplu ferestre şi uşi.

Fig. X.5.4. Perete plan omogen.


Pentru suprafeţele exterioare devine importantă viteza aerului, fapt pentru care în relaţiile de calcul al coeficientului de transfer superficial convectiv influenţa acesteia este diferită, cum se poate constata în expresiile de mai jos:

• pentru pereţi exteriori: αcv = 3 + 10 v [W/m2grd] (X.5.10) • pentru acoperişuri fără pod:

αcv = 3 + 5 2,0m

8,0

lv

[W/m2grd] (X.5.11)

în care: v este viteza de calcul a vântului, în m/s; lm – latura mică a acoperişului în plan, în m.

În ţara noastră, STAS 6472 – Termotehnica în construcţii – normează unele mărimi termotehnice, din care se reţin:

• coeficienţii de conductivitate termică λ pentru 98 de materiale omogene; • αi = αcv + αr = 5-8, pentru câteva cazuri particulare; • αe = αcv + αr = 20 şi 23, pentru situaţia de iarnă şi de vară. Se observă că transferul de căldură superficial datorat componentei convective şi

radiante, la suprafaţa rece (exterioară iarna) este mai mare decât la suprafaţa caldă (interioară):

αe >> αi

b. Acumularea de căldură. În practică s-a constatat că unele structuri, utilizate pentru închidere, dau rezultate mai bune din punct de vedere al asigurării confortului termic.

Spre exemplu, o cameră cu temperatura interioară de + 20 oC şi temperatura exterioară de –15 oC, având încălzire continuă, urmată de o oprire a instalaţiei de încălzire timp de 8 ore, va avea o temperatură medie de radiaţie θmr ≈ 0 oC, dacă structura este din cărămidă plină de 37,5 cm, şi θmr = –10 oC, dacă structura este echivalentă termic (R = idem), dar executată din B.C.A.

Această diferenţă de comportament se datorează capacităţii de acumulare termică a celor două materiale, exprimată printr-o mărime, notată cu s, denumită coeficient de asimilare termică .

Coeficientul de acumulare termică, numit şi de asimilare termică, se determină în funcţie de alte mărimi fizice specifice materialelor omogene, în condiţiile acceptării modelului ondulatoriu al undei de temperatură, a cărei perioadă de oscilaţie, T poate fi 7, 12 sau 24 ore:

2ps c

Tπ

= λ ρ [W/m2K] (X.5.12)

Pentru calcule uzuale se utilizează perioada T = 24 h, caz în care coeficientul de acumulare se notează s24, restul mărimilor având semnificaţia următoare: λ – coeficient de conductibilitate, cp – căldură specifică, ρ – masă specifică (v. anexe).

Acumularea de căldură este bine să fie maximă iarna şi minimă vara, condiţie care trebuie îndeplinită de către structurile alese pentru închidere. Pentru a obţine această calitate a structurilor se au în vedere combinaţii de materiale omogene.

c. Masivitatea elementelor de construcţie. Noţiunea de masivitate este convenţional acceptată, pentru a permite o clasificare a comportamentului elementelor de construcţie faţă de solicitările termice externe. În calculele de transfer de căldură se utilizează mărimea numită coeficient de masivitate, notat cu m, acesta exprimând inerţia pe care o manifestă o structură oarecare la transmiterea fluxului de căldură.


Această mărime se poate calcula, iar relaţia aproximativă este dată mai jos:

m ≈ 1,225 – 0,05D (X.5.13)

în care: D reprezintă indicele de inerţie termică al unui element de construcţie, care se poate determina cu relaţia:

D = Rs24 = λδ

s24; (X.5.14)

Pentru structuri neomogene, acest indice se calculează ca sumă a indicilor de inerţie ai structurilor omogene:

1 1 1

n n nj

j j jjj j j

D R s s= = =

δ= =

λ∑ ∑ ∑ (X.5.15)

Limita inferioară a elementelor cu masivitate mică este reprezentată de către elementele neinerţiale (ferestre, uşi etc.), care nu acumulează căldură şi o transmit instantaneu (fără defazaj), media este reprezentată de zidăria din cărămidă plină, iar limita superioară, de structurile inerţiale care au rezistenţele termice optimizate.

X.5.3.2. Rezistenţe termice

a. Structuri omogene. Considerăm un perete plan care este supus unei solicitări termice ti > te, pentru care ne propunem să stabilim câmpul de temperaturi şi condiţiile minime pe care trebuie să le îndeplinească.

Scriem expresia conservării fluxului termic:

0

i i i e e e i e

i e

t t t tq

R R R R− θ θ − θ θ − −

= = = = (X.5.16)

din care se poate deduce câmpul de temperaturi:

( )0 0

i i i e ii i i e

i

t t t Rt t t

R R R− θ −

= ⇒ θ = − −

( )0 0

i e i ee i i e

t t Rt t

R R Rθ − θ −

= ⇒ θ = θ − − (X.5.17)

Ambele temperaturi superficiale depind de rezistenţa termică totală, care nu este cunoscută. Aceasta poate fi dedusă dacă structurii i se impun două condiţii de confort care trebuie îndeplinite simultan, şi anume:

– temperatura θi să asigure condiţia de confort ca temperatură medie de radiaţie, putând astfel satisface şi condiţia ca amplitudinea oscilaţiei temperaturii superficiale să se încadreze în valorile normale;

– temperatura θi să fie mai mare decât temperatura punctului de rouă θτ la care vaporii de apă din aerul unei încăperi pot condensa pe acea suprafaţă.

Pentru această condiţie este important să amintim condiţia ce rezultă din diagrama h-x. Pentru un punct de stare A există o temperatură tτA de la care vaporii de apă din aerul umed vor condensa pe o suprafaţă a cărei temperatură este egală cu temperatura de condensare.


Revenind la expresia conservării fluxului termic putem scrie:

00

;i i i e i ei

i i i

t t t t tR R

R R t− θ − −

= ⇒ =− θ

[m2K/W] (X.5.18)

Dacă temperaturii θi i se acordă valori normate pentru cazurile enumerate mai sus, putem introduce noţiunea de rezistenţă termică minimă necesară astfel:

R0min = Ri

i e

i max

t tm

−∆θ

[m2K/W] (X.5.19)

unde: ∆θimax = ti – θi poate introduce condiţiile amintite, dar în urma verificării acestora; m – coeficient de masivitate.

b. Structuri neomogene. Cazul cel mai .frecvent întâlnit în practică este cel al structurilor formate din mai multe straturi omogene. Vom lua în discuţie cazul în care fluxul termic este perpendicular pe suprafaţa de transfer termic. Expresiile câmpului de temperatură se obţin din bilanţul termic scris pentru fiecare strat:

1 21 2

1 2 3 0

i i i e e e i e

i e

t t t tq

R R R R R R− θ θ − θ θ − θ θ − −θ − θ

= = = = = = [W/m2] (X.5.20)

unde:

Ri = 1/αi ; Re = 1/α i ; R1 = δ1/λ1 ; R2 = δ2/λ2 ; R3 = δ3/λ3

R0 = Ri + R1 + R2 + R3 + Re = 31 2

1 2 3

1 1

i e

δδ δ+ + + +

α λ λ λ α [m2K/W]

Tabelul X.5.9,a

Rezistenţe termice superficiale

Direcţia şi sensul

fluxului termic

Elemente de construcţie în contact cu: – exteriorul – pasaje deschise (ganguri) – rosturi deschise

Elemente de construcţie în contact cu spaţii ventilate neîncălzite: – subsoluri şi pivniţe – poduri – balcoane şi logii închise – rosturi închise – alte încăperi

αi / RSI αe / RSE αi / RSI αe / RSE

8 / 0,125 24 /0,042 8 / 0,125 12 / 0,084

8 / 0,125 24 /0,042 8 / 0,125 12 / 0,084

6 / 0,167 24 / 0,042 6 / 0,167 12 / 0,084

Fig. X.5.5. Parametri

specifici.

Tabelul X.5.9,b

Valorile normate ale mărimilor ti, φ1, ∆θmax.

Grupa clădirii

Felul clădirilor şi încăperilor Umiditatea relativă de calcul a aerului interior

Valoarea temperaturii de calcul a aerului interior

∆θt max, ºC , pentru

Pereţi Acoperişuri terase Pardoseli

I

Clădiri de locuit 60 18 6 5 3

Încăperile clădirilor sociale cu necesităţi sanitare-igienice ridicate – spitale , case de naştere, creşe, grădiniţe, cămine de copii şi bătrâni.

60 22 6 4 3

II

Încăperile clădirilor sociale cu regim normal de temperatură şi umiditate – teatre, cinematografe, auditorii, şcoli, cluburi şi încăperi anexe ale întreprinderilor (cu excepţia încăperilor cu regim umed şi foarte umed).

60 18 6,5 5 4

III Încăperile încălzite ale clădirilor de producţie cu regim normal de umiditate şi cu degajări de căldură neînsemnate

50-60 16 8 7 7

IV Idem, cu regim scăzut de umiditate ( hale de sudat, hale de mobilă ) 50 1 10 8 7

V

Încăperile clădirilor de producţie cu de- gajări însemnate de căldură în special sub formă radiantă şi cu regim scăzut de umiditate ( hale pentru prelucrări termice )

50 16 10 8 7


Din şirul de egalităţi rezultă:

θi= ti – ( )0

;ii e

Rt t

R−

θ1 = θ i – ( )1

0;i e

Rt t

R−

θ2 = θ1 – ( )2

0;i e

Rt t

R−

θe = θ2 – ( )3

0i e

Rt t

R− .

Pentru determinarea rezistenţei minime necesare R0 se consideră valabile valorile normate pentru ecartul (ti – θi), care în STAS 6472 este denumit „diferenţa minimă necesară”. Cu cât această diferenţă este mai mică, θi va fi mai apropiată de ti şi deci condiţia de necondensare a vaporilor de apă din aerul încăperii pe suprafaţă sau cea referitoare la temperatura medie de radiaţie va fi satisfăcută. Vom putea scrie:

R0min = Ri

i e

i max

t tn

−∆θ

[m2K/W] (X.5.22)

Din prudenţă pot fi făcute verificările menţionate mai sus pentru temperatura superficială θi:

( ) ( )0

1...2ii i i e

min

Rt t t n

R τ⎡ ⎤

θ = − − ≥ θ =⎢ ⎥⎣ ⎦

(X.5.23)

unde: θτ este temperatura punctului de rouă, corespunzător stării aerului din încăpere (ti = 20oC, ϕi = 50 %); n – coeficient ce ia în considerare posibilitatea tasării termoizolaţiei.

Dacă condiţia de mai sus nu se verifică, se impune mărirea rezistenţei termice a unuia dintre straturi sau introducerea unui strat suplimentar ca strat termoizolator.

Deci, vom admite că θi < θτ

R'0 min = Ri ( )1...2i e

i

t tn

t τ

−− θ +

(X.5.24)

Cu această rezistenţă vom încerca ajustarea rezistenţei structurii neomogene puse în discuţie:

R'0 min = *

31 2

1 2 3i eR R

δδ δ+ + + +

λ λ λ (X.5.25)

Admiţând modificarea grosimii stratului 2, prin explicitare rezultă:

' 312 0min 2

1 3i eR R R∗ ⎡ ⎤⎛ ⎞δδ

δ = − + + + λ⎢ ⎥⎜ ⎟λ λ⎢ ⎥⎝ ⎠⎣ ⎦

(X.5.26)

Noua grosime a stratului *2δ va trebui majorată la valoarea de fabricaţie:

*2 2ratδ > δ

Fig. X.5.6. Perete plan neomogen.

(X.5.21)


În condiţiile noi, rezistenţa reală a structurii va fi calculată cu valoarea nouă 2ratδ ,

rezultând o rezistenţă corectată Roc:

Roc= 31 2

1 2 3

rat

i eR Rδδ δ

+ + + +λ λ λ

[m2K/W] (X.5.27)

Pentru obţinerea coeficientului de masivitate m se va calcula indicele de inerţie termică:

moc=1,225 – 0,05 Doc

unde: Doc= R1s1+ 2ratR s2 + R3s3 şi în care 2

ratR = 2

2

ratδλ

.

Tabelul X.5.10

Caracteristici termotehnice ale materialelor de construcţie

Denumirea materialului Densitatea aparentă ρ

[kg/m3]

Conductivitatea termică de calcul λ

[W/mK]

Coeficient de asimilare termică s [W/m2K]

Factorul rezistenţei la

permeabilitate la vapori 1/KD

1 2 3 4 5 Beton armat 2600

2500 2400

2,031,74 1,62

17,9016,25 15,36

24,3 21,3 21,3

Beton simplu cu agregate naturale de natură sedimentară sau amorfă (pietriş, tuf calcaros, diatomit)

24002200 2000 1800 1600 1400 1200 1000

1,621,39 1,16 0,93 0,75 0,58 0,46 0,37

15,3613,62 11,86 10,08 8,53 7,02 5,79 4,74

21,3 14,9 12,1 8,5 7,1 4,7 4,3 3,9

Mortar de ciment 1800 0,93 10,08 7,1 Mortar de ciment şi var 1700 0,87 9,47 8,5 Mortar de var 1600 0,70 8,24 5,3 Saltele din vată minerală – tip SCI 60, SCO 60,

SPS 60 – tip SPS 70

100...130 120...150

0,040 0,045

0,50 0,59

1,3 1,3

Plăci din vată minerală: – tip G 100 – tip G 140 – tip AP 140

100 140

120...140

0,048 0,040 0,044

0,51 0,55 0,56

2,1 2,4 2,4

Stejar şi fag – perpendicular pe fibre – în lungul fibrelor

800 800

0,23 0,41

5,78 7,71

11,3 2,1

Plăci termoizolante din talaş, tip STABILIT

400300

0,140,13

3,192,66

2,4 2,1

Plăci din fibre de lemn, tip PFL(plăci moi) – tip S – tip B şi BA

220...350 230...400

0,084 0,094

2,08 2,32

2,7 3,7


Tabelul X.5.10 (continuare)

1 2 3 4 5

Marmură, granit, bazalt 2800 3,48 25,45 56,7 Gresie şi cuarţite 2400 2,03 17,99 17,0 Zidărie din cărămizi pline 1800 0,80 9,51 6,1 Zidărie din cărămizi cu găuri verticale, tip GVP, cu densitatea aparentă a cărămizilor de: – 1675 kg/m3 – 1475 kg/m3 – 1325 kg/m3 – 1200 kg/m3 – 1075 kg/m3 – 950 kg/m3

1700 1550 1450 1350 1250 1150

0,75 0,70 0,64 0,58 0,55 0,46

8,95 8,26 7,64 7,02 6,57 5,77

5,3 5,0 4,7 4,5 4,3 4,1

Zidărie din blocuri de beton celular autoclavizat: – cu rosturi subţiri

tip GBN 35 tip GBN 50

– cu rosturi obişnuite tip GBN 35 tip GBN 50

675 775

725 825

0,27 0,30

0,30 0,34

3,38 3,82

3,70 4,20

3,8 4,3

3,9 4,44

Fâşii armate din beton celular autoclavizat – tip GBN 35 – tip GBN 50

625 725

0,25 0,28

3,13 3,57

3,7 4,2

Polistiren celular 20 0,044 0,30 30,0 Covor PVC – fără suport textil – cu suport textil

1800 1600 1600 1400

0,38 0,33 0,29 0,23

8,49 7,46 7,00 5,83

425 425 425 425

X.5.3.3. Rezistenţe la transfer de masă

a. Condiţiile fizice de transfer de masă. În aprecierea permeabilităţii la transfer de masă a materialelor utilizate pentru anvelope, trebuie să se ţină seama de două fenomene fizice, şi anume:

– transferul de masă sub formă de vapori se datorează diferenţelor de presiuni parţiale ale vaporilor de apă din aerul celor două medii despărţite de structură;

– transferul de masă sub formă lichidă se face prin capilaritate, între cele două suprafeţe ale materialului de construcţie, cauza fiind umiditatea relativă.

Rezultă că, în acelaşi timp, printr-un element de construcţie există două componente de transfer de masă, pentru care există diferenţe de potenţial diferite, sensul transferului


fiind important şi determinabil pe baza stării fizice locale a parametrilor de stare ai aerului din interior şi exterior.

Pentru aplicarea acestor fenomene de transfer, vom conveni să notăm fluxurile unitare de masă astfel:

qv – fluxul unitar de masă sub formă de vapori, care se transformă datorită diferenţelor de presiuni parţiale spv;

qe – fluxul unitar de masă sub formă lichidă, transmis prin capilaritate, datorită diferenţelor de unităţi relative ∆ϕ.

Stabilirea sensului de transfer se va face considerând un perete plan delimitând aer exterior în condiţii climatice de iarnă şi de vară.

Fig. X.5.7. Direcţii de transfer de masă, în funcţie de sezon.

În perioada de iarnă, fluxul termic va avea direcţia I → E, deoarece ti > te; fluxul de masă sub formă de vapori va avea aceeaşi direcţie pvi > pve, în timp ce direcţia fluxului de masă transmis prin capilaritate va fi opusă primelor două deoarece ϕE > ϕI (80%>50%).

În perioada de vară sensurile primelor două componente (q şi qv) se schimbă, fiind de la exterior la interior, iar a componentei qe va fi tot în opoziţie cu primele două (ϕI > ϕE).

Aceste observaţii fenomenologice sunt foarte importante, deoarece vaporii de apă pot întâlni în calea lor condiţii fizice de condensare, revenind la interior graţie componentei qe, putând crea suprafeţe cu condens. O situaţie mai dificilă este aceea când vaporii de apă ce condensează în structură pot îngheţa. Fenomenul de îngheţ şi dezgheţ poate avea ca efect distrugerea materialului.

Pe de altă parte, în procesele de transfer de masă trebuie să se ţină seama de proprietăţile şi de starea de umiditate a materialelor, din care punct de vedere acestea prezintă următoarele stări de umiditate:

– umiditate liberă, formată prin condensarea vaporilor de apă în interiorul materialului, prin contactul direct al materialelor cu apă sub formă lichidă;

– umiditate de sorbţie, formată prin sorbţia umezelii din aer, adică prin contactul materialului cu apa sub formă de vapori.

Mărimea acesteia creşte cu umiditatea relativă a aerului înconjurător şi descreşte cu temperatura.

Din reprezentarea alăturată a izotermelor de sorbţie rezultă că există 3 zone caracterizate astfel:

zona I – pe suprafaţa porilor şi a capilarelor materialelor se formează sub acţiunea forţelor moleculare o peliculă subţire dintr-un strat monomolecular;


zona II – sorbţia vaporilor de apă se extinde în grosimea materialului şi pe supra-faţa porilor se formează un strat polimolecular. Deplasarea treptată a umezelii în material are loc încet în timp şi reprezintă fenomenul difuziei vaporilor de apă prin pereţii poroşi;

zona III – la absorbţie se adaugă fenomenul de condensaţie capilară. În acest stadiu, umezeala se deplasează atât sub formă de vapori cât şi sub formă lichidă, din care cauză fenomenul nu mai poate fi bine cuprins în modelele de calcul existente.

Modelele de calcul care vor fi pre-zentate şi dezvoltate iau în considerare ipoteza materialelor cu o capilaritate foarte redusă.

Pe de altă parte, Eichler clasifică materialele de construcţie după raportul dintre fluxul de masă şi fluxul de căldură.

Fig. X.5.9. Raporturi între fluxul termic şi de masă: a – beton; b – termoizolaţie; c – termoizolaţie; d – plută; e – cărămidă.

Din clasificarea făcută se constată că zidăria din cărămidă are un raport maxim între

cele două componente, motiv pentru care aceasta nu a ridicat probleme higrotermice de-a lungul timpului.

Straturile neomogene apărute ulterior au creat şi creează probleme diferenţelor de comportament higrotermic.

b. Măsuri constructive specifice transferului de masă. În acţiunea de reducere a efectelor nefavorabile datorate migraţiei vaporilor de la interior către exterior, un factor important îl constituie bariera de vapori, compusă din materiale care, deşi au grosimi reduse, opun o rezistenţă mare la trecerea vaporilor.

În interiorul peretelui, în starea iniţială a existat o umiditate de maximum 15% din greutatea materialului. După câteva luni de exploatare a acestui perete, la o încăpere care avea umiditatea relativă ϕi = 80%, variaţia umidităţii a ajuns la 50%.

Se observă că spre exterior această umiditate scade rapid, ceea ce se explică prin capacitatea peretelui de beton uşor de a elimina rapid umiditatea sau, cum se spune, datorită posibilităţii de a respira.

În cazul figurii X.5.10,b se analizează montajul unei bariere de vapori la exterior, caz în care se constată o creştere a umidităţii interioare.

În cazul figurii X.5.10,c, când bariera de vapori se află la interior, se constată o scădere a umidităţii interioare cu 5-6%.

Fig. X.5.8. Izotermele de sorbţie.


Fig. X.5.10. Variaţia umidităţii în interiorul unui perete de beton poros, în funcţie de amplasarea barierei de vapori: a – fără barieră de vapori; b – barieră de

vapori in exterior; c – barieră de vapori în interior.

În mod intuitiv, această experienţă arată avantajele amplasării la locul potrivit a barierei de vapori şi ca placajele impermeabile ale zidăriei la exterior pot da rezultate foarte proaste.

Astfel a apărut recomandarea ca bariera de vapori să fie amplasată pe partea caldă a peretelui, existând soluţii ca: tapete, cartoane asfaltate etc.

X.5.3.4. Evaluarea coeficientului global de izolare termică

Coeficientul global de izolare termică al unei clădiri, în ansamblu, reprezintă suma pierderilor de căldură realizate prin transmisie directă prin aria anvelopei clădirii, pentru o diferenţă de temperatură între interior şi exterior de 1K, raportată la volumul clădirii, la care se adaugă necesarul de căldură pentru încălzirea aerului infiltrat.

Până la această dată, la noi în ţară sunt în vigoare două acte normative care se referă la acest subiect:

• C107/1 – care se referă la clădirile de locuit; • C107/2 – care se referă la alte categorii de clădiri. Prevederile normativului C107/2 „Normativ pentru calculul coeficientului global de

izolare termică la clădiri cu altă destinaţie decât cea de locuit” se aplică la următoarele categorii de clădiri cu altă destinaţie decât locuirea, al căror regim de înălţime nu depăşeşte P+10E:

– clădiri din categoria 1, în care intră clădirile cu „ocupare continuă” şi clădirile cu „ocupare discontinuă” de clasă de inerţie mare;

– clădiri din categoria 2, în care intră clădirile cu „ocupare discontinuă”, cu excepţia celor din clasă de inerţie mare.

Clădirile cu „ocupare continuă” sunt acele clădiri a căror funcţionalitate impune ca temperatura mediului interior să nu scadă (în intervalul dintre ora 0 şi 7) cu mai mult de 7°C sub valoarea normală de exploatare.

Clădirile cu „ocupare discontinuă” sunt acele clădiri a căror funcţionalitate permite ca abaterea de la temperatura normală de exploatare să fie mai mare de 7°C pe o perioadă de 10 ore pe zi, din care cel puţin 5 ore în intervalul dintre ora 0 şi 7.

Determinarea coeficientului global efectiv de izolare termică G1 se face utilizând relaţia:

11 j j

mjj

AG

V R

⎡ ⎤τ⎢ ⎥=⎢ ⎥⎣ ⎦Σ [W/m3K] (X.5.28)


în care: V este volumul încălzit al clădirii, în m3; Aj – aria elementului de construcţie j, în m2, având rezistenţa termică Rmj; τj – factorul de corecţie a temperaturilor exterioare, care poate fi calculat cu relaţia:

i u

i e

t tt t

−τ =

− (X.5.29)

cu te – temperatura exterioară de calcul şi tu – temperatura spaţiilor neîncălzite, determinată pe baza bilanţului termic.

Pentru calcule în faze preliminare de proiectare, valorile τ se pot considera: τ = 0,9 – la rosturi deschise şi la poduri; τ = 0,5 – la rosturi închise, la subsoluri neîncălzite şi la pivniţe, precum şi la spaţii

adiacente neîncălzite sau având alte destinaţii; τ = 0,8 – la camere de pubele, verande, balcoane şi logii închise cu tâmplărie exterioară; τ = 0,9 – la tâmplăria exterioară prevăzută cu jaluzele la partea exterioară. Pentru primele faze de proiectare, se poate utiliza metoda de calcul simplificat. În

acest caz, influenţa punţilor termice se poate evalua printr-o reducere globală a rezistenţelor termice unidirecţionale (în câmp curent), astfel:

– la pereţi exteriori 20 - 45% – la terase şi planşee sub poduri 15 - 25% – la planşee peste subsoluri şi sub bovindouri 25 - 35% – la rosturi 10 - 20% Pentru ultima fază de proiectare, valorile '

mR se determină cu un grad mai ridicat de precizie, utilizând metode de calcul cu ajutorul coeficienţilor liniari ψ şi punctuali χ de transfer termic.

Determinarea coeficientului global normat de izolare termică G1ref se face utilizând relaţia:

31 2 411refAA A A

G d PV a b c e

⎡ ⎤= + + + ⋅ +⎢ ⎥⎣ ⎦

[W/m3K] (X.5.30)

în care: A1 este aria suprafeţelor componente opace ale pereţilor verticali care fac în planul orizontal un unghi mai mare de 60°, aflaţi în contact cu exteriorul sau cu un spaţiu neîncălzit, calculată luând în considerare dimensiunile interax, exprimată în m2; A2 – aria suprafeţelor planşeelor de la ultimul nivel (orizontale sau care fac cu planul orizontal un unghi mai mic de 60°), aflate în contact cu exteriorul sau cu un spaţiu neîncălzit, calculată luând în considerare dimensiunile interax, exprimată în m2; A3 – aria suprafeţelor planşeelor inferioare aflate în contact cu exteriorul sau cu un spaţiu neîncălzit, calculată luând în considerare dimensiunile interax, exprimată în m2; P – perimetrul exterior al spaţiului încălzit aferent clădirii, aflat în contact cu solul sau îngropat, exprimat în m; A4 – aria suprafeţelor pereţilor transparenţi sau translucizi aflaţi în contact cu exteriorul sau cu un spaţiu neîncălzit, calculată luând în considerare dimensiunile nominale ale golului din perete, exprimată în m2; V – volumul încălzit, calculat pe baza dimensiunilor exterioare ale clădirii, în m3; a, b, c, d, e – coeficienţi de control pentru elementele de construcţie menţionate mai sus, ale căror valori sunt date în tabelele X.5.11 şi X.5.12, în funcţie de categoria de clădire (categoria 1 sau 2), de tipul de clădire şi de zona climatică.

Pentru clădirile la care suprafaţa pereţilor transparenţi sau translucizi reprezintă cel puţin 50% din suprafaţa elementelor verticale de închidere, coeficientul global de referinţă G1ref poate fi mărit cu o cantitate, ∆G1ref, a cărei valoare este în funcţie de categoria clădirii, de indicele solar Is şi de inerţia termică a clădirii.


Tabelul X.5.11

Rezistenţele termice normate pentru categoria 1 – „ocupare continuă”

Tipul de clădire Zona climatică

a b c d e m2K/W m2K/W m2K/W m2K/W m2K/W

Spitale, creşe şi policlinici

I 1,30 2,30 1,50 1,30 0,39 II 1,40 2,50 1,60 1,30 0,39 III 1,50 2,70 1,70 1,30 0,43

Clădiri de învăţământ şi pentru sport

I 0,90 2,30 0,90 1,30 0,39 II 1,00 2,50 1,00 1,30 0,39 III 1,10 2,70 1,10 1,30 0,43

Birouri, clădiri comerciale şi hoteliere

I 0,80 2,10 0,90 1,30 0,30 II 0,90 2,30 1,00 1,30 0,30 III 1,00 2,50 1,10 1,30 0,30

Alte clădiri (industriale, cu regim normal de exploatare)

I 0,65 1,80 0,90 1,30 0,25 II 0,870 2,00 1,00 1,30 0,25 III 0,75 2,20 1,10 1,30 0,25

Tabelul X.5.12

Rezistenţele termice normate pentru categoria 2 – „ocupare discontinuă”

Tipul de clădire Zona climatică

a b c d e m2K/W m2K/W m2K/W m2K/W m2K/W

Spitale, creşe şi policlinici

I 1,05 2,45 1,30 1,40 0,39 II 1,15 2,70 1,40 1,40 0,39 III 1,25 2,95 1,50 1,40 0,43

Clădiri de învăţământ şi pentru sport

I 0,75 2,00 0,90 1,40 0,39 II 0,80 2,25 1,00 1,40 0,39 III 0,85 2,45 1,10 1,40 0,43

Birouri, clădiri comerciale şi hoteliere

I 0,75 2,00 0,90 1,40 0,30 II 0,80 2,25 1,00 1,40 0,30 III 0,85 2,45 1,10 1,40 0,30

Alte clădiri (industriale, cu regim normal de exploatare)

I 0,55 1,40 0,85 1,40 0,25 II 0,60 1,50 0,90 1,40 0,25 III 0,65 1,60 0,95 1,40 0,25

X.5.4. Evaluarea necesarului de căldură

Necesarul de căldură de calcul Q al unei încăperi se calculează cu relaţia:

1100

C OT i

A AQ Q Q

+⎛ ⎞= + +⎜ ⎟⎝ ⎠

[W] (X.5.31)

în care: QT este flux termic cedat prin transmisie, considerat în regim termic staţionar, corespunzător diferenţei de temperatură între interiorul şi exteriorul elementelor de construcţie care delimitează încăperea; Qi – sarcina termică pentru încălzirea de la temperatura exterioară convenţională de calcul a aerului infiltrat prin neetanşeităţile uşilor şi ferestrelor şi a aerului pătruns la deschiderea acestora.


Necesarul de căldură de calcul al unei încăperi se majorează sau se micşorează cu fluxul termic absorbit sau cedat de diverse procese cu caracter permanent, dacă acesta depăşeşte 5% din necesarul de căldură de calcul Q.

X.5.4.1. Fluxul termic cedat prin transmisie, QT

Acesta se calculează cu relaţia:

i eT M S

t tQ C mA Q

R−

= +′∑ [W] (X.5.32)

în care: m este coeficient de masivitate termică al elementelor de construcţie exterioare; A – aria suprafeţei fiecărui element de construcţie, în m2; ti – temperatura interioară convenţională de calcul, conform SR 1907-2, în ºC; te – temperatura spaţiilor exterioare încăperii considerate, în ºC, care se ia după caz:

– temperatura exterioară convenţională de calcul, sau – temperatura interioară convenţională de calcul pentru încăperile alăturate;

R' – rezistenţa termică specifică corectată a elementului de construcţie considerat, în m2K/W, stabilită conform subcapitolului X.5.3.4; QS – fluxul termic cedat prin sol, în W; CM – coeficient de corecţie al necesarului de căldură de calcul, în funcţie de masa specifică a construcţiei:

– pentru mpl ≤ 400 kg/m2, CM = 1, – pentru mpl > 400 kg/m2, CM = 0,94, – pentru hale industriale CM = 1. Masa specifică a construcţiei mpl se determină pentru întreaga construcţie cu relaţia:

0,9 pipi

Mm

A= [kg/m3] (X.5.33)

în care: Mpi este masa tuturor elementelor de construcţie interioare (pereţi interiori, planşee între etaje, elemente de tâmplărie interioară); nu se ia în calcul masa elementelor de construcţie perimetrale (pereţii exteriori, ferestre, uşi, acoperiş, planşeu peste subsol neîncălzit, pereţi către casa scării, pereţi care despart spaţii încălzite de spaţii neîncălzite), în kg; A – aria perimetrală a construcţiei prin care se produce disipare de flux termic (pereţi exteriori, ferestre, uşi, pereţi spre casa scării, planşeu peste subsoluri neîncălzite, planşeu sub pod, acoperişuri de tip terasă etc.), în m2.

Se recomandă: – pentru clădiri de locuit şi similare precum şi pentru clădiri social-culturale cu

pereţi interiori realizaţi din beton celular autoclavizat, cărămidă cu grosime mai mică de 0,125 m, având planşee despărţitoare din beton armat cu grosime mai mică sau egală cu 0,10 m, sau din alte materiale de construcţie uşoare, CM = 1;

– pentru celelalte construcţii, CM = 0,94. • Fluxul termic cedat prin transmisie QT este afectat de următoarele adaosuri în procente: AC – adaosul pentru compensarea efectului suprafeţelor reci, în scopul corectării

bilanţului termic al corpului omenesc în încăperile în care elementele de construcţie favorizează intensificarea cedării de căldură a corpului prin radiaţie;

AO – adaosul pentru orientare, în scopul diferenţierii necesarului de căldură de calcul al încăperilor diferit expuse radiaţiei solare. Adaosul pentru orientare afectează numai


fluxul termic cedat prin elementele de construcţie ale încăperilor cu pereţi exteriori supraterani şi are valorile din tabelul X.5.13.

Tabelul X.5.13

Adaosuri de orientare

Orientare N NE E SE S SV V NV AO +5 +5 0 –5 –5 –5 0 +5

Pentru încăperi cu mai mulţi pereţi exteriori, adaosul de orientare se stabileşte pentru

peretele cu orientarea cea mai defavorabilă. Adaosul pentru compensarea efectului suprafeţelor reci afectează numai fluxul termic

din elementele de construcţie ale încăperilor a căror rezistenţă termică medie, Rm, nu depăşeşte 10 m2K/W.

Rezistenţa Rm se calculează cu relaţia:

( )T i e M

mT

A t t CR

Q−

= [m2K/W] (X.5.34)

în care: AT este aria suprafeţei totale a încăperii (reprezentând suma tuturor suprafeţelor delimitatoare), în m2.

În cazul încălzirii încăperilor cu planşee încălzitoare prin radiaţie de pardoseală sau de tavan, pentru calculul fluxului termic cedat prin transmisie QT se vor considera numai elementele de construcţie care au temperatura feţei dinspre incinta încălzită mai mică decât temperatura interioară convenţională de calcul al acesteia.

În cazul încălzirii încăperilor cu planşee încălzitoare prin radiaţie de pardoseală sau de tavan, valorile adaosului pentru compensarea efectului suprafeţelor reci sunt în

funcţie de numărul de suprafeţe prin care se cedează flux termic către mediul înconjurător, astfel:

N = 1 → AC = 0 N = 2 → AC = 2 N ≥ 3 → AC = 4

Pentru încăperi de producţie cu specific de muncă uşoară sau de muncă medie, cu locuri de muncă staţionare, adaosul AC se prevede numai în cazul în care locurile de muncă sunt situate la o distanţă mai mică de 5 m de suprafeţele vitrate exterioare.

Adaosul AC nu se prevede în următoarele situaţii:

– în cazul depozitelor, casei scării etc. sau al încăperilor prin care oamenii trec sau staţio-nează, purtând îmbrăcămintea de stradă;

– în cazul încăperilor de producţie cu specific de muncă medie cu locuri nestaţionare sau cu specific de muncă grea;

– în cazul încăperilor a căror rezistenţă termică medie Rm depăşeşte 10 m2K/W.

Fig. X.5.11. Adaosul de compensare a

efectului suprafeţelor reci.


• Coeficientul de masivitate termică al elementelor de construcţie exterioare se calculează cu relaţia:

m = 1,225 – 0,05 D în care: D este indicele inerţiei termice a elementului de construcţie, calculat conform STAS 6472/3.

Pentru elementele de construcţie cu D ≥ 4,5, se consideră m = 1; pentru tâmplăria exterioară se consideră D = 0,5; pentru elementele de construcţie în contact cu solul precum şi planşeele peste subsolurile neîncălzite se consideră m = 1.

X.5.4.2. Fluxul termic cedat prin sol, QS

Fluxul termic cedat prin sol QS, exprimat în W, se calculează astfel: a) pentru construcţii având forme geometrice elementare (paralelipiped dreptunghic),

cu relaţia:

1i p i ejS i eS p M bc bcj

p S bc S bcj

t t t tm t tQ A C A A

R n R n R− −−

= + + [W] (X.5.35)

în care: Ap este aria cumulată a pardoselii şi a pereţilor aflaţi sub nivelul terenului, în m2; Abc – aria unei benzi cu lăţimea de 1 m, situată de-a lungul conturului exterior al suprafeţei Ap, în m2; Abcj – aria unei benzi cu lăţimea de 1 m, situată de-a lungul conturului care corespunde spaţiului învecinat care are temperatura ti, în m2; Rp – rezistenţa termică specifică cumulată a pardoselii şi a stratului de pământ cuprins între pardoseală şi adâncimea de 7 m de la cota terenului sistematizat, sau a stratului de apă freatică, în m2K/W; Rbc – rezistenţa termică specifică a benzii de contur la trecerea căldurii prin pardoseală şi sol către aerul exterior, în m2K/W, este în funcţie de adâncimea de îngropare a pardoselii faţă de cota zero a solului h, grosimea fundaţiei pereţilor exteriori şi de adâncimea stratului de apă freatică H, conform tabelului X.5.14. ti – temperatura interioară convenţională de calcul, în ºC; te – temperatura exterioară convenţională de calcul, în ºC; tej – temperatura interioară convenţională de calcul pentru încăperile alăturate, în ºC; tp – temperatura în sol la adâncimea de 7 m de la cota terenului sistematizat, în cazul inexistenţei stratului de apă freatică, în ºC; mS – coeficientului de masivitate termică al solului, conform figurii X.5.12; nS – coeficient de corecţie care ţine seama de conductivitatea termică a solului, conform figurii X.5.13.

Fig. X.5.12. Variaţia coeficientului

de masivitate termică ms. Fig. X.5.13. Variaţia coeficientului

de corecţie ns.


Tabelul X.5.14

Rezistenţa termică specifică a benzii de contur Rbc , în m2K/W

Adâncimea de îngropare a pardoselii, h

Grosimea fundaţiei, g

Adâncimea pânzei freatice, H

≤ 4 6 8 ≥10

m m m

0,0

0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80

0,600 0,634 0,668 0,700 0,735 0,768 0,802 0,835 0,868 0,902 0,935 0,970 1,000

0,520 0,546 0,570 0,600 0,622 0,645 0,665 0,693 0,717 0,742 0,767 0,781 0,815

0,475 0,496 0,517 0,536 0,555 0,574 0,593 0,614 0,633 0,652 0,762 0,692 0,712

0,445 0,464 0,481 0,498 0,513 0,530 0,547 0,565 0,581 0,600 0,615 0,632 0,650

1,0

0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80

0,390 0,410 0,431 0,450 0,470 0,490 0,509 0,528 0,548 0,568 0,587 0,607 0,627

0,352 0,370 0,388 0,399 0,415 0,430 0,445 0,460 0,475 0,490 0,505 0,520 0,535

0,329 0,340 0,355 0,370 0,383 0,398 0,410 0,425 0,437 0,451 0,465 0,480 0,494

0,314 0,328 0,340 0,351 0,365 0,377 0,386 0,400 0,414 0,425 0,438 0,450 0,463

2,0

0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 0,50 0,55 0,60 0,65 0,70 0,75 0,80

0,360 0,378 0,396 0,413 0,430 0,448 0,465 0,482 0,500 0,516 0,534 0,551 0,568

0,315 0,329 0,341 0,354 0,367 0,380 0,392 0,415 0,424 0,432 0,445 0,457 0,470

0,293 0,304 0,315 0,326 0,337 0,347 0,357 0,370 0,380 0,391 0,402 0,414 0,425

0,278 0,289 0,289 0,308 0,318 0,327 0,336 0,346 0,356 0,365 0,375 0,385 0,395


b) pentru clădiri având forme geometrice prezentând colţuri intrânde sau ieşinde (proiecţie în plan de tip poligonal), cu relaţia:

( ) peri SS pl M i e S

pl per

At tQ A C t t m

R R

⎛ ⎞−= + − ⋅ ψ +⎜ ⎟⎜ ⎟′⎝ ⎠

∑ [W] (X.5.36)

în care: Apl este aria plăcii pe sol sau a plăcii inferioare a subsolului încălzit, calculată conform Normativului privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie în contact cu solul, în m2; Apl = a × l; a = 1; l ≠ 1; Aper – aria pereţilor în contact cu solul, determinată conform Normativului privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie în contact cu solul, în m2; l – lungimea conturului în contact cu solul, calculată conform Normativului privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie în contact cu solul, în m; Rpl – rezistenţa termică unidirecţională a plăcii de arie Apl, stabilită conform Normativului privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie în contact cu solul, în m2K/W; R'per – rezistenţa termică specifică corectată a pereţilor de suprafaţă Aper , conform Normativului privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie în contact cu solul, în m2K/W; ψ – coeficient linear de transfer termic, corespunzător lungimii l, conform Normativului privind calculul termotehnic al elementelor de construcţie în contact cu solul, în W/mK;

Suprafaţa cumulată a pardoselii şi pereţilor aflaţi sub nivelul pământului, Ap, în m2, se calculează cu relaţia:

Ap = Apl + ph [m2] (X.5.37)

în care: Apl este aria plăcii pe sol sau a plăcii inferioare a subsolului încălzit, în m2; p – lungimea conturului pereţilor în contact cu solul, în m; h – cota pardoselii sub nivelul terenului, în m.

Rezistenţa termică specifică cumulată a pardoselii şi a stratului de pământ, Rp, se determină cu relaţia:

1p

iR δ

= + Σα λ

[m2K/W] (X.5.38)

în care: δ este grosimea straturilor luate în considerare, în m; λ – conductivitatea termică a materialului din care este alcătuit stratul luat în considerare, conform anexei 1, în W/mK; αi – coeficientul de transfer termic prin suprafaţă la interior, conform tabelului X.5.9,a, în W/m2K

X.5.4.3. Necesarul de căldură pentru încălzirea aerului infiltrat prin rosturile elementelor mobile

Sarcina termică pentru încălzirea de la temperatura exterioară la temperatura interioară a aerului infiltrat prin neetanşeităţile uşilor şi ferestrelor şi a aerului pătruns la deschiderea acestora, Qi , se determină ca valoare maximă între sarcinile termice Qi1 şi Qi2, exprimate în W, în care:

Qi1 este sarcina termică pentru încălzirea de la temperatura exterioară convenţională de calcul a aerului infiltrat prin neetanşeităţile uşilor şi ferestrelor şi a aerului pătruns la deschiderea acestora, determinată ţinând seama de numărul de schimburi de aer necesar în încăpere din condiţii de confort fiziologic cu relaţia:

( ) ( )1 1 /100i ao M p i e U CQ n c V c t t Q A⎡ ⎤= ⋅ ⋅ ⋅ρ ⋅ ⋅ − + ⋅ +⎣ ⎦ [W] (X.5.39)


Qi2 – sarcina termică pentru încălzirea de la temperatura exterioară convenţională de calcul la temperatura interioară convenţională de calcul a aerului infiltrat prin neetanşeităţile uşilor şi ferestrelor şi a aerului pătruns la deschiderea acestora, determinată de viteza convenţională a vântului, cu relaţia:

( )4/32 (1 /100)i M i e u CQ C E iLv t t Q A⎧ ⎫⎡ ⎤= − + +⎨ ⎬⎢ ⎥⎣ ⎦⎩ ⎭

Σ [W] (X.5.40)

în care: nao este numărul de schimburi de aer necesar în încăpere din condiţii de confort fiziologic, în m3/s pe m3; se recomandă următoarele valori:

– pentru clădirile de locuit şi similarele lor:

– camere de locuit: 3

33

m /s0,22 10maon −= ×

3

3m /hechivalent cu 0,792m

⎛ ⎞⎜ ⎟⎜ ⎟⎝ ⎠

– bucătării: 3

33

m /s0,33 10maon −= ×

3


⎛ ⎞⎜ ⎟⎜ ⎟⎝ ⎠

(X.5.41)

– băi: 3

33

m /s0,28 10maon −= ×

3


⎛ ⎞⎜ ⎟⎜ ⎟⎝ ⎠

– pentru şcoli, grădiniţe, creşe, spitale: naoV = 7 × 10–3 Np [m3/s] Np – numărul de persoane; V – volumul încăperii, în m3; cp – căldura specifică la presiune constantă a aerului la temperatura ti , în J/kgK; ρ – densitatea aerului la temperatura ti, în kg/m3; E – factor de corecţie de înălţime; ti şi te au semnificaţiile anterioare; i – coeficient de infiltraţie a aerului prin rosturi, în funcţie de felul uşilor şi ferestrelor şi modul de comportare a clădirii la acţiunea vântului, conform tabelului X.5.16; L – lungimea rosturilor uşilor şi ferestrelor din faţadele supuse vântului, în m; v – viteza convenţională a vântului de calcul, în m/s; Qu – sarcina termică a aerului pătruns la deschiderea uşilor exterioare, în W.

Factorul de corecţie de înălţime E are valoarea 1 pentru încăperi din clădiri cu mai puţin de 12 niveluri. Pentru clădiri cu 12 sau mai multe niveluri, valorile lui E sunt indicate în tabelul X.5.15.

Pentru alegerea coeficientului de infiltraţie i se fac următoarele precizări: – Ae reprezintă aria totală a elementelor mobile ale uşilor şi ferestrelor exterioare, iar

Ai, aria uşilor interioare; – prin „clădiri greu permeabile” se înţeleg clădirile sau compartimentele de clădire

la care datorită existenţei pereţilor despărţitori fără goluri, ieşirea aerului infiltrat prin rosturi se face numai prin casa scării sau printr-un coridor central (clădiri de locuit cu simplă orientare, apartamente de colţ care nu au faţade diametral opuse, compartimente de hale fără comunicaţie cu restul clădirilor etc.);

– prin „clădiri permeabile” se înţeleg clădirile sau compartimentele de clădiri la care, datorită absenţei pereţilor despărţitori sau existenţei pereţilor despărţitori cu goluri sau a casei scării cu uşi exterioare spre ghena de gunoi, ieşirea aerului infiltrat se face prin rosturile uşilor şi ferestrelor plasate în alte faţade (săli cu mai multe faţade, apartamente cu ferestre plasate în faţade diametral opuse, hale sau compartimente de hale);

– pentru uşi şi ferestre plasate chiar în colţul clădirii la ultimul etaj al clădirilor cu acoperişuri-terase, valorile din tabel se înmulţesc cu 1,2. Majoritatea se aplică doar colţurilor limitelor externe ale clădirilor, şi nu valorilor diverselor proeminenţe din mijlocul faţadei;


– lungimea rosturilor L este egală cu perimetrul elementelor mobile ale ferestrelor şi uşilor. Rostul format de două elemente mobile se ia în calcul o singură dată; în cazul uşilor şi ferestrelor duble, rostul se măsoară pentru un singur rând;

– în cazul încăperilor cu doi pereţi exteriori, alăturaţi (încăperilor de colţ), ambii pereţi se consideră sub acţiunea vântului de calcul.

Tabelul X.5.15

Corecţia pierderilor de căldură în funcţie de înălţime

Etajul Numărul de niveluri ale clădirii

12 15 18 20 25 P 1 2 3 4 5 6 7 8 9

10 11 12 13 14

peste 14

1,180 1,140 1,120 1,090 1,070 1,040 1,020 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00

1,230 1,200 1,170 1,150 1,130 1,110 1,080 1,060 1,040 1,010 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00 1,00

1,265 1,230 1,200 1,175 1,155 1,135 1,120 1,110 1,090 1,065 1,030 1,010 1,00 1,00 1,00 1,00

1,295 1,265 1,230 1,200 1,180 1,160 1,150 1,130 1,110 1,090 1,060 1,030 1,00 1,00 1,00 1,00

1,340 1,315 1,285 1,285 1,230 1,210 1,200 1,185 1,190 1,150 1,130 1,110 1,080 1,050 1,020 1,00

Tabelul X.5.16

Coeficienţi de infiltraţie

Uşi şi ferestre

e

i

AA

Cuplate Cuplate cu geam termoizolant fix Duble

Din lemn şi PVC

Clădiri greu permeabile, cu ferestre < 3 0,0980 0,0079 0,0780 > 3 0,0763 0,0061 0,0610

Clădiri permeabile, cu ferestre < 3 0,1389 0,0111 0,1111 > 3 0,1080 0,0086 0,0864

Sarcina termică pentru încălzirea de la temperatura exterioară convenţională de

calcul a aerului pătruns la deschiderea uşilor exterioare, Qu , se calculează cu relaţia:

Qu = 0,36 Au n (ti – te)CM [W] (X.5.42)

în care: Au este aria uşilor exterioare ce se deschid, în m2; n – numărul deschiderilor uşilor exterioare într-o oră, în funcţie de specificul clădirii.


Observaţii: – sarcina termică Qu , se ia în considerare numai în cazul încăperilor cu uşi care se

deschid frecvent (magazine, holuri de cinematografe etc.) şi care nu sunt prevăzute cu sasuri sau perdele elastice. Luarea în considerare a acestei sarcini termice nu este suficientă pentru combaterea inconfortului determinat de curenţii reci produşi la deschiderea uşilor, efectele acestor curenţi vor fi combătute prin măsuri adecvate;

– sarcina termică pentru încălzirea aerului pătruns prin uşile de circulaţie pentru vehicule mari, la care nu se pot prevedea sasuri, se consideră în calcul şi se combate prin metode adecvate (de exemplu, perdele de aer).

X.5.4.4. Particularităţi pentru determinarea necesarului de căldură pentru clădiri industriale

În cazul halelor neetajate şi al incintelor mari, având lăţimi mai mari de 10 m şi înălţimi mai mari de 5 m, pentru rezistenţele termice specifice se folosesc valori de calcul Rc , deduse din valorile R'oc cu ajutorul diagramelor din figura X.5.14, pentru pereţi, şi din figura X.5.15, pentru ferestre.

Fig. X.5.14. Corecţia rezistenţelor la pereţi exteriori.

Fig. X.5.15. Corecţia rezistenţelor la ferestre exterioare.

Pentru hale cu înălţimi mai mari de 10 m, valorile Ro se înmulţesc cu 1,1, respectiv

cu 1,8, după cum în hală există sau nu încălzire perimetrală cu corpuri statice. Pentru plafoane şi luminatoare, rezistenţa de calcul Roc se determină cu relaţia:

Roc = Ro / ρ (X.5.43)

în care ρ este un factor de corecţie depinzând de înălţimea halei, care poate fi dedus din figura X.5.16.

Factorul de corecţie E pentru necesarul de căldură pentru încălzirea aerului infiltrat în hale în depresiune este cuprins între 1,12 şi 1,20 pentru înălţimi de hale între 5 şi 12 m.


Fig. X.5.16. Valorile coeficientului de corecţie pentru plafoane şi luminatoare.

X.5.5. Corpuri şi aparate de încălzire

X.5.5.1. Clasificare

Corpurile de încălzire pot fi clasificate în două mari categorii: suprafeţe statice şi aparate pentru încălzire.

Pe de altă parte, în conformitate cu prevederile STAS 1797, suprafeţele statice de încălzire se pot clasifica luând în considerare raportul ce poate exista între transferul convectiv şi radiant de la suprafaţa care cedează energie termică mediului ambiant. Pe baza acestei convenţii există clasificarea următoare:

a. Suprafeţe de încălzire statice, împărţite, la rândul lor, în: – suprafeţe de încălzire convectoradiative, la care schimbul de căldură dintre suprafaţa

şi mediul ambiant se realizează în egală măsură prin convecţie naturală şi prin radiaţie; – suprafeţe de încălzire convective, caracterizate prin transfer de căldură preponderent

convectiv; – suprafeţe de încălzire radiative, caracterizate prin transfer de căldură preponderent

radiant.

b. Aparate pentru încălzire, la care transferul de căldură se face numai prin convecţie, categorie pentru care se apreciază două clase:

– aparate cu transfer de căldură în regim de convecţie liberă; – aparate cu transfer de căldură în regim de convecţie forţată.

X.5.5.2. Suprafeţe de încălzire convectoradiative

Din această categorie fac parte: radiatoarele ce se formează din elemente, radiatoarele panou şi radiatoarele speciale, cum ar putea fi considerate panourile de încălzire pentru baie sau radiatoarele pentru pereţii cortină.


a. Suprafeţe de încălzire formate din elemente. Corpurile de încălzire care se formează din elemente pot fi confecţionate din fontă sau aluminiu, uneori existând chiar combinaţii între cele două metale la acelaşi element. Această categorie este cunoscută sub denumirea de radiatoare, iar prin niplarea elementelor se formează corpuri de încălzire de dimensiuni dorite.

Evaluarea necesarului de elemente n pentru un spaţiu neîncălzit se face cu ajutorul relaţiei următoare:

n = Q / qn × ПCj [buc] (X.5.44)

în care: Q reprezintă necesarul de energie termică calculat pentru spaţiul ce urmează a fi încălzit; qn – puterea termică nominală a unui element, exprimată în W/element; Cj – produsul unor coeficienţi de corecţie ai puterii termice nominale, evaluaţi pentru condiţii termice, climatice sau geometrice diferite de cele din celula termică în care s-a obţinut experimental qn:

ПCj = Ct × Cn × Cm × Ch × Cr × Cd × Cv (X.5.45) unde: Ct este coeficient de corecţie al puterii termice nominale pentru diferenţe de temperatură diferite de cele existente în celula termică; Cn – coeficient de corecţie al puterii termice nominale care introduce influenţa numărului de elemente de radiator mai mare de n = 10; Cm – coeficient de corecţie ce ia în considerare influenţa mascării corpurilor de încălzire faţă de poziţia de montaj aparent folosită în celula termică; Ch – coeficient de corecţie pentru influenţa altitudinii asupra transferului de căldură; Cr – coeficient de corecţie al influenţei racordării sus-sus a corpurilor de încălzire pe colane; Cd – coeficient de corecţie al debitului de agent termic ce traversează corpul de încălzire; Cv – coeficient ce ia în considerare influenţa calităţii vopselei asupra transferului de căldură.

Deoarece prospectele celor mai multe tipuri de corpuri de încălzire comercializate pe piaţa noastră nu sunt însoţite de toţi aceşti coeficienţi de corecţie, se face recomandarea utilizării lor în toate cazurile.

b. Suprafeţe de încălzire livrate sub formă de corpuri întregi. Din această clasă putem considera că fac parte cel puţin următoarele categorii de corpuri de încălzire: corpuri de încălzire din oţel, simple sau duble, corpuri de încălzire pentru băi şi corpurile de încălzire pentru pereţii cortină.

Pentru acest caz particular, alegerea tipului de corp de încălzire este egală cu necesarul de energie termică ce s-a calculat, la care au fost adăugaţi coeficienţii de corecţie:

Qcorp = Qnecesar / Ct × Cn × Cm × Ch × Cr × Cd × Cv

Această soluţie de alegere reprezintă un compromis datorat faptului că la agrementare nu au fost efectuate toate testele cunoscute la noi pentru corpuri de încălzire.

X.5.5.3. Suprafeţe de încălzire convective

În această clasă se pot grupa două categorii de corpuri de încălzire: prima categorie prezintă particularitatea că transferul de căldură de la suprafaţa corpului de încălzire la aerul spaţiului încălzit se realizează prin convecţie liberă, iar cea de-a doua categorie, prin convecţie forţată.

a. Convectoare cu circulaţie naturală a aerului. Din această categorie se cunosc convectoarele cu mască normală şi cu mască redusă fabricate la noi, precum şi convectoare cu mască alimentate cu energie electrică, acestea din urmă fiind cunoscute ca electroconvectoare.


Pentru alegerea tipului corespunzător unei aplicaţii date, se iau în considerare următoarele recomandări:

– stabilirea unei tipodimensiuni care să se încadreze în spaţiul destinat montajului, în acest caz luându-se în considerare înălţimea corpului convectorului;

– alegerea unui convector a cărui putere termică să fie cel puţin egală cu necesarul de energie termică ce s-a calculat. De regulă, după această alegere se obţine un convector mai lung, care însă va trebui să se încadreze în spaţiul de montaj ales iniţial; în caz contrar, se va căuta un alt tip sau o altă firmă.

b. Convectoare cu circulaţie forţată a aerului. În această categorie pot fi grupate aparatele de încălzire care au înglobate ventilatoare, acestea intensificând transferul de căldură în regim de convecţie forţată.

Aparatele din această clasă sunt denumite ventiloconvectoare, existând două clase: prima, pentru montaj la parapetul ferestrelor, iar a doua, pentru montaj la plafon.

Pe de altă parte, există opţiunea pentru un ventiloconvector care să servească numai pentru încălzire, sau un altul, care să poată asigura şi răcirea aerului vara.

Rezultă că ventiloconvectoarele pot fi alimentate numai cu agent termic, dacă vor servi pentru încălzire, sau şi cu apă răcită, dacă vor fi utilizate şi vara. Pentru cazul utilizării acestora în ambele sezoane se pot alcătui reţele de alimentare tur-retur pentru ambele fluide sau o reţea comună. Utilizarea reţelelor comune se consideră o soluţie economică, dar prezintă dezavantaje tehnice în perioadele de tranziţie.

Necesarul de energie termică se stabileşte pe baza bilanţului termic şi de umiditate, atât pentru sezonul rece cât şi pentru cel cald, urmând etapele cunoscute de la instalaţiile de climatizare.

Pentru cazul utilizării numai în sezonul rece, elementele de calcul sunt următoarele: – efectuarea bilanţului termic:

∆Qi = Qp + QSI [kW] (X.5.46)

în care: Qp reprezintă pierderile de căldură calculate în conformitate cu prevederile STAS 1907; QSI – aporturile de la sursele interioare, calculate în conformitate cu prevederile specifice instalaţiilor de climatizare;

– alegerea ventiloconvectorului pentru sarcina termică de încălzire sau numai pentru căldura sensibilă, dacă se raportează numai la pierderile de căldură.

X.5.5.4. Suprafeţe de încălzire radiative

Suprafeţele de încălzire radiative, indiferent de sursa de energie utilizată, pot fi împărţite în trei clase: suprafeţe radiante de joasă temperatură, de medie temperatură şi de înaltă temperatură.

Energia termică poate proveni de la surse clasice, de la gaze rezultate după arderea unui combustibil sau din arderea directă a gazului metan.

a. Suprafeţe radiante de joasă temperatură. Sunt de regulă suprafeţe radiante amplasate în structura pardoselii şi utilizează agent termic apă caldă cu temperaturi de intrare de 25...30ºC. De cele mai multe ori pot asigura cerinţele de energie termică ale spaţiilor încălzite, contrar unor sisteme complementare de încălzire sau se majorează rezistenţa termică a elementelor de închidere până ce puterea termică a suprafeţei radiante este egală cu necesarul de căldură al spaţiului încălzit.


b. Suprafeţe radiante de medie temperatură. Se găsesc pe piaţă atât ca suprafeţe radiante sub formă de panouri care sunt alimentate cu agent termic apă caldă, cât şi ca tuburi radiante prin care circulă gazele de ardere a unui combustibil gazos sau lichid uşor. Aceste sisteme sunt utilizate cu predilecţie în clădirile comerciale, dar mai ales în clădirile industriale, dacă ne referim la tuburile radiante.

c. Suprafeţe radiante de înaltă temperatură. Sunt cunoscute sub denumirea de radianţi cu gaze, deoarece energia termică se obţine prin arderea gazului natural pe un suport ceramic. Temperatura suprafeţei radiante este de circa 1000ºC şi sunt utilizate în foarte multe aplicaţii industriale sau neindustriale.

În ultima vreme au găsit o foarte mare utilizare pentru încălzirea bisericilor, cluburilor, a gărilor, a unor spaţii externe etc.

X.5.6. Surse pentru producerea energiei termice

Producerea energiei termice se realizează într-o instalaţie complexă, numită centrală termică. Agenţii termici produşi pot fi: apă caldă de joasă temperatură (tapă < 95°C) sau înaltă temperatură (t ≤ 150°C), ori abur saturat uscat de joasă presiune (p ≤ 0,7 bar) sau medie presiune (p ≤ 8bar).

În principiu, o centrală termică are în componenţa sa următoarele echipamente: • sursa de agent termic, care este denumită cazan, astăzi el fiind dotat cu componentele

de ardere a combustibilului, sistemul de control automat al producerii agentului termic; • instalaţia de alimentare cu apă tratată chimic; • sistemul de asigurare a instalaţiei de producere a energiei termice, care trebuie să

satisfacă următoarele patru exigenţe: – să asigure eliminarea aerului din instalaţia interioară, atât la punerea în funcţiune

cât şi în timpul exploatării; – să asigure presiunea hidrostatică necesară menţinerii planului de apă deasupra

celui mai înalt consumator; – să preia excedentul de apă rezultat în urma dilatării; – să asigure instalaţia şi cazanul împotriva efectelor suprapresiunilor accidentale;

• instalaţia de alimentare cu combustibil; • componente de instalaţii pentru prepararea apei calde de consum; • pompe pentru vehicularea agentului termic; • armături de închidere, separare şi direcţionare a sensului de mişcare a fluidelor.

X.5.6.1. Centrale pentru producerea apei calde de joasă temperatură

Aceste centrale sunt necesare pentru încălzirea anexelor sociale, a pavilioanelor administrative şi uneori asigură energia termică necesară unor procese tehnologice. Agentul termic produs este folosit pentru încălzirea cu corpuri statice şi prepararea apei calde menajere.

Puterile termice sunt cuprinse între 100 şi 2000 W.


Fig. X.5.17. Schema unei centrale termice de apă caldă de joasă temperatură.

a. Funcţionare. Se consideră instalaţia umplută cu apă, cu probele la rece, cald şi eficacitate efectuate. Punerea în funcţiune presupune aprinderea combustibilului în focar, după ce a fost efectuată aerarea circuitului gazelor de ardere.

După punerea în funcţiune a arzătorului, porneşte pompa Pr, care asigură vehicularea apei în circuitul intern al cazanului până ce se ajunge la temperatura de regim, după care aceasta se opreşte şi porneşte pompa Pc, ce asigură circulaţia între cazan şi butelia de egalizare a presiunii BEP.

Până în acest moment, sistemul de asigurare a preluat următoarele funcţiuni: – a permis evacuarea în atmosferă a aerului conţinut în instalaţie, atât în timpul

operaţiei de umplere cât şi pe parcursul încălzirii apei până la temperatura de regim; – presiunea hidrostatică necesară menţinerii planului de apă deasupra celui mai înalt

consumator se asigură de către vasul de expansiune cu membrană VEM1, prin presiunea sa iniţială;

– excedentul de apă rezultat în urma dilatării apei este preluat de volumul util al vasului de expansiune cu membrană VEM1;

– protecţia contra suprapresiunilor accidentale este asigurată de supapele de siguranţă Ss montate pe cazan.

După ce circuitul termic primar are parametrii agentului termic la valorile de regim, pornesc pompele de circulaţie Pc1 şi Pc2 de pe circuitul secundar de agent termic, asigurând instalaţiile de încălzire cu corpuri statice Cî şi, respectiv, de preparare a apei calde menajere în schimbătorul cu plăci Sp.

Circuitul instalaţiei de încălzire cu corpuri statice, prin robinetul cu trei căi R3c, va beneficia de un reglaj calitativ comandat de temperatura aerului interior ti şi cea a aerului exterior te, realizând astfel echilibrul termic între solicitarea termică externă şi căldura cedată de corpurile de încălzire. Pentru cazul că presiunea agentului termic ar creşte foarte mult, datorită închiderii bruşte a circuitelor unor corpuri de încălzire, robinetul diferenţial Rd deschide circuitul secundar, protejând astfel pompele Pc1.

Prepararea apei calde menajere se face cuplând un schimbător cu plăci Sp cu un rezervor de acumulare Rac. Circuitul primar se referă la alimentarea cu agent termic a schimbătorului de căldură cu plăci. Circulaţia agentului termic pe acest circuit se face


cu pompa Pc2, care primeşte comanda de pornire-oprire de la un traductor de temperatură montat pe rezervorul de acumulare.

Circuitul secundar poate funcţiona în trei regimuri hidraulice: – regimul de furnizare a apei calde cu debit constant, situat la sarcina termică medie,

asigurat de schimbătorul cu plăci şi pompa Pcm; – regimul de acumulare a apei calde menajere, care se realizează pe circuitul Sp-

Rac-Sp, cu pompa Pcm în funcţiune; – regimul de recirculare, cu pompa Pcmr în funcţiune; acest regim este necesar

pentru orele cu consum zero, când circulaţia are rolul de a evita răcirea apei menajere pe conducte.

Alimentarea cu apă rece se face de la reţeaua de apă rece, pe circuitul de branşare trebuind să existe un filtru de impurităţi Fi, un contor de apă rece Car şi o clapetă de sens Cs.

b. Elemente de calcul: • Sarcina termică a centralei termice QCT depinde de categoriile de consumatori,

structura probabilă fiind dată de expresia:

QCT = Qînc + Qacm + Qv + Qth [W] (X.5.47)

în care: Qînc este necesarul de căldură pentru încălzirea cu corpuri statice sau dinamice; Qacm – necesarul de căldură pentru prepararea apei calde menajere; Qv – necesarul de căldură pentru ventilare şi climatizare; Qth – necesarul de căldură pentru scopuri tehnologice.

• Alegerea numărului de cazane cu care trebuie să fie echipată centrala termică se face în funcţie de sarcina termică a centralei, de structura consumurilor de căldură, de domeniul posibil de reglare al cazanului etc.

Debitul total de căldură instalat al cazanelor trebuie să corespundă sarcinii termice a centralei.

Numărul cazanelor din centrala termică se calculează cu relaţia:

n = QCT / Qcz [buc] (X.5.48)

în care: QCT este sarcina termică a centralei; Qcz – sarcina termică a unui cazan. La stabilirea numărului de cazane se va lua în considerare raportul între consumurile

de vară şi de iarnă, precum şi limitele în care este posibilă modificarea sarcinii termice a cazanului.

De asemenea, se vor studia implicaţiile provocate de avarierea unuia dintre cazane. Pentru aceasta se va întocmi un tabel de forma următoare:

Tabelul X.5.17

Model pentru alegerea cazanelor

Tip cazan QCTi nczi n*czi n*czi–1 Ai [%] QCTv nczv n*czv n*czv–1 Av [%]

QCTi (QCTv) – pentru perioada de iarnă(vară); nczi (nczv) – numărul de cazane rezultat din calcul pentru perioada de iarnă (vară); n*czi (n*czv) – numărul rotunjit de cazane pentru perioada de iarnă (vară); Ai (Av) – procentul de acoperire a sarcinii centralei termice în cazul avarierii unui cazan.


Se mai poate calcula de asemenea temperatura exterioară până la care se poate asigura încălzirea, funcţionând cu un număr redus de cazane. De exemplu, pentru funcţionare cu (n – 1) cazane, considerând că pe lângă încălzire mai trebuie asigurat şi consumul tehnologic, cal de preparare a apei calde menajere şi pentru ventilare:

( ) ( ) ( )' 1 cz th ac v i e

e ii

n Q Q Q Q t tt t

Q

⎡ ⎤− − + + −⎣ ⎦= − [°C] (X.5.49)

În cazul în care temperatura 'et rezultată este prea ridicată şi se poate renunţa la

consumul de apă caldă, temperatura exterioară până la care se poate asigura încălzirea este:

( ) ( ) ( )'' 1 cz th v i e

e iî

n Q Q Q t tt t

Q

⎡ ⎤− − + −⎣ ⎦= − [°C] (X.5.50)

în care: Qcz este sarcina termică a unui cazan; Qî – sarcina termică pentru încălzire, în condiţii nominale de calcul.

În general, se recomandă instalarea a 2 - 4 cazane de aceleaşi tip şi mărime, pentru fiecare agent termic. Dacă soluţia se dovedeşte economică, se pot monta şi mai mult de patru cazane.

La sarcini termice până la circa 1 MW se vor monta două cazane, fiecare pentru jumătate din sarcina nominală.

• Volumul vasului de expansiune cu membrană – principalul rol al vaselor de expansiune este acela de a prelua excesul de apă rezultat din dilatare.

Volumul de apă rezultat din dilatare se calculează cu relaţia:

10

1minst

vV V

v⎛ ⎞

∆ = −⎜ ⎟⎝ ⎠

[m3] (X.5.51)

în care: Vinst este volumul apei din instalaţie stabilit prin însumarea conţinutului de apă din elementele componente (cazane, ţevi, corpuri de încălzire etc.); vm – volumul specific al apei la temperatura medie de funcţionare a instalaţiei; v10 – volumul specific al apei la 10°C.

Volumul de apă din instalaţie se poate calcula aproximativ cu relaţia:

Vinst ≈ ( )30 101160 1160

îv acm

QQ Q+ + [m3] (X.5.52)

în care: Qî este sarcina termică pentru încălzire, în W; Qv – sarcina termică pentru ventilare, în W; Qacm – sarcina termică pentru apă caldă menajeră, în W.

Volumul total al vasului de expansiune închis se calculează cu relaţia:

VVEÎ = 1,1∆V 1

1max

min

pp

− [m3] (X.5.53)

în care: pmax este presiunea maximă la care poate funcţiona instalaţia, circa 6 bar; pmin – presiunea minimă care trebuie să asigure planul de apă deasupra celor mai sus plasaţi consumatori.

• Supape de siguranţă – fiecare cazan va fi prevăzut cu cel puţin două supape de siguranţă, alegându-se supape cu aria de scurgere de minimum 400 mm2.

În funcţie de sursele de creştere a presiunii, supapele de siguranţă vor avea capacitatea de a evacua debitele de fluid.


Debitul de abur care poate fi produs de cazan, în kg/h, este calculat cu relaţia: G = 1,72 QS

în care QS reprezintă puterea termică a cazanului la solicitarea maximă, în kW. Numărul supapelor de siguranţă necesar protejării instalaţiilor de încălzire se

calculează pentru evacuarea aburului cu relaţia:

( )10,5 1

GnA P

=α +

(X.5.54)

în care: G este debitul de fluid, în kg/h; P1 – presiunea maximă admisă înaintea supapei de siguranţă, în bar; α – coeficient de scurgere prin supapă; A – aria secţiunii de scurgere a supapei, în mm2.

• Pompele de circulaţie se aleg în funcţie de suma pierderilor de sarcină de pe circuit Σ(Rl + Z)c şi de debitul masic al circuitului Gp:

( )c

pRl Z

Hg

Σ +=

ρ [mCA]

3,6c

pp

QG

c t×

=ρ ∆

[m3/h]

unde: ρ este densitatea apei la temperatura de 80°C; g – acceleraţia gravitaţională locală; cp = 4,18 kJ/kg grd, căldura specifică a apei; ∆t = td – tr = 20°C.

• Butelia de egalizare a presiunii se dimensionează cu ajutorul ecuaţiei de continuitate, considerând viteza medie a fluidului de v = 0,1m/s:

4BEP

Gdv

=π

[m] (X.5.56)

unde G este debitul de fluid ce intră, în m3/s. Înălţimea acesteia se determină din condiţia ca distanţa între axele a două conducte

adiacente să fie 3d, unde d este diametrul conductei de intrare.

X.5.6.2. Centrale termice de abur

a. Alcătuirea centralei de abur. Aburul utilizat în aplicaţiile industriale poate fi de joasă presiune (p ≤ 0,7 bar) sau de presiune medie (p ≤ 8 bar). Cele două regimuri de presiune sunt asigurate de clase diferite de cazane, acestea deosebindu-se constructiv foarte mult. În principiu, schema după care se alcătuieşte o centrală termică de abur este asemănătoare cu cea prezentată mai jos, indiferent de presiune.

Aburul saturat uscat, cu presiune joasă sau medie, este produs de cazanele Cz. Dacă există mai mulţi consumatori, aburul colectat de la cazane este trimis către un distribuitor D, care, prin unul sau mai multe circuite, face distribuţia către consumatori(C1, C2).

La consumatori, aburul se transformă în abur condensat, cedând căldura de vaporizare, iar în aparatele de condens Ac se asigură condensarea finală la ieşirea din C1 şi C2.

Condensatul se colectează într-un rezervor de condensat Rcd şi în care o staţie de tratare a apei compensează pierderile de condens de la consumatori.

Asigurarea cazanelor se face cu supape de siguranţă, rolul acestora fiind de a proteja cazanele şi instalaţiile interioare contra suprapresiunilor accidentale.

(X.5.55)


Fig. X.5.18,a. Schema generală a unei centrale termice de abur.

Fig. X.5.18, b. Schema unei centrale termice de abur de medie presiune: 1 – cazan de abur; 2 – pompe; 3 – rezervor combustibil; 4 – rezervor condens;

5 – rezervor fosfat; 6 – schimbător cationic; 7 – rezervor saramură; 8 – pompă alimentare cu condens.


Alimentarea cu condensat a cazanelor se face cu pompe independente şi instalaţie automată de control a nivelului de apă.

Staţia de dedurizare este obligatorie, deoarece din cauza temperaturii ridicate a aburului pericolul de depunere a sărurilor de Ca şi Mg este mai mare. Eliminarea acestora se face şi prin sisteme de purjare, putând intervini şi sisteme de degazare a condensatului.

Uneori, regimul de presiuni al consumatorilor este diferit, caz în care organizarea centralei termice impune crearea de zone de presiune, ca în schema din figura X.5.19.

Fig. X.5.19. Schema de distribuţie a aburului la presiuni diferite: KB – cazan de abur la presiune medie tip ABA; DB – treaptă de distribuţie a aburului

la presiune medie; RP – reductor de presiune; VS – ventil de siguranţă; OC – oală de condens; R.C. – rezervor de colectare a condensatului; P.C. – pompă de alimentare

cu condensat a cazanului.

În foarte multe cazuri consumatorii de abur sunt situaţi la distanţe mari faţă de centrala termică. În aceste cazuri se recomandă ca la fiecare clădire să se prevadă o staţie de colectare-pompare a condensului, obţinându-se astfel o reţea de conducte de apă caldă (condensat) în care circulaţia este forţată (prin pompare). Această soluţie creează avantaje importante, eliminând dezavantajele unei circulaţii naturale a condensatului.

Fig. X.5.20. Colectarea locală a condensatului.

b. Elemente de calcul: • Cazanele se aleg în funcţie de sarcina termică a centralei şi de regimul de presiune

al consumatorilor. • Diametrul distribuitorului de abur se dimensionează pentru sarcina termică de

calcul (debitul de abur nominal) şi pentru o viteză economică vec = 6-10 m/s:

dDb = f (Q/2 , vec) [mm]


• Lungimea distribuitorului rezultă din condiţia de spaţiu pentru manevrarea robinetelor.

lDb ≥ 1

100( 1)n

Rjj

d n=

+ −Σ [mm] (X.5.57)

Rezervoarele de colectare a condensului se dimensionează diferit: 1. Cazul rezervoarelor colectoare amplasate la consumator:

Fig. X.5.21. Schema staţiei de condens locală.

Condensatul ajunge la RC prin cădere liberă, de aici urmând a fi trimis cu ajutorul pompelor PC spre centrala termică CT.

Se pune deci problema dimensionării rezervorului de condensat şi a stabilirii ca-racteristicilor pompelor de condensat. Pe de altă parte, se impune cunoaşterea posibilităţilor de funcţionare automată a instalaţiei.

Rezervorul de condensat urmează a fi dimensionat pentru a prelua condensul ce se formează la consumator, prin cedarea căldurii latente la condensare (r, în kJ/kg):

Q = G × r [W] (X.5.58)

de unde:

Gab = Gcd = Qab/rab [kg/s]

Volumul util al rezervorului va fi dat de relaţia:

0u abRC

ab

GV = τ

ρ [m3] (X.5.59)

în care: abρ este masa specifică (densitatea) a aburului, în kg/m3; 0τ – timpul de oprire al pompelor de condensat, în s.

Pentru a stabili volumul total se ia în consideraţie garda hidraulică necesară sorbului şi spaţiului de aer necesar preaplinului:

1,1-1,2 uRC RCV V= [m3]

Pentru pompa de condensat se impune stabilirea celor două caracteristici Hp şi Gp, pornirea şi oprirea putându-se face automat, în funcţie de nivelul hidraulic din rezervor. Pentru Nmax se comandă pornirea pompei, iar pentru Nmin, oprirea acesteia.


Debitul pompei se va putea stabili din condiţia ca volumul util al rezervorului de condensat să fie transferat către CT în timpul de funcţionare 60fτ = ; rezultă:

2 abp

ab

GG =

ρ [m3/s]

iar Hp = Σ(Rl + Z)reţea 2. Cazul rezervoarelor de condensat montate în centrala termică:

Fig. X.5.22. Schema staţiei de condens în centrala termică.

• Volumul util al rezervorului de condensat se va stabili ca fiind egal cu suma volumelor domelor cazanelor:

u uRC DV V= Σ (X.5.61)

Referitor la volumul util al unei dome, se pot face următoarele precizări: – volumul de apă din domă nu poate să scadă sub cote controlate, fiind admise

variaţii în limitele ∆h; – spaţiul de abur permite acumularea unui debit de abur egal cu volumul de apă ce

este permis să se evaporare. Deci, se poate scrie:

( )0

abu czD cz cz

ab

GV N L D H NΣ = τ ≤ × × ∆

ρ [m3] (X.5.62)

1,1-1, 2 uRC RCV V= [m3]

Pentru funcţionarea pompelor există recomandarea ca 8-15fτ = min şi n = 3-12 cicluri/ /oră, cu care se poate scrie:

( )0 06060f fnn

τ + τ = ⇒ τ = − τ (X.5.63)

• Debitul pompei de condensat rezultă din condiţia ca volumul util al rezervorului de condensat să fie transferat în cazan în timpul τf de funcţionare al pompei.

Pentru egalitatea 0 fτ = τ , debitul pompei se calculează cu relaţia:

2czab

p czab

GG N=

ρ [m3/s] (X.5.64)

(X.5.60)


• Presiunea pompei de condensat va trebui să asigure acoperirea pierderilor de sarcină:

( )1p g k sigH h H Rl Z H

g⎡ ⎤= ∆ + + Σ + +⎣ ⎦ρ

[mCA] (X.5.65)

unde: g gr gah h h∆ = − ; Pk = Hkρg

• Pe de altă parte, este cunoscut fenomenul de cavitaţie, potrivit căruia la presiuni mici, pe rotorul pompei pot apărea zone de evaporare a condensatului (ρcd < ρapă) şi de aici condiţia:

( ) ( )0 -ax v cRC PCP gh Rl Z P t+ ρ − Σ + ≥

pentru ( ) 0v cP t P≈ rezultă:

( )( )

-RC PC

ax axRC PCcd

Rl Zgh Rl Z h

g−

Σ +ρ ≥ + ⇒ ≥

ρ (X.5.66)

• Supape de siguranţă – există în fabricaţie mai multe tipuri. Pentru acest caz particular vom admite: supapele cu contragreutate şi cele cu ventil sau arc.

În ambele cazuri, alegerea acestora presupune cunoaşterea ariei secţiunii de trecere a vaporilor:

( )10,5 1GAP

=α +

[mm2] (X.5.67)

unde: G = 1,72 QS /n, QS – sarcina termică a cazanului, în kW; n – numărul de supape montate (minimum două); P1 – presiunea maximă admisă înaintea supapei, egală cu presiunea de regim a cazanului, majorată cu 10%.

După înlocuiri, relaţia de mai sus se rescrie sub forma următoare:

( )

2

1

1,72 3,44 3,44400 mm

1 1,112

s s smin

abs caz

Q Q QA A

n P n Pn P= = = ≥ =

α αα + (X.5.68)

X.5.7. Instalaţii interioare de distribuţie a agenţilor termici

X.5.7.1. Instalaţii interioare pentru apă caldă

a. Clasificarea sistemelor de încălzire. Se utilizează drept agent termic apa caldă cu temperatura maximă de 95oC. Agentul termic îşi măreşte potenţialul termic în cazan, preluând o parte din energia termică cedată de combustibilul ars, iar printr-o reţea închisă de conducte transferă o parte din energia termică acumulată spaţiului ce urmează a fi încălzit, utilizând suprafeţe de încălzire.

Sistemele de încălzire cu apă caldă se clasifică în funcţie de particularităţile de alcătuire sau funcţionare, după:

● temperatura agentului termic la ieşirea din cazan: – instalaţii cu apă caldă, de medie temperatură, cu temperatura de regim până la 95°C; – instalaţii de apă caldă de joasă temperatură, cu temperatura de regim până la 65°C;


● modul de circulaţie a apei calde în reţeaua de distribuţie a agentului termic: – instalaţii cu circulaţie naturală, cunoscute şi sub denumirea de „termosifon” sau

gravitaţionale; – instalaţii cu circulaţie forţată; ● numărul conductelor de distribuţie a agentului termic: – instalaţie cu două conducte (instalaţii bitub); – instalaţii cu o singură conductă (instalaţii monotub); ● schema de asigurare sau a legăturii cu atmosfera: – instalaţii deschise, asigurate cu sisteme de asigurare cu vase de expansiune deschise; – instalaţii închise, asigurate cu sisteme de asigurare cu vase de expansiune închise; ● modul de amplasare a conductelor de distribuţie: – cu distribuţie inferioară; – cu distribuţie superioară; ● soluţia de alcătuire a reţelei de distribuţie: – reţele arborescente; – reţele radiale; – reţele inelare; ● gradul de răspuns la condiţiile de stabilitate termică şi hidraulică; – instalaţii cu reglare termohidraulică locală; – instalaţii cu reglare termohidraulică centrală; – instalaţii cu gestionare globală a energiei; ● componenta transferului de căldură în spaţiul încălzit: – cu suprafeţe convective statice sau dinamice; – cu suprafeţe convectoradiative; – cu suprafeţe radiative. Caracteristicile principale ale sistemelor de încălzire cu apă caldă sunt următoarele: – asigură condiţiile de confort datorită temperaturii scăzute a suprafeţelor corpurilor

de încălzire; – permit reglarea centrală sau locală a debitelor de agent termic cedate spaţiilor încălzite; – asigură siguranţă în exploatare şi întreţinere; – au durată medie de viaţă, datorată învelişului de coroziune redus; – au inerţie termică mare, faţă de alte sisteme de încălzire; – există pericol de îngheţ, în cazul absenţei unui sistem de protecţie cu conductoare

de însoţire sau a inhibitorilor contra îngheţului; – au costuri de investiţie mai mari în raport cu alte sisteme.

b. Criterii privind alegerea sistemului de încălzire. Alegerea sistemului de încălzire aferent unei clădiri sau unui grup de clădiri se face în corelaţie cu confortul termic ce trebuie asigurat şi cu gradul de dotare tehnică pentru care există disponibilitatea financiară a beneficiarului.

Opţiunea se face în funcţie de disponibilităţile financiare ale beneficiarului şi se adoptă o soluţie eficientă sub aspectul confortului termic, în concordanţă cu normele de gestionare eficientă a energiei şi în limitele impuse de protecţia mediului înconjurător.

Stabilirea unor criterii de alegere se face luând în considerare destinaţia clădirilor: – de locuit, care sunt individuale sau colective; – clădiri social-culturale, care sunt individuale, în sensul apartenenţei proprietăţii şi

exploatării, sau colective, în ipoteza închirierii spaţiilor diferitelor societăţi; – industriale, care au spaţii destinate personalului auxiliar şi TESA precum şi spaţii

de producţie.


În cadrul sistemelor de distribuţie se apreciază ca importante: distribuţia în plan orizontal sau vertical şi numărul de conducte, precum şi materialul din care sunt confecţionate reţelele de distribuţie: conducte din oţel, cupru sau materiale termoplastice.

Dotările tehnice reprezintă o categorie importantă a schemei adoptate, deoarece acestea trebuie să răspundă unui minim tehnic determinat de funcţionalitatea instalaţiei şi de disponibilităţile financiare ale investitorului. Se au în vedere niveluri minime de dotare cum ar fi: contorizarea energiei termice consumate; reglările hidraulice necesare asigurării stabilităţii hidraulice a sistemului; reglările termice (locale L sau centrale C) concepute să asigure un minim de gestionare economică a energiei termice; gestionarea automată a energiei termice în concordanţă cu cerinţele moderne de exploatare ecologică a instalaţiilor de încălzire.

O imagine globală a posibilităţilor de alegere a unui sistem de încălzire centrală cu apă caldă este prezentată în tabelul X.5.18, faţă de care se pot face următoarele recomandări:

– sistemele de distribuţie se concep în acord cu particularitatea arhitecturală a fiecărei clădiri, cu durata de exploatare a conductelor şi echipamentelor alese;

– dotările tehnice se aleg astfel încât să realizeze în primul rând nivelul de funcţionare economică şi să permită progresiv ataşarea unor componente care să asigure o gestionare eficientă a instalaţiei.

c. Instalaţii de încălzire cu circulaţie naturală. Constituie începutul încălzirii centrale, pentru zilele noastre şi în mod particular pentru ţara noastră, pot fi considerate încă utilizabile în zonele izolate, lipsite de energie electrică pentru alimentarea unor componente de modernizare. Argumentul care a impus părăsirea în timp a acestora l-a constituit presiunea disponibilă mică pentru vehicularea agentului termic, care conduce la diametre relativ mari pentru reţeaua de distribuţie şi, de aici, la costuri mai ridicate ale lor în raport cu cele moderne.

Aceste instalaţii, cunoscute curent sub denumirea „prin gravitaţie” sau „prin termosifon”, se utilizează la clădiri de locuit, individuale sau colective, puţin dezvoltate pe orizontală şi în mai mare măsură pe verticală.

Sunt caracterizate prin: – amplasarea sursei de agent termic în aceeaşi clădire cu consumatorii de energie

termică; – circulaţia agentului termic datorită presiunii termice; – reţeaua de distribuţie a agentului termic, cu diametre relativ mari, necesitând

configuraţii cu rezistenţe locale minime. În funcţie de particularităţile constructive şi arhitecturale ale clădirii, se pot realiza

instalaţii monotub sau bitub, cu distribuţie inferioară, superioară sau mixtă.

d. Instalaţii de încălzire cu circulaţie forţată. Particularitatea principală a acestor sisteme, faţă de cele cu circulaţie naturală, constă în faptul că circulaţia agentului termic se realizează cu una sau mai multe pompe, montate pe conducta de ducere sau întoarcere, la care se adaugă şi aportul presiunii termice. Aceste instalaţii pot fi adoptate pentru toate categoriile de clădiri, indiferent de desfăşurarea lor în plan sau pe verticală. Chiar dacă devin dependente de energia electrică necesară acţionării pompelor, economiile realizate datorită micşorării diametrelor conductelor le fac competitive şi au cea mai largă aplicabilitate.

• Instalaţii de încălzire cu distribuţie individuală. Sistemul este destinat cu precădere clădirilor de locuit şi celor publice (terţiare), care au activităţi individualizate. Elementul comun al acestor două categorii de clădiri constă în necesitatea funcţionării independente pentru fiecare destinaţie, de unde decurg şi particularităţile în dotarea tehnică.

Tabelul X.5.18

Modalităţi de alcătuire a instalaţiilor de încălzire cu apă caldă

Destinaţia clădirii

Sistem de distribuţie Dotări tehnice

În plan orizontal

În plan vertical

Număr conducte

Circulaţie Contorizare Reglare Gestiune

N F L C Hidraulică Termică

L C L C L C

Locuinţe

IndividualeRadială Inferioară Monotub Inelară Bitub X X X X X X

Perimetrală Superioară

Colective Inelară Inferioară Monotub X X X X X X X

Arborescentă Bitub

Social-culturale

IndividualeInelară Inferioară Monotub X X X X X

Arborescentă Bitub

Colective Inelară Inferioară Monotub X X X X X X X X

Arborescentă Bitub

Industriale

Anexe sociale

Inelară Inferioară Monotub X X X X X X Arborescentă Superioară Bitub

Spaţii productive

Inelară Inferioară Bitub X X X X X Arborescentă Superioară

Observaţii: N – naturală; F – forţată; L – locală; C – centrală.


În alcătuirea acestor instalaţii se disting două componente importante: – primară, care include sursa de agent termic cu reţeaua orizontală şi verticală de

distribuţie a acestuia, până la accesul în apartament sau în unitatea individualizată; – secundară, în care sunt incluse circuitele de distribuţie a agentului termic în cadrul

apartamentului sau al unităţii individualizate, inclusiv corpurile de încălzire. Legătura dintre cele două componente este făcută de un modul termohidraulic (MTH),

care permite reglarea, contorizarea şi distribuţia agentului termic. Modulul termohidraulic reprezintă legătura dintre circuitul primar şi cel secundar, numit uneori şi buclă de apartament sau buclă secundară.

Sistemele de încălzire individuală centralizată pot fi realizate în mai multe variante, acestea depinzând de echiparea MTH sau de modul de alcătuire a buclei secundare.

Referitor la modul de echipare a MTH, sistemele de încălzire individuală centralizată pot fi alcătuite în două variante:

– cu echipamente pentru prepararea comună a apei calde de consum, cunoscut şi sub denumirea de modul „Satelit”;

– fără echipamente pentru prepararea comună a apei calde de consum. După modul de alcătuire a MTH, se pot distinge variantele cu racordare: – directă (MTH1); – cu distribuitor - colector (MTH2); – cu butelie de egalizare a presiunii (MTH3); – cu butelie de egalizare a presiunii şi distribuitor - colector (MTH4). Referitor la distribuţia agentului termic la nivelul apartamentului sau al unităţii

individualizate, soluţiile adoptate sunt: – reţea bitub cu distribuţie radială, perimetrală sau inelară; – reţea monotub cu distribuţie perimetrală sau inelară. Alcătuirea sistemelor de încălzire prezintă avantajele următoare: – independenţa funcţională a buclelor de apartament sau a unităţii individualizate; – izolarea unei bucle cu butelie de egalizare a presiunii (BEP) în raport cu sistemul

global, fără a perturba stabilitatea hidraulică a buclelor rămase în funcţiune; – reglarea termohidraulică individuală a buclelor, răspunzând cerinţelor de ordin

material sau de confort; – contorizarea energiei termice la nivelul buclelor; – gestionarea consumurilor de energie termică în acord cu cerinţele de control şi

exploatare moderne. Sistemul bitub asigură o stabilitate hidraulică mai bună, în timp ce sistemul monotub

poate fi considerat mai economic, în condiţii de eficienţă egale. Specific acestor variante este faptul că poziţionarea conductelor de distribuţie se face

la nivelul plintei sau sub pardoseală, utilizând reţele de tip radial, perimetral sau mixt, precum şi posibilitatea realizării unor coloane de scară pentru ducere şi întoarcere, de la care se poate realiza racordarea succesivă a apartamentelor sau spaţiilor în proprietate unică.

Compatibilitatea dintre aceste sisteme de distribuţie şi variantele de alcătuire a buclelor de alimentare este prezentată în figura X.5.23. Se remarcă faptul că soluţiile de alimentare dotate cu distribuţie şi colectare centralizată prezintă cea mai mare elasticitate în funcţionare, cu posibilităţi de a realiza mai multe variante de alcătuire.

Adoptarea unei variante de distribuţie se face în funcţie de : – amplasarea în plan a corpurilor de încălzire; – libertatea de montare a conductelor de distribuţie, fără a afecta elementele de rezistenţă; – accesibilitatea la traseele importante în caz de necesitate; – trasee economice în acord cu cerinţele funcţionale şi arhitecturale locale.


O componentă importantă, comună celor două grupe de distribuţie, o constituie contorizarea individuală, care se poate realiza în interiorul sau exteriorul spaţiului deservit de instalaţia interioară.

Fig. X.5.23. Scheme de instalaţii de încălzire cu distribuţie individuală în sistem bitubular: a – cu robinete individuale cu dublă reglare; b – cu robinete termostatice individuale, c – cu distribuţie şi colectare centralizate şi robinete individuale cu dublă reglare; d – cu butelie pentru egalizarea presiunilor şi robinete termostatice individuale: e – cu butelie pentru egalizarea presiunilor, distribuţie şi colectare centralizate cu robinete termostatice individuale şi comandă şi reglare diferenţiate; f – cu distribuţie şi colectare centralizate: robinet cu 4 căi pentru unică racordare şi reglare termostatică de capăt; g – cu

distribuţie şi colectare centralizate, armături pentru racordare unică şi reglare termostatică superioară; h – cu butelie pentru egalizarea presiunilor; distribuţie şi colectare centralizate cu armături pentru racordare

unică şi reglare termostatică superioară; i – cu butelie pentru egalizarea presiunilor, distribuţie şi colectare centralizate, robinete cu 4 căi pentru unică racordare şi reglare termostatică de capăt:

Cî – corp de încălzire; Cz – cazan; Rdr – robinet cu dublu reglaj; Ri – robinet închidere; Rr – robinet reglare; VEI – vas de compensare închis; RTS – robinet termostatic; BEP – butelie pentru egalizarea presiunilor; D – distribuitor; C – colector; Ct – contor; Pc – pompă de circulaţie; ARU – armătură pentru racordare unică: RUTS – robinet cu 4 căi pentru racordarea unică şi reglare termostatică de capăt; OR – ansamblu de comandă şi reglare diferenţiată; Rsc – robinet cu 3 căi; MTH1 – modul

termohidraulic cu racordare directă; MTH2 – modul termohidraulic cu D-C; MTH3 – modul termohidraulic cu BEP; MTH4 – modul termohidraulic cu BEP şi D-C; Te – termostat exterior.


• Instalaţii de încălzire cu distribuţie centralizată. Aceste instalaţii prezintă următoarele particularităţi:

– sursa de agent termic este unică pentru întreaga clădire; – contorizarea consumului de energie termică se face pentru întreaga clădire ; – racordarea corpurilor de încălzire se face la coloane comune; – distribuţia agentului termic la coloane se realizează printr-o reţea cu două conducte

amplasate la partea inferioară sau superioară a clădirii. Instalaţiile se grupează în trei categorii: – instalaţii bitub cu echilibrare hidraulică prin robinete cu dublă reglare şi asigurare

cu vas de expansiune deschis; – instalaţii bitub cu echilibrare termohidraulică locală şi asigurare cu vas de expansiune

închis; – instalaţii monotub cu echilibrare termohidraulică locală şi asigurare cu vas de

expansiune închis. Sursa de agent termic poate fi amplasată la subsol, parter sau la un nivel tehnic situat

la partea superioară a clădirii. Creşterea gradului de confort al spaţiilor încălzite şi gestionarea economică a

energiei termice se pot obţine modificând nivelul de dotare tehnică al instalaţiilor de încălzire.

Pentru a răspunde acestor exigenţe pot fi utilizate două variante de alimentare cu agent termic a coloanelor:

– cu reţea de distribuţie inferioară (fig. X.5.24,a) şi sursa de agent termic amplasată în subsol sau parter;

– cu reţea de distribuţie superioară (fig. X.5.24,b) şi sursa de agent amplasată în zona inferioară a instalaţiei.

Opţiunea pentru una din variantele de distribuţie se face analizând condiţiile locale, arhitecturale şi de rezistenţă oferite de clădire.

Ca variante de racordare a corpurilor de încălzire la coloane, acestea se pot face cu: – robinete termostatice montate pe racordul de ducere al corpului de încălzire; – armătură de racordare unică şi robinet termostatic la intrarea agentului termic în

corpul de încălzire; – armătură de racordare unică şi robinet termostatic înglobat, cu accesul agentului

termic la partea inferioară; – distribuţie orizontală a agentului termic în spaţiul încălzit şi racordare prin module

termohidraulice. În alcătuirea unei instalaţii de încălzire dintr-o clădire se recomandă utilizarea uneia

dintre variantele de racordare şi numai în cazuri justificate, pe baza analizei de compatibilitate termohidraulică, se pot realiza şi scheme mixte.

Sursa de agent termic propusă este facultativă, aceasta depinzând de sursa de energie termică.

Schemele prezentate au elemente comune care se referă la funcţiunile sistemului sau al unor componente:

– asigură stabilitate termohidraulică locală , realizată prin robinete termostatice; – realizează aerisirea locală sau centrală cu dispozitive automate de aerisire; – permit reducerea coloanelor de alimentare în cazul utilizării modulelor termohidraulice

de racordare;


– permit echilibrarea hidraulică a coloanelor, prin armăturile de reglare, prevăzute la baza acestora;

– corpurile de încălzire pot fi racordate uni sau bilateral în raport cu coloana, cu racordare pe aceeaşi parte a corpului de încălzire;

– în funcţie de sursa de agent termic, permit gestionarea economică a energiei termice, asigurând o reglare calitativă în funcţie de temperatura exterioară şi locală, în funcţie de solicitarea termică momentană etc.;

– în funcţie de nivelul de gestiune acceptat se poate asigura funcţionarea în regimuri diferite (zilnic, săptămânal etc.) cu comandă de la distanţă.

Fiecare variantă poate asigura exigenţe de confort termic, în funcţie de componentele utilizate:

– circulaţia agentului termic sus-jos, reglarea termohidraulică fiind obţinută numai prin robinetul termostatic. În caz de necesitate, la ieşirea agentului termic din corpul de încălzire se poate prevedea o armătură suplimentară de reglare hidraulică;

– reglarea termohidraulică completă, prin robinetul termostatic amplasat la intrarea agentului termic în corpul de încălzire şi prin armătura de racordare unică la ieşire, menţinând circulaţia agentului termic sus-jos;

– reglarea termohidraulică completă la nivelul corpului de încălzire, micşorând temperatura medie a acestuia;

– distribuţie orizontală la nivel de etaj, cu preluarea avantajelor conferite de utilizarea modulelor termohidraulice.

Instalaţiile interioare de încălzire sunt analizate în funcţie de destinaţia clădirii (de locuit, social-culturală sau administrativă) şi de regimul de contorizare a energiei adoptat, existând astfel opţiunea pentru una din categoriile cunoscute:

– instalaţii de încălzire colective, pentru clădiri administrative sau social - culturale (sedii de bănci sau societăţi comerciale cu proprietate şi folosinţă integrale). Din punct de vedere tehnic, acestea nu diferă de cele cunoscute, faţă de care sunt necesare următoarele precizări:

– sursa de agent termic este punctul termic, al cărui circuit secundar este reprezentat de instalaţia interioară de încălzire;

– în funcţie de schema de alcătuire a punctului termic, se prevăd sau nu elemente de asigurare a instalaţiei interioare;

– pierderile de sarcină pe circuitul secundar sunt acoperite de către pompele aferente circuitului secundar în toate cazurile în care echiparea punctului termic nu oferă presiunea disponibilă necesară.

– instalaţii de încălzire individuale, utilizate la clădirile civile la care se impune contorizarea agentului termic pe grupe de consumatori individualizaţi prin regimul de proprietate. Instalaţiile de încălzire din această categorie prezentate au la bază criterii de confort şi economice.

Utilizarea uneia din variantele menţionate impune asigurarea compatibilităţii cu sursa de agent termic, care în acest caz este un punct termic (PT) de cvartal sau bloc, fiind necesar a se lua în consideraţie următoarele:

– introducerea elementelor de asigurare necesare instalaţiei interioare; – asigurarea presiunii necesare acoperirii pierderilor de sarcină ale instalaţiei interioare,

prin prevederea (pe circuitul secundar al PT) pompelor de circulaţie adecvate.

Fig. X.5.24. Scheme de instalaţii de încălzire bitubulare moderne; a – cu distribuţie inferioară; b – cu distribuţie superioară:

1 – racordare sus-jos cu reglare termostatică locală; 2 – racordare unică sus-jos şi reglare termostatică; 3 – racordare unică jos-jos şi reglare termostatică; 4 – racordare cu module termohidraulice: Cî; Rî; RTS; BEP; ARUTS;

Te; R3c; VEI; Cz; SS; ARU; Ct; MTH; Rg – au semnficaţia din figura X.5.23; Az – arzător; AR – armătură de reglare; DA – ventil automat de dezaerisire; MR – modul de reglare; Pc1 şi Pc2 – pompe de circulaţie.


e. Încălzirea clădirilor industriale. La clădirile industriale se disting două categorii de spaţii, destinate:

– personalului tehnico-administrativ; – activităţilor productive. Opţiunea pentru un sistem de încălzire depinde de agentul termic disponibil în

incinta clădirilor industriale, în funcţie de care se pot realiza instalaţii: – cu apă caldă, cu temperatură până la 95°C, agentul termic provenind de la surse

specifice sau prin transformarea parametrilor apei fierbinţi; – cu apă fierbinte; – cu abur saturat de presiune joasă sau înaltă. În raport cu suprafeţele încălzitoare folosite, se pot menţiona instalaţii cu: – suprafeţe statice convectoradiative (radiatoare, convectoare, convectoradiatoare); – suprafeţe radiative (panouri radiante); – convecţie forţată (încălzirea cu aer cald). ● Spaţii destinate personalului tehnico-administrativ. În cazul existenţei sursei de

agent termic apă fierbinte la nivelul punctului termic are loc transformarea parametrilor termohidraulici, destinaţi instalaţiei de încălzire centrală. Opţiunea pentru o variantă de alcătuire a instalaţiei interioare se face în funcţie de cerinţele de confort, fără însă a neglija aspectele tehnice generate de gestiunea economică a energiei termice. Adaptarea schemelor prezentate în figurile X.5.24,a şi b la condiţiile alimentării cu agent termic dintr-un punct termic necesită atenţie pentru:

– prevederea componentelor necesare asigurării instalaţiei interioare de încălzire; – asigurarea presiunii necesare acoperirii pierderilor de sarcină pe circuitul secundar,

prin prevederea de pompe de circulaţie. ● Spaţii destinate activităţilor productive. Acestea prezintă o mare diversitate

datorită specificului tehnologiei de producţie. Spaţiile de producţie se clasifică după gradul de implicare a omului în conducerea proceselor tehnologice:

– cu deservire umană mare sau medie, amplasate în spaţii închise; – cu deservire umană, amplasate în spaţii deschise; – complet automatizate sau robotizate. Asigurarea confortului termic în aceste spaţii se face ţinând seama de legătura între

procesele tehnologice şi factorul uman, rezultând următoarele variante de instalaţii de încălzire:

– cu suprafeţe convectoradiative pentru asigurarea temperaturii de gardă, cuplate cu instalaţiile de încălzire cu aer cald;

– cu suprafeţe radiative, alimentate cu agenţi termici, cu temperatură ridicată; – cu aer cald. Instalaţiile de încălzire menţionate pot utiliza ca agent termic apă fierbinte sau abur

de medie presiune. La alcătuirea instalaţiilor interioare rămân valabile recomandările făcute pentru

instalaţiile colective, cu următoarele particularităţi: – agentul termic este preluat de la o reţea exterioară; – în funcţie de schema instalaţiei, se studiază oportunitatea contorizării locale a

energiei termice; – reţeaua de conducte din instalaţia interioară se dimensionează la presiunea

disponibilă din punctul de racord al reţelei exterioare; – se iau măsuri de protecţie împotriva îngheţului instalaţiilor în perioada de întrerupere

a activităţii productive: – circulaţia continuă a agentului termic pentru asigurarea unor temperaturi de gardă; – utilizarea de inhibitori contra îngheţului.


f. Dimensionarea conductelor. Calculul de dimensionare al reţelelor instalaţiilor de încălzire urmăreşte stabilirea diametrelor conductelor de alimentare a corpurilor de încălzire.

• Pierderi de sarcină în conducte. Din punct de vedere termohidraulic, curgerea agentului termic prin conductele unei reţele de încălzire cu apă caldă admite următoarele ipoteze:

– mişcarea fluidului, în regim permanent; – regimul de curgere, cu turbulenţă rugoasă în zona prepătratică, pentru care este

valabilă relaţia Colebrook-White:

1 2,512lgRe 3,71

kd

⎛ ⎞= − +⎜ ⎟

λ ⎝ ⎠ (X.5.69)

în care: λ este coeficientul lui Darcy; Re – criteriul Reynolds; k – rugozitatea absolută, în mm, care reprezintă înălţimea asperităţilor.

Prin raportarea rugozităţii absolute la diametrul conductei d se defineşte rugozitatea relativă ( ε = k /d).

Pentru conductele utilizate curent în instalaţiile de încălzire cu apă caldă, rugozităţile absolute au valori în funcţie de materialul utilizat; astfel, pentru ţevile din:

– oţel, trase sau laminate: kOL = 0,02-0,06 mm; – cupru, trase sau laminate: kCu = 0,001-0,002 mm; – materiale cu structură termoplastică: kPOL = 0,007 mm.

– curgerea izotermă d 0dtρ⎛ ⎞=⎜ ⎟

⎝ ⎠ sau curgere neizotermă, pentru care:

d 0,168 0,0057d

ttρ

≈ β ≈ + [kg/m3 K] (X.5.70)

unde t reprezintă temperatura fluidului, care pentru condiţii medii de temperatură a agentului termic ia valoarea:

1 2

2mt t

t+

= [oC] (X.5.71)

caz în care relaţia devine:

β = 0,168 + 0,0057tm [kg/m3 K]

Debitul masic G, în funcţie de debitul de căldură, este:

G = Q / c∆t,

unde: ∆t = td – tî (diferenţa dintre temperatura agentului termic din conducta de ducere td şi cea din conducta de întoarcere tî); c – căldura specifică a agentului termic.

Se obţine ecuaţia fundamentală a pierderilor de sarcină în conducte:

2

4416,25 10 Q lp

c t ddλ ⋅⎛ ⎞ ⎛ ⎞∆ = ⋅ ⋅ + Σξ⎜ ⎟ ⎜ ⎟⋅ ∆ ⋅ρ⎝ ⎠ ⎝ ⎠

[Pa] (X.5.72)

în care pierderea de sarcină lineară unitară este dată de relaţia:

2

456,25 10 Q lR

c t dλ ⋅⎛ ⎞= ⋅ ⎜ ⎟⋅ ∆⎝ ⎠

[Pa/m] (X.5.73)


iar pierderea de sarcină locală se determină cu relaţia:

2

2vZ = ⋅ρ⋅Σξ [Pa] (X.5.74)

Valorile celor două mărimi R şi Z se stabilesc utilizând tabele sau abace specifice materialului din care sunt executate conductele, pentru diferenţa de temperatură ∆t = 20 K sau diferită de aceasta.

În tabele sau abace sunt date pierderile de sarcină R şi debitul agentului termic Q exprimat în general în unităţi energetice (W sau kW), transportat de o conductă cu diametrul d şi cu o viteză v. Relaţia generalizată ce stă la baza întocmirii tabelelor sau abacelor este:

R = f (Q, v, d) [Pa/m] De asemenea, pierderile de sarcină lineare R pot fi exprimate şi în unităţi de masă G

(kg/h, l/h, l/s), în care caz relaţia de mai sus ia forma:

R = f (G, v, d) [Pa/m] Pentru conductele din oţel sunt utilizate datele din anexe pentru calculul pierderilor

de sarcină lineare unitare R = f (Q, v, d) şi pentru calculul pierderilor de sarcină locale Z, în funcţie de viteza v şi rezistenţele locale Σξ = 1.

• Operaţiuni şi date preliminare calculului de dimensionare. Pentru calculul hidraulic al conduc-telor sunt necesare următoarele operaţiuni preliminare:

– stabilirea schemei de calcul a instalaţiei de încălzire (reţeaua de distribuţie, coloane, racorduri etc.);

– înscrierea debitelor de căldură pe tronsoanele care alcătuiesc schema de calcul;

– înscrierea lungimilor tronsoanelor, utilizând datele rezultate din planurile de montare şi schema coloanelor;

– cunoaşterea parametrilor agentului termic (temperatura de ducere td şi de întoarcere tr);

– cunoaşterea presiunii disponibile (dacă este cazul) din circuitul instalaţiei;

– stabilirea materialului din care sunt confecţio-nate conductele.

• Dimensionarea conductelor instalaţiilor cu circulaţie forţată şi distribuţie centralizată. La calculul hidraulic al conductelor este necesar să se ţină seama atât de presiunea dată de pompe cât şi de presiunea termică, ultima exercitându-se activ pe coloane, fiind cu atât mai mare cu cât acestea se extind mai mult pe verticală.

De aici necesitatea de separare a calculului de dimensionare al reţelei de conducte pentru coloane şi reţea de distribuţie.

Dimensionarea coloanelor. Se consideră schema de calcul prezentată în figura X.5.25, în care sunt indicate elementele geometrice şi termice caracteristice. Agentul termic este apa caldă. Conductele sunt confecţionate din oţel.

Fig. X.5.25. Schema de calcul a unei

coloane bitubulare cu circulaţie forţată.


Etapele de calcul: • se stabileşte presiunea disponibilă la baza coloanei:

HDC = (3 - 4) HTm [Pa] (X.5.75)

unde: HTm = 0,5gh*(ρî – ρd) reprezintă presiunea termică medie, calculată pentru înălţimea maximă h* a coloanei de alimentare cu agent termic;

• se calculează pierderea de sarcină unitară medie, maximă şi minimă:

1

(1 ) minDC

min n

jj

a HR

l=

−=

∑;

1

(1 ) maxDC

max n

jj

a HR

l=

−=

∑ [Pa/m] (X.5.76)

în care:

minDCH = 3 HTmed = 1,5gh*(ρî – ρd) [Pa]

maxDCH = 4 HTmed = 2gh*(ρî – ρd) [Pa] (X.5.77)

se identifică cel mai dezavantajat consumator, care în cazul schemei de calcul este Q1. • se dimensionează conductele circuitului consumatorului Q1, obţinându-se diametrele

şi pierderile de sarcină totale pe tronsoanele 1, 2, 3 şi 4, verificându-se condiţia de echilibru hidraulic:

minDCH ≤ Σ[Rl + Z)1+2+3+4] ≤ max

DCH ; (X.5.78)

Încadrarea pierderilor de sarcină între cele două presiuni disponibile, maximă şi minimă, este necesară pentru a asigura o cât mai bună stabilitate hidraulică a circuitului.

• dimensionarea racordurilor la coloană, a consumatorilor de putere termică Qx (x = 2, 3, 4):

– presiunea disponibilă în planul de racord:

HDx = Σ(Rl + Z)y – zHtm

1 [Pa] (X.5.79)

unde: y = 1; 1 + 2; 1 + 2 + 3 şi z = 1, 2, 3 şi – presiunea termică medie calculată pentru o înălţime h între două corpuri de încălzire

este:

H1tm = 0,5gh (ρî – ρd) (X.5.80)

– pierderea medie unitară de sarcină

0

(1 )2

xx Dm

a HR

l−

=⋅

[Pa/m] (X.5.81)

unde l0 este lungimea conductei de racord – determinarea diametrelor şi a pierderilor de sarcină locale şi distribuite, la conductele

de racord:

dr = f (Qx; Rmx) şi (Rr lr + Zr); cu r = 2.1; 3.1; 4.1 (X.5.82)

– se verifică condiţia de echilibru hidraulic în nodurile de racord:

(Rr lr + Zr) ≤ HDx (X.5.83)


sau, în cazul unor diferenţe mari, se introduce o rezistenţă suplimentară rRFZ prin reglarea

fixă a robinetului corpului de încălzire:

(Rr lr + Zr) + rRFT ≈ HD

x (X.5.84)

în care treapta de reglare:

rRFT = f (Gx; r

RFZ ) (X.5.85)

Dimensionarea reţelei de distribuţie arborescentă. Se consideră o reţea arborescentă (fig. X.5.26) realizată din conducte din oţel, ce urmează să distribuie agent termic cu parametrii td / tî [oC], la un număr de 7 coloane, dintre care numai T1 a fost dimensionată.

Se consideră cunoscute debitele de agent termic de pe coloanele T1-T7 şi lungimile tuturor tronsoanelor reţelei (v. fig. X.5.26).

Fig. X.5.26. Schema de calcul a unei reţele de distribuţie arborescentă, cu circulaţie forţată.

Etapele de calcul: • se stabileşte circuitul cel mai dezavantajos ca fiind cel al coloanei T1, cea mai

depărtată în raport cu punctul de racord R al reţelei interioare; • se stabilesc diametrele tronsoanelor de pe circuitul coloanei T1, până la racordul R,

utilizând relaţia cunoscută:

dx = f (Qx; vx) (X.5.86)

în care: Qx reprezintă debitul de agent termic al tronsonului de calcul, în kW; vx – viteza agentului termic pe tronsonul considerat, în m/s. Vitezele se aleg crescătoare de la coloane către planul de racord, pentru primul tronson putându-se adopta viteza obţinută pe ultimul tronson al coloanei;


• se calculează pierderile de sarcină lineare şi locale, utilizând anexele pentru R şi pentru Z. Calculele sunt centralizate tabelar. În cazul în care se cunoaşte presiunea disponibilă HR, în racord este necesar să se asigure condiţia de echilibru hidraulic:

( )1

n

Rj

R l Z H=

⋅ + ≤∑ (X.5.87)

• se dimensionează circuitele secundare, stabilind presiunea disponibilă din fiecare nod, în funcţie de care se determină pierderea de sarcină unitară medie:

(1 ) nod

Dm

x

a HR

l−

=∑

[Pa/m] (X.5.88)

unde: nodDH = Σ(Rl + Z)T1-nod x reprezintă pierderile de sarcină pe circuitul principal, de la

baza coloanei T1 până la nodul de calcul, în Pa; Σlx – suma lungimilor circuitului secundar, în m.

– diametrele circuitelor secundare se stabilesc cu relaţia:

dx = f (Qx; Rm) (X.5.89)

şi utilizând tabelele din anexe; – condiţia de echilibru hidraulic este dată de expresia:

Σ(Rl + Z)T1 - nod ≤ nodDH (X.5.90)

pentru care abaterea medie relativă εr nu trebuie să depăşească 5%;

1-( 1 )100 5%

nodD T nod

r nodD

H R ZH

− Σ +ε = ⋅ ≤ (X.5.91)

Dacă abaterea este mai mare, se redimensionează circuitul secundar CS sau se prevăd dispozitive de reglare locală pentru care se calculează mărimile pentru stabilirea treptei de reglare:

xRFT = f (Gx; x

RFZ )

xRFZ = nod

DH – Σ(Rl + Z)cs [Pa]

3600( )

xx

p

QG

c t ti

⎡ ⎤= ⎢ ⎥

− ρ⎢ ⎥⎣ ⎦ [l/h] (X.5.92)

Dimensionarea reţelelor de distribuţie inelară. Se consideră aceleaşi coloane T1-T7, ca şi în cazul precedent, alimentate cu agent termic printr-o reţea inelară cu conducte din oţel, care transportă agent termic la aceiaşi parametri.

Configuraţia reţelei precum şi mărimile geometrice şi termice sunt prezentate în figura X.5.27.

Coloanele T1-T7 se consideră dimensionate la aceeaşi presiune disponibilă ca şi în cazul precedent.


Fig. X.5.27. Schema de calcul a unei reţele de distribuţie inelară, cu circulaţie forţată.

Etapele de calcul: • numerotarea tronsoanelor se face distinct pentru circuitul ducere şi întoarcere,

adoptându-se indicele d pentru ducere şi î pentru întoarcere. Numerotarea se face în sensul cumulării debitelor de agent termic, de la coloana cea mai depărtată către cea mai apropiată de planul de racord R;

• diametrele tronsoanelor se stabilesc în funcţie de debitul de agent termic transportat şi de viteza economică recomandată;

• pierderile de sarcină lineare şi locale se determină cu ajutorul tabelelor din anexe valorile acestora fiind centralizate separat pentru conducta de ducere, de întoarcere şi racorduri la coloane;

• verificarea rezultatelor obţinute se face respectând condiţia de echilibru hidraulic, pentru circuitul fiecărei coloane în raport cu planul de racordare R al reţelei, după cum urmează:

Σ(Rl + Z)7d + Σ(Rl + Z)RT5 + Σ(Rl + Z)1î ÷ 7î ≈ Σ(Rl + Z)7d+6d + Σ(Rl + Z)RT6 + Σ(Rl + Z)2î ÷ 7î ≈ Σ(Rl + Z)7d+6d+5d + Σ(Rl + Z)RT7 + Σ(Rl + Z)3î ÷ 7î ≈ Σ(Rl + Z)7d+6d+5d+4d + Σ(Rl + Z)RT1 + Σ(Rl + Z)4î ÷ 7î ≈ Σ(Rl + Z)7d+6d+5d+4d+3d + Σ(Rl + Z)RT2 + Σ(Rl + Z)5î ÷ 7Rî ≈ Σ(Rl + Z)7d ÷ 2d + Σ(Rl + Z)RT3 + Σ(Rl + Z)6î ÷ 7î ≈ Σ(Rl + Z)7d ÷ 2d + Σ(Rl + Z)RT4 + Σ(Rl + Z) 7î .


Pentru condiţiile impuse sunt permise abateri medii relative εr, ale căror valori să nu depăşească 5%.

X.5.7.2. Instalaţii pentru abur tehnologic

a. Generalităţi. În perspectiva apropiată, aburul saturat uscat, de joasă sau medie presiune, se va utiliza numai pentru scopuri tehnologice.

Alcătuirea instalaţiilor de distribuţie a aburului la consumatori şi colectarea condensului de la consumatori în vederea reintroducerii lui în cazan reprezintă etapa cea mai dificilă pentru proiectant.

În figurile X.5.28 şi X.5.29 sunt date două exemple de alcătuire a unor instalaţii interioare de abur de medie şi joasă presiune, dar cu sursa de abur de medie presiune.

Fig. X.5.28. Utilizarea aburului de medie şi joasă presiune pentru încălzire.


Fig. X.5.29. Utilizarea aburului de medie presiune. Prima schemă consideră un sistem mixt de încălzire cu aer cald şi corpuri statice

pentru o hală de producţie şi numai cu corpuri statice, pentru o anexă socială. Pentru hala de producţie se poate utiliza presiunea medie, deoarece nu sunt restricţii referitoare la temperatura agentului termic. Cuplarea încălzirii cu corpuri statice, ca încălzire de gardă, şi încălzirea cu aer cald reprezintă o soluţie deseori utilizată.

Pentru anexa socială, restricţia ca temperatura agentului să fie mai mică de 100ºC impune ca aburul să aibă presiune joasă corespunzătoare acestei temperaturi; astfel că între cele două distribuitoare D1 şi D2 se intercalează un reductor de presiune.

Cea de-a doua schemă extinde mult aplicaţiile aburului, sugerând utilizarea aburului de medie presiune la consumatorii tehnologici C1, C2 şi C3 şi a aburului de joasă presiune pentru încălzire cu corpuri statice I, aer cald Ac şi prepararea apei calde menajere.

Se recomandă ca pentru fiecare aplicaţie să se studieze cu atenţie modul de alcătuire a schemei de distribuţie, pentru a compatibiliza aspectele tehnice cu cele economice.

Indiferent de regimul termic al cazanului, pot fi reţinute unele particularităţi: – circulaţia aburului prin conductele de distribuţie se face pe seama scăderii presiunii

aburului; – pantele conductelor ce transportă abur trebuie alese astfel încât sensul de curgere

al aburului să fie acelaşi cu cel al condensului format pe conductă datorită pierderilor de căldură către mediul ambiant. Vitezele cu care circulă aburul prin conducte depind de sensul de curgere al aburului şi condensului într-o conductă, în echicurent sau contracurent;

– condensul de joasă presiune circulă în conductele de colectare numai datorită diferenţei de nivel, motiv pentru care în cazul consumatorilor situaţi la distanţe mari faţă de centrala termică se recomandă colectarea locală a condensatului şi returnarea sa la centrală prin pompare;

– condensul de medie presiune are presiunea remanentă importantă, putând asigura acoperirea pierderilor de sarcină pe distanţe importante;


– reţelele de abur de joasă presiune trebuie aerisite în fiecare fază de lucru. Reţelele orizontale de abur se alcătuiesc sub forma cunoscută de dinţi de ferăstrău,

permiţând pe de-o parte ca aburul să circule în echicurent cu condensul şi, pe de altă parte, să ofere posibilitatea colectării condensatului la ruperile de pantă.

Fig. X.5.30. Alcătuire reţea de abur şi condens.

b. Dimensionarea conductelor de abur. Pentru dimensionarea conductelor de abur se pleacă de la presiunea disponibilă a cazanului Hcz şi presiunea de utilizare la consumatori Hu.

Presiunea ce poate fi utilizată Hdisp pentru acoperirea pierderilor de sarcină locale şi distribuite pe reţea se deduce din diferenţa dintre presiunea cazanului şi presiunea de utilizare:

Hdisp = Hcz – Hu [Pa] (X.5.93)

Pierderile de sarcină totale Σ(Rl + Z) vor putea fi calculate după cum urmează: – pierderile de sarcină lineare Rl se deduc în etapa de dimensionare a reţelei,

stabilind d = f (Q, vec) de unde rezultă pierderea de sarcină lineară R; – pierderile de sarcină locale Z se stabilesc în funcţie de coeficienţii de rezistenţă

locală ξ, de viteza aburului v şi de masa specifică ρabur , cu relaţia:

Z = 2

2vρ

Σξ [Pa] (X.5.94)

– pentru a micşora numărul iteraţiilor, se recomandă ca alegerea diametrului conductei să se facă în funcţie de pierderea de sarcină medie Rm, stabilită pentru circuitul cel mai lung:

Rm = ( ) ( )( )1 1disp cz ua H a H H

l l− − −

=Σ Σ

[Pa/m] (X.5.95)

unde: a este cota-parte a pierderilor de sarcină locale, care se poate considera între 20 şi 40%; Σl – lungimea circuitului de calcul, în m.

– validarea rezultatelor se poate face verificând dacă pe fiecare circuit a fost îndeplinită condiţia:

Σ(Rl + Z) ≤ Hdisp = (Hcz – Hu) (X.5.96) Atât reţelele de abur de joasă presiune cât şi cele de medie presiune se dimensionează

utilizând aceleaşi etape de calcul, deosebirea constând în modalitatea de alegere a diametrelor conductelor:

– pentru reţele de abur de joasă presiune, diametrul conductelor se alege din tabelul dat în anexe, în funcţie de debitul de abur [kW] şi de viteza de circulaţie a aburului, stabilită pe baza recomandărilor din tabelul X.5.19;

– pentru reţele de abur de medie presiune se va utiliza diagrama din figura X.5.34, în care se intră cu debitul orar masic de abur G, în funcţie de diametrul conductei şi de presiunea parţială medie a aburului şi rezultă pierderea unitară de sarcină R.


Debitul masic de abur se calculează cu relaţia:

G = 3600Qr

[kg/h] (X.5.97)

în care: Q este debitul termic de abur, în kW; r – căldura latentă de vaporizare, în kJ/kg, care se regăseşte în anexe.

În final se caută ca reţeaua să fie echilibrată hidraulic, adică în noduri să se regăsească egalitatea pierderilor de sarcină, conform condiţiilor de mai jos.

Fig. X. 5. 31,a. Circuit abur-condens. Fig. X. 5. 31,b. Schemă de calcul abur.

Pentru reţeaua din schema alăturată condiţiile de echilibru hidraulic sunt următoarele: – presiunile disponibile pentru toate circuitele:

HC3disp = Hcz – Hu3



– condiţiile hidraulice de validare pot fi scrise sub forma următoare:

Σ(Rl + Z)B-C3 ≤ HBdisp unde HB

disp = Hcz – Σ(Rl + Z)cz-A-B Σ(Rl + Z)B-C2 ≤ HB

disp (X.5.98) Σ(Rl + Z)A-C1 ≤ HA

disp unde HAdisp = Hcz – Σ(Rl + Z)cz-A

c. Dimensionarea conductelor de condensat. Se face diferenţiat, în funcţie de regimul de presiune.

• Conductele de condensat de joasă presiune au un regim de curgere liberă, în care gradul de umplere este cuprins între 50 şi 100%.

Panta conductelor se alege între 1 şi 3% , de obicei păstrând sensul de mişcare în echicurent.

Pentru dimensionare se face deosebirea între aşa-zisele conducte umede sau înecate, care au perimetrul udat egal cu circumferinţa conductei de grad de umplere maxim, şi conductele uscate, care au grad de umplere minim.


Fig. X.5.32. Nivel de presiune şi grad de umplere.

Prin schema alăturată se pune în evidenţă corelaţia între nivelurile de presiune şi

gradul de umplere al conductelor de condensat. Nivelul de apă NA este nivelul pe sticla de nivel a cazanului şi reprezintă nivelul de

apă după umplerea cazanului. Nivelul de presiune NP este nivelul la care se ridică apa pe conductele de condensat

datorită presiunii aburului din cazan:

Hcz = Pcz / ρ g

Conductele de condensat situate deasupra nivelului de presiune vor avea un grad de umplere minim η < 1, numindu-se conducte uscate, iar cele situate sub nivelul de presiune vor avea un grad de umplere maxim η = 1, numindu-se conducte umede.

Din tabelul X.5.20 rezultă că diametrul conductei de condensat se poate stabili în funcţie de gradul de umplere, care se deduce din schema de calcul, raportând tronsonul la nivelul de presiune şi cantitatea de căldură cedată de abur pentru formarea condensului, Qcd. Pentru această mărime se face precizarea că debitul de căldură este tocmai debitul de căldură al consumatorului în care se produce condensatul.

• Conductele de condensat de presiune medie, spre deosebire de conductele de condensat cu cădere liberă, nu trebuie să aibă o comunicare liberă cu aerul atmosferic; în cazul în care o asemenea legătură ar exista, toată presiunea din condens s-ar pierde imediat şi nu ar mai fi posibilă împingerea condensului.

Presiunea care determină curgerea condensului este o fracţiune din presiunea totală prin aparatul de condensaţie.

Tabelul X.5.19

Viteze maxime pentru calculul conductelor instalaţiilor de încălzire cu abur

Diametrul nominal al conductei

(în ţoli sau mm)

Abur de joasă presiune

Abur de medie presiune

Abur în echicurent cu condensatul

Abur în contracurent cu condensatul

Conducte orizontale

Coloane verticale

Conducte orizontale

Coloane verticale

3/8 11 18 2 3,5 35 1/2 14 20 2,5 4 35 3/4 18 22 3 5 35 1 22 25 4 6 40

1 ¼ 25 30 5 7,5 40 1 ½ 30 35 6 9 40

50-75 35 40 8 11 40 75-150 40 50 10 14 50

peste 150 50 60 14 20 70

Pentru dimensionare se vor utiliza vitezele recomandate în normativul I 13, redate în tabelul X.5.19.

Tabelul X.5.20


Dimensionarea conductelor de condensat de joasă presiune

cu circulaţie naturală

Diametrul nominal al conductei,

în mm

Conducte uscate Conducte înecate, orizontale sau verticale, având lungimea:

Orizontale Verticale sub 50 m 50-100 m peste 100 m

Cantitatea de căldură cedată de abur pentru formarea condensatului, în kW 15 5 7 33 21 9 20 17 26 81 52 29 25 33 49 145 93 46 32 79 116 315 205 100 40 120 180 435 290 134 50 250 370 755 510 250 57 365 545 1100 720 365 64 495 735 1450 990 495 70 580 870 1750 1220 580 76 700 1050 2150 1450 700 82 870 1300 2620 1750 870 88 1050 1470 3100 2100 1050 94 1280 1920 3600 2330 1280 100 1450 2150 4100 2800 1450

Pentru a evalua cu ce presiune iese condensatul din aparat se vor lua în considerare

unele date experimentale şi, în cazurile în care calculul este posibil, şi rezultatele calculului. Se consideră schema instalaţiei cu schimbător de căldură din figura X.5.33. Se notează cu Ps presiunea aburului la intrarea în schimbător, în at; cu Pc = cPs –

presiunea aburului la ieşirea din schimbător, în at, şi cu Pr = rPc – presiunea aburului la intrarea în schimbător, în at.

Ps rezultă din calculul conductelor instalaţiei şi este presiunea care mai rămâne la intrarea în schimbător după ce s-a scăzut pierderea de presiune pe traseul de conductă de la generator până la schimbător.

Pc poate fi uneori calculată, dacă se cunoaşte construcţia aparatului, care poate fi: un schimbător cu ţevi, o aerotermă de încălzire a aerului, un fierbător, autoclavă etc. Cunoscând lungimea şi secţiunea drumului pe care îl parcurge aburul de-a lungul suprafeţei de încălzire, în cursul procesului de condensare s-ar putea obţine prin calcul un rezultat satisfăcător.

Fig. X.5.33. Schema curgerii într-o instalaţie cu schimbător de căldură.


O cale mult mai simplă, care ar putea fi urmată dacă mijloacele o permit, constă în măsurarea presiunii reale de după schimbător, cu un manometru.

În lipsă de date precise, de posibilităţi de calcul şi de măsurare directă se pot lua aproximativ următoarele valori pentru c:

c = 0,3 la un schimbător de căldură cu ţevi multe şi foarte lungi, de diametru mic şi cu coturi multe, deci cu pierdere mare de presiune până la ieşirea din schimbător;

c = 0,7 idem, dar cu ţevi mai scurte ( de exemplu, la o aerotermă); c = 0,95 la un consumator de tipul autoclavă cu viteză mică a aburului pe traseul de

condensare, având suprafaţa de încălzire formată din table mari (de exemplu, o virolă) şi fără nici o deviere a traseului aburului până la ieşire;

c = 1 la un aparat de purjă montat pe linia de abur, după separatorul de apă. Coeficientul r este produsul a doi factori, şi anume: – un coeficient care arată reducerea de presiune prin rezistenţa opusă trecerii

condensatului prin deschiderea aparatului de condensare; această rezistentă variază între 20% din presiunea condensatului la aparate de condensare superioare, cu plutitor sferic şi sertar de trecere a condensatului având fante largi, şi 50% din presiunea condensatului la aparatele bazate pe principiul opunerii unei rezistenţe mari la trecerea aburului (de exemplu, aparate cu plăci labirint sau găuri de detentă) ; acest coeficient de reducere variază deci între 0,8 şi 0, 5;

– un coeficient care depinde de gradul de continuitate a curgerii condensatului ; dacă curgerea se face cu debit absolut constant, se poate lua acest coeficient egal cu unitatea ; dacă curgerea este intermitentă, acest coeficient va avea o valoare între 1 şi 0,6. Valoarea minimă va fi luată în considerare atunci când în timp scurt se goleşte tot condensatul adunat într-o perioadă mai lungă de funcţionare (de exemplu oale de condensare cu oală plutitoare şi ventil-ac); micşorarea coeficientului este justificată prin aceea că conducta de condensat are de transportat într-un timp dat un debit mult mai mare decât cel mediu, ceea ce se compensează admiţând un debit mult mai mare decât cel mediu, respectiv o presiune disponibilă mai mică.

Nu este cazul a se aplica o reducere a presiunii disponibile în proporţia în care sporeşte teoretic rezistenţa. În realitate, conducta de condensat este plină cu un fluid elastic: amestecul de apă-abur se destinde mai departe şi, după încetarea împingerii, aburul format goleşte conducta, astfel că la pornire rezistenţa opusă este foarte mică. Variaţiile bruşte ale debitului aparatului de condensare sunt foarte mult amortizate prin elasticitatea conţinutului conductei. Experienţa dovedeşte că dacă se admite o reducere a presiunii disponibile până 0,6 din cea teoretică, se obţine o acoperire suficientă.

Cu consideraţiile de mai sus s-au determinat câteva valori pe bază de calcule şi experienţe care pot servi ca repere pentru asimilări, comparaţii şi interpolări, şi anume;

r = 0,3 la un aparat de condensare cu oală plutitoare şi ventil-ac, cu evacuare intermitentă a cantităţii de apă adunată într-o perioadă de funcţionare;

r = 0,5 la un aparat de condensare cu plăci; r = 0,8 la un aparat de condensare cu plutitor sferic şi sertare alunecătoare, la o

funcţionare continuă şi uniformă; r = 0,95 la aparate de condensare montate după separatoarele de apă pe liniile

principale de abur. Cunoscând presiunea Pr la intrarea condensatului pe un tronson, diametrul tronsonului

se poate deduce din diagrama X.5.35 ca o funcţie de debitul de condensat G, exprimat în kg/h, şi presiunea Pr exprimată în scară absolută.


Pentru tronsoanele care colectează condensat de la mai mulţi consumatori, debitul se

însumează Gx = 1

n

jj

G=

∑ , iar presiunea se calculează ca medie ponderală raportată la G:

r j

r medj

PP

G= ∑∑

[bar] (X.5.99)

Pentru calcule mai rapide, dar aproximative, pot fi folosite recomandările din normativul I 13, reluate în tabelul X.5.21.

Fig. X.5.34. Diagrama de calcul pentru conductele de abur de medie presiune.

Fig. X.5.35. Diagrama de calcul pentru conductele de condens de medie presiune.


Tabelul X.5.21

Dimensionarea conductelor de condensat de medie presiune

cu circulaţie naturală

Diametrul nominal al conductei,

în mm

15 20 25 32 40 50 65 80 100 125 150 200

Panta hidraulică** Debit de condensat, în kg/h*

1/100 1/200 1/300 1/400 1/500

1/1000

100 80 50 45 40 30

200 150 130 100 90 60

400 300 250 200 190 120

900 600 500 450 430 290

15001000800 700 650 450

28002000150014001200850

630044003500320029002100

930066005500470042002900

1700012000100008800 7700 5400

310002200018000160001400010000

53000 37000 30000 26000 24000 17000

121000 86000 70000 61000 54000 38000

* Valorile din tabel sunt valabile pentru condensat provenit din abur cu presiunea de 0,7-1,1 bar. Conductele de condensat provenit din abur cu presiunea de 1,1-8 bar vor avea diametrul imediat superior celui rezultat din tabel.

** Lungimea echivalentă a rezistenţei locale, considerată la stabilirea pantei hidraulice a conductelor de condensat, va fi egală cu 1 m pentru fiecare piesă specială (cot, ramificaţie etc.) şi 5 m pentru fiecare armătură (ventil, clapetă etc.).

Utilizând acest tabel, deducem diametrul conductei de condensat în funcţie de panta conductei şi de debitul de condens. În plus, se introduce şi influenţa rezistenţelor locale.

X.5.7.3. Instalaţii de încălzire prin radiaţie

Încălzirea prin radiaţie reprezintă de foarte multă vreme o soluţie bună, atât pentru spaţiile de locuit cât şi, mai ales, pentru spaţiile industriale. Avantajele mai importante sunt următoarele:

– gradient de temperatură redus; – temperaturi interioare mai mari la acelaşi grad de confort; – consumuri energetice mai mici în raport cu sistemele convective. Convenţional, sistemele de încălzire prin radiatoare au fost clasificate după temperatura

suprafeţelor radiante: – suprafeţe radiante de joasă temperatură, la care temperatura suprafeţelor radiante

este cuprinsă între 32 şi 90°C; – suprafeţe radiante de medie temperatură care au temperatura superficială cuprinsă

între 150 şi 250°C; – suprafeţe radiante de înaltă temperatură, care au temperatura suprafeţelor radiante

cuprinse între 900 şi 1200°C. Regimul termic superficial permite unele aprecieri referitoare la domeniul de utilizare:


– radiaţia de joasă temperatură este recomandată pentru clădiri de locuit, grădiniţe, spitale, laboratoare industriale şi alte spaţii cu pardoseli reci;

– radiaţia de medie temperatură, prin echipamentele existente pe piaţă, este reco-mandată pentru încălzirea spaţiilor de producţie cu înălţimi variabile, cuprinse între 4 şi 15 m şi chiar mai mult;

– radiaţia de înaltă temperatură este indicată în spaţiile cu volum mare şi şedere de scurtă durată, cum ar fi marile catedrale, unele depozite deschise pentru materiale etc.

a. Încălzirea prin radiaţie de joasă temperatură. Sistemele de încălzire prin radiaţie de joasă temperatură au fost utilizate sub forme constructive diferite:

– încălzire prin pardoseală, la care temperaturile superficiale sunt limitate la 25...30°C;

– încălzirea cu panouri montate la plafon, pentru care temperaturile superficiale sunt limitate la 40...50°C;

– încălzirea cu panouri montate la perete, la care temperaturile superficiale sunt limitate la 85...90°C.

Dintre toate aceste sisteme, astăzi se utilizează foarte mult încălzirea prin pardoseală. Deşi pe piaţă sunt comercializate multe versiuni ale sistemului de încălzire prin

pardoseală, în cazul de faţă se prezintă sistemul LAING – Qualiterm 2000, rezumând caracteristicile mai importante.

Amplasarea reţelelor de conducte pe suprafaţa pardoselii are pas variabil, cuprins între 75 şi 300 mm; micşorarea pasului se face la colţuri exterioare (fig. X.5.36,a şi b).

Pasul de montaj depinde de necesarul de căldură al încăperii, iar dacă suprafaţa maximă nu poate acoperi necesarul de căldură al încăperii se poate apela la o sursă suplimentară de căldură sau la izolarea termică suplimentară a camerei.

Cât priveşte modul de montare, una dintre variante este prezentată în figura X.5.37, din care rezultă că stratul de montaj este partea superioară a plăcii izolante, care este de forma unei plăci cu trunchiuri de con echidistante, între care se vor monta conductele.

Suprafaţa radiantă amplasată în pardoseală poate fi alimentată cu agent termic de la o sursă centrală sau proprie.

În ambele cazuri, pe circuitul de încălzire prin radiaţie se prevede un modul termo-hidraulic MTH care conţine schimbătorul de căldură, pompa de circulaţie, debitmetre de circuit, elemente de reglare termohidraulică.

Fig. X. 5. 36. Soluţii de alcătuire a pardoselilor radiante:

a – pozare paralelă sau sub formă de spirală, cu densitate de aşezare constantă; b – pozare paralelă sau sub formă de spirală, cu densitate

de aşezare mărită de-a lungul a doi pereţi exteriori.

a b

Fig. X. 5.37. Straturile componente ale pardoselilor radiante. Straturile


componente la pardoselile finite solicitate cu max. 5 kN/m2.

Fig. X. 5.38. Schema unei centrale termice ce alimentează suprafeţe radiante şi convecto-radiative.

Algoritmul de dimensionare porneşte de la faptul că o suprafaţă de pordoseală dată, având temperatura impusă, va ceda acelaşi flux termic în orice încăpere având temperatura interioară ti .

De aici rezultă că se poate trasa o caracteristică de bază pentru sistemele cu pardoseală radiantă, care este valabilă pentru orice suprafaţă de pardoseală, şi care este independentă de tipul sistemului. Faţă de acestea există în schimb pentru fiecare tip de sistem de încălzire prin pardoseală radiantă un flux termic maxim admisibil qmax. Acesta se calculează punând următoarele condiţii:

– pentru suprafeţele utile şi baie:

tF max = 29°C, respectiv 33°C, din care tF max – ti = 9°C; – pentru suprafaţa periferică:

tF max = 35°C, din care tF max – ti = 15°C.

Fluxul termic care apare la suprafaţa pardoselii este determinat de : – densitatea de pozare a tubului T [m];


– stratul acoperitor de şapă, ca strat distribuitor de căldură şi de rezistenţă cu grosimea de SE [m] şi conductivitatea termică λE [W/mK];

– diametrul exterior al tubului d k [m] şi conductivitatea termică a tubului λCS [W/mK]; – rezistenţa la transfer termic a pardoselii finite RB [m2K/W]. Fluxul termic poate fi calculat cu următoarea formulă:

q = KPF · ∆ tTm [W/m2 ]

în care KPF este expresia coeficientului global de transfer termic

ln

SE SVTm

SE i

SV i

t tt

t tt t

−∆ =

−−

[°C] (X.5.100)

Fig. X.5.39. Evaluarea rezistenţelor termice aferente pardoselilor.

Pentru evaluări aproximative pot fi utilizate metode grafice care permit următoarea succesiune de calcul:

– se determină necesarul de căldură utilizând metode de calcul conform STAS 1907; – se stabileşte puterea termică unitară a pardoselii, prin raportarea necesarului de

căldură la suprafaţa pardoselii, qnec; – cu ajutorul diagramelor de dimensionare (fig. X.5.40) se determină fluxul termic

unitar cedat de pardoseala radiantă.


Fig. X.5.40. Evaluarea puterii termice unitare emise de o pardoseală radiantă.

Pentru calcule exacte, societatea Laing pune la dispoziţie programe de calcul al căror algoritm este cel prezentat în figura X.5.41.

b. Încălzirea prin radiaţie de medie temperatură. Pentru această clasă vor fi pre-zentate numai tuburile ce folosesc gaze de combustie, provenite de la arderea combustibilului gazos GPL, sau lichid usor. Deoarece caracteristicile constructive şi termice ale tuburilor radiante comercializate sunt foarte dificile, pentru cazul de faţă s-a optat pentru tuburile tip „Systema.”

Aceste sisteme au în componenta lor două părţi importante: unitatea de ardere şi tuburile radiante, la care se adaugă componentele de automatizare. În principiu, societatea Systema produce tuburi care au unităţile de ardere în interiorul spaţiului încălzit, acestea fiind numite INFRA, şi a doua categorie cu unitatea de ardere în exterior, aceasta din urmă fiind numită OHA.


Fig. X.5.41. Schema logică a programului de calcul.

Tabelul X.5.22

Caracteristici geometrice şi termice pentru tuburi Systema

Tip tub

Parametru

INFRA OHA

6 9 12 20 50/100 150/200 300

Putere termică, în kW 28 45 45 107 151 215 300 Randament, în % 90,1 90,3 90,6 93 93 93 93 Masă unitară, în kg/m 14,3 5,4 14,7 15 21 21 21 Consum combustibil, în Nm3/h 2,96 4,76 4,76 11,32 15,98 22,75 31,75 Putere specifică, în kW/m – – – 1,13 1,44 1,43 1,43


Pentru proiectarea unui sistem de încălzire cu tuburi radiante din această clasă se parcurg următoarele etape:

– se determină necesarul de căldură conform metodei STAS 1907, în care temperatura interioară se va considera cu 3...5 °C mai mică decât la sistemele convective;

– cu ajutorul unui algoritm de calcul se stabileşte necesarul de tuburi si amplasarea acestora.

Rezultatele obţinute în aplicaţiile din ţara noastră au condus la următoarele concluzii: – economia de combustibil este de 50% în raport cu sistemele de încălzire cu aer

cald; – recuperarea investiţiei se poate realiza în 3-5 ani; – sistemul de gestionare are multe facilităţi, permiţând programarea pentru zile ne-

lucrătoare, încălzire de gardă sau zonală.

Fig. X.5.42. Schema circuitelor de gaze în tuburi Systema.

Fig.X. 5.43. Vedere generală a unei hale echipate cu tuburi INFRA.


Fig. X.5.44. Vedere generală a unei hale echipate cu tuburi OHA.

c. Încălzirea prin radiaţie de înaltă temperatură. Din această categorie fac parte plăcile ceramice a căror temperatură înaltă le face compatibile cu spaţii industriale la care ventilarea şi pericolul de incendiu nu ridică probleme tehnice deosebite.

X.5.8. Gospodăria de combustibil şi evacuarea gazelor de ardere

X.5.8.1. Caracteristici fizico - chimice ale combustibililor

Procesul de ardere este un fenomen fizico - chimic prin care substanţele combustibile se combină cu oxigenul existent în aerul de ardere, rezultând gaze de ardere şi o cantitate de căldură, ca efect termic al reţelei.

Într-o ardere completă, elementele combustibile (C, H, S şi compuşii acestora) din compoziţia combustibilului se transformă prin oxidare în CO2, H2O şi SO2. În afara produselor de oxidare, în gazele de ardere se mai găsesc azotul provenit din aerul de ardere şi din combustibil, apa sub formă de vapori, provenită din constituţia combustibilului şi din umiditatea aerului, precum şi CO2 provenit din constituţia combustibilului.

Se admite în mod convenţional că arderea unităţii de combustibil are loc în condiţii fizice normale, adică la presiunea de 105 Pa (N/m2) şi temperatura de 0oC (273,15 K). În aceste condiţii, orice kmol de gaz perfect are volumul de 22,414 m3N.

a. Clasificarea combustibililor energetici. Combustibilii energetici sunt substanţe în general de provenienţă organică, dar putem lua în discuţie şi categoria deşeurilor urbane sau industriale.

În compoziţia combustibililor intră o serie de elemente chimice combustibile: carbonul (C), hidrogenul (H), sulful (S) sau combinaţii ale acestora: hidrocarburile (CmHn), hidrogenul sulfurat (H2S), precum şi elemente necombustibile: azotul (N), oxigenul (O), cenuşa (A) şi apa (W). Sub denumirea de cenuşă sunt cuprinse toate materiile minerale


solide care se mai află în compoziţia combustibilului la temperaturi de 800...900oC. Aceste substanţe minerale micşorează cantitatea de energie cedată de unitatea de combustibil, scumpesc şi îngreunează transportul. Un loc aparte în compoziţia combustibilului îl ocupă azotul (N), care nu intervine în procesul de ardere, dar trece în stare gazoasă în gazele de ardere, la temperaturi mari, de 800...1500oC, putându-se transforma în NOx (NO2 şi NO3), component foarte poluant.

O clasificare generală a combustibililor se poate face după starea lor de agregare în: combustibili solizi, lichizi şi gazoşi.

La rândul lor, aceştia pot fi: naturali, artificiali şi sintetici. O imagine de ansamblu se prezintă în tabelul X.5.23.

Tabelul X.5.23

Caracteristici generale ale combustibililor

Tipul combustibilului

Starea fizică

Combustibili naturali

Combustibili prelucraţi

Combustibili sintetici

Combustibili solizi

Turbă, cărbune brun lemnos (lignit), cărbune brun pământos şi mat, huilă, antracit, şisturi bituminoase

Mangal, semicocs, cocs de cărbune, brichete de cărbune, deşeuri combustibile (rumeguş, talaş, coji de seminţe)

–

Combustibili lichizi Ţiţei

Benzină, petrol lampant, motorină, combustibil pentru calorifer (CLU), păcură (CLG), gaze lichefiate

Benzină sintetică, izopropil-benzen, neohexan, alchilaţi

Combustibili gazoşi Gaze naturale de zăcământ, gaze de sondă

Gaze de cocserie, cuptor înalt, semicocserie, din produse de rafinărie

–

Tabelul X.5.24

Legături chimice în elementele unui combustibil

Stare iniţială Masă combustibilă Balast Analiză elementară H S N O C A W

Analiză tehnică Materii volatile Cărbune fix Cenuşă

Umiditate Cocs

Tabelul X.5.25

Caracteristici fizico-chimice

Grupa W %

Volatile %

PCI kJ/kg

Localităţi W %

Volatile %

PCI kJ/kg

Turbă 30 - 90 65 - 75 18-20000 Căpeni 49 - 51 13 - 10 8370 Cărbune brun 20 - 65 55 - 75 20,9-25,9 Comăneşti 19 - 20 17 - 19 13-14000

Huilă 3 - 7 40- 41 27,2-31300 Rovinari 36 - 42 18 - 33 7-9000 Antracit <10 1 - 4 32-34700 Berevoieşti 41 - 47 10 - 14 9-11000


b. Combustibili solizi. Combustibilii solizi naturali poartă numele de cărbuni minerali şi cuprind în compoziţia lor masa organică (C, H, S, N, O) umiditatea (W) şi cenuşa (A). Combustibilii solizi se caracterizează prin compoziţie elementară exprimată în procente de masă.

Reprezentarea schematică a legăturii dintre elementele chimice ale unui combustibil este dată mai jos.

Caracterizarea fizico-chimică este normată prin STAS 3632 - 52, din care se prezintă un extras.

c. Combustibili lichizi. Combustibilii lichizi sunt amestecuri de hidrocarburi lichide şi compuşi ai acestora cu oxigenul, sulful şi azotul, care se obţin prin distilare fracţională sau prin dizolvare din ţiţei sau din şisturi bituminoase.

Combustibilii lichizi de sinteză se obţin prin cracarea păcurii sau motorinei, prin reformarea catalitică a petrolului sau benzinelor grele, hidrogenarea termică a cărbunilor etc.

Combustibilii lichizi utilizaţi în instalaţiile energetice sunt lichid uşor (CLU) şi lichid greu (CLG).

Combustibilul lichid uşor se obţine prin diluarea păcurii şi rezidurilor obţinute la distilarea ţiţeiului cu distilate ale acestuia (petrol, motorină), astfel încât amestecul să aibă, la temperatura ambiantă, o fluiditate suficientă pentru a fi utilizat fără o prealabilă încălzire.

Combustibilul lichid greu, numit şi păcură, este un amestec de hidrocarburi grele, rezultând după fracţionarea din ţiţei a hidrocarburilor uşoare. La temperatura ambiantă are o consistenţă vâscoasă, pentru ardere fiind necesară fluidificarea prin încălzire până la temperaturi cuprinse între 90 şi 140oC.

Principalele caracteristici ale combustibililor lichizi sunt: – viscozitatea sau rezistenţa pe care o opune combustibilul lichid în timpul deplasării

(minimum 2-3oE); – temperatura de congelare – definită ca fiind temperatura la care combustibilul

devine vâscos, nemaiputând fi vehiculat prin conducte; evaluarea se poate face cu o eprubetă umplută cu CLG care, înclinată la 45o, timp de un minut, nu-şi va deplasa meniscul;

– temperatura de inflamabilitate – definită ca fiind temperatura minimă care la presiunea atmosferică normală permite ca vaporii degajaţi, în amestec cu aerul, să se aprindă de la o sursă incandescentă;

– compoziţia elementară; – căldura masică la presiune constantă, care se poate calcula cu relaţia:

cp = 1,74 + 2,5·10–3t [kJ/kg°C] (X.5.101)

d. Combustibili gazoşi. Combustibilii gazoşi sunt fie naturali (gaze naturale şi gaze de sondă), fie fabricaţi prin prelucrarea termică a cărbunilor (gaze de gazogen, de furnal, de cocserie, de gazeificare subterană) sau a produselor petroliere (gaze de rafinărie, de cracare etc.).

Gazul natural de zăcământ conţine în compoziţia sa peste 98 %metan (CH4) şi în rest hidrocarburi superioare şi azot.

Gazele de sondă conţin şi ele în mare majoritate metan, însă cu un conţinut bogat de etan, propan şi butan. De obicei, înainte de a fi utilizate, se extrage din ele propanul şi butanul, gaze uşor lichefiabile, care se valorifică separat.

O caracteristică importantă a combustibililor gazoşi este temperatura de autoaprindere, adică temperatura la care trebuie să ajungă combustibilul pentru ca să se aprindă fără o sursă exterioară de căldură. La gazele naturale aceasta este de circa 700oC.

Puterea calorică inferioară a gazului natural este 36 000 - 38 000 kJ/Nm3.


Tabelul X.5.26

Principalele caracteristici ale combustibililor lichizi

Caracteristici U.M. CLU STAS 54-80 CLG STAS 51-83

3 4 40/45 50/30 70/25 40/42S 50/30S 70/42S

Densitate relativă la 20°C – 0,935 0,940 – – – – – –

Viscozitate la 20°C °E 4,5 – – – – – – –

Viscozitate la 50°C °E 3,0 6,0 40 50 70 40 50 70

Inflamabilitate °C 55 60 90 90 90 90 90 90

Congelare °C –8i/+5v 0i/+10v 45 30 25 42 30 42

Sulf % 2 2 1 1 1 3,3 3,3 3,3

PCI kJ/kg 40350 39700 39800 39400 38600 39400 39000 38600

X.5.8.2. Consumuri de combustibil

Indiferent de natura combustibilului utilizat, se urmăreşte stabilirea consumurilor orare, zilnice şi lunare precum şi ale celor anuale, dacă este vorba de o investiţie nouă, şi se cere avizul de combustibil.

Consumul orar este calculat pentru sarcina termică a consumatorului:

CTh

CI

QB

P=

η [kg/s] (X.5.102)

în care: η = ηcz ηRTηii; PCI se măsoară în kJ/kg sau kJ/Nm3

QCT = Qî + Qv + Qacm + Qth [kJ/s] (X.5.103)

Consumul zilnic este calculat cu relaţia:

* * * *1zi î î v v acm acm th th

CIB Q Q Q Q

P⎡ ⎤= τ + τ + τ + τ⎣ ⎦η

[kg/zi] (X.5.104)

în care τ reprezintă timpul de furnizare a energiei termice pentru fiecare categorie de consumatori, exprimat în s/zi sau h/zi, dacă relaţia se multiplică cu 3600.

Consumul lunar se calculează considerând luna de vârf, adică aceea în care temperatura exterioară medie /

et este cea mai scăzută:

( )/

* * * *i eLv î î v v acm acm th th

CI i e

t tNB Q Q Q QP t t

⎡ ⎤−= τ + τ + τ + τ⎢ ⎥

η −⎢ ⎥⎣ ⎦ [kg/lună] (X.5.105)

unde: τ este ales corespunzător sistemului de unităţi curent; N = 15-30 zile, perioada de depozitare, dependentă de posibilităţile locale de aprovizionare.


X.5.8.3. Gospodăria de combustibil uşor

a. Alcătuirea schemei tehnologice. Pentru alcătuirea unei scheme tehnologice se pleacă de la trei componente importante: rezervorul de depozitare, rezervorul de zi şi injectorul. Restul elementelor componente le vom considera în mod convenţional accesorii.

Fig. X.5.45. Schema tehnologică a instalaţiei de alimentare cu combustibil lichid uşor: a – schema tehnologică a instalaţiei de combustibil; b – schema tehnologică a arzătorului

monobloc „tot-nimic”; c – focar: 1 – rezervor de depozitare; 1,a – racord de aerisire cu opritor de flacără: 1,b – racord

de alimentare; 1,c – racord conductă de alimentare cu combustibil: 2 – pompă de transvazare: 3 – rezervor de combustibil; 3,a – racord conductă de combustibil; 3,b – conductă de preaplin;

3,c – racord de aerisire cu opritor de flacără; 4 – preîncălzitor de combustibil; 5 – filtre; 6 – pompă de combustibil; 7 – ventil electromagnetic; 8 – injector; 9 – electrod de aprindere; 10 – focar; 11 – detector de flacără; 12 – ventilator; 13 – dispozitiv de ajustare aer; 14 – motor electric.

În schema prezentă s-a ales un injector cu sistem de reglare „tot-nimic” care este

furnizat cu accesoriile numerotate de la 4 la 11, urmărindu-se racordarea la instalaţia de alimentare cu combustibil (vezi reperele 1, 2, 3).

Literatura de specialitate şi cataloagele de produse mai prezintă diferite alte variante de echipamente pentru injectoare cu reglaje „continuu” sau „tot-puţin-nimic”.

b. Dimensionarea principalelor elemente componente: Rezervorul de depozitare se dimensionează urmărindu-se mai multe aspecte. • Volumul rezervorului de depozitare se stabileşte în funcţie de consumul lunii de

vârf BLV sau dacă posibilităţile de aprovizionare sunt diferite, pentru o perioadă Z mai mare de 30 zile:

30LV

RDB Z

V⋅

=⋅ρ

[m3] (X.5.106)

• Numărul rezervoarelor de depozitare se stabileşte în funcţie de condiţiile de amplasare în teren, rezultatele din condiţiile NPCI şi varianta constructivă adoptată.


• Rezervorul de depozitare va fi echipat cu mijloace de măsură a nivelului , conducte de aerisire prevăzute cu opritor de flăcări la capete, conducte de golire, guri de vizitare, conductele şi accesoriile necesare umplerii.

Fig. X.5.46. Dimensiuni şi accesorii pentru rezervoarele de depozitare.

Rezervorul de consum zilnic se dimensionează ţinând seama de o serie de aspecte. • Volumul rezervorului de consum zilnic se stabileşte în funcţie de consumul zilnic

maxim, cu respectarea capacităţilor maxime admise în spaţiul centralei de către normele NPCI:

zizi

BV

n=

⋅ρ (X.5.107)

unde n este numărul de umpleri zilnice ale rezervorului (în cazul depăşirii capacităţii maxime admise, de 2 m3 sau 10 m3, valoarea lui n se adoptă corespunzător).

• Alegerea soluţiei constructive de rezervor se face pe baza recomandărilor din cataloagele de produse tipizate IPCT sau din alte cataloage de firmă.

• Debitul maxim al arzătorului se stabileşte astfel încât să depăşească cu 50% necesarul de combustibil al cazanului la capacitatea nominală:

1,5 cazna

c CI

QB

P=

η (X.5.108)

Alegerea tipului de arzător se va face cu ajutorul datelor tehnice furnizate de firme specializate .

Dimensionarea conductelor şi a pierderilor de sarcină se face asemănător conductelor ce transportă alte fluide, cu unele particularităţi, şi anume:

• Debitul de combustibil se stabileşte pentru fiecare conductă, luându-se în considerare necesarul de combustibil şi timpul de încărcare sau descărcare a rezervoarelor.

• Conducta de alimentare 1 va transporta debitul de combustibil B1, stabilit astfel:

1ziB

Bn

= [kg/h] (X.5.109)

unde n este numărul orelor de alimentare, stabilit din condiţia:

zi

caz

Bn

B<∑

[h] (X.5.110)


Fig. X.5.47. Schema de calcul a conductelor de combustibil: 1 – conductă de alimentare cu combustibil; 2 – conductă de preaplin; 3 – conductă de alimentare cu combustibil a injectoarelor; 4 – conductă de retur; RD – rezervor

de depozitare; Rzi – rezervor de zi; A – injector: CZ – cazan.

Diametrul acesteia şi pierderile de sarcină se vor stabili cu ajutorul nomogramelor din figura X.5.48.

• Conducta de preaplin 2 va fi dimensionată pentru debitul B1 în condiţiile circulaţiei naturale la vitezele recomandate .

Calculul se va face prin încercări, până se va satisface condiţia de echilibru hidraulic:

( ) ( )zi ga gr combR RDRl Z H H

−+ ≤ − ⋅ρ∑ (X.5.111)

• Conducta de alimentare a arzătoarelor 3 va fi dimensionată pentru a asigura debitul cazanelor:

3 cazB B= ∑ [kg/h] (X.5.112)

în ipostaza curgerii naturale, luând în considerare ipoteza:

( ) ( )1 2z z combR CRl Z H H−

+ ≤ + ⋅ρ∑ (X.5.113)

în care ρ comb reprezintă masa specifică a combustibilului la temperatura de transfer. • Conducta de retur 4 transportă un debit variabil, în funcţie de regimul de reglare al

sarcinii cazanului: – în cazul reglajului „tot-nimic”, debitul se va considera egal cu al conductei de

alimentare 3, presupunând că pierderile de sarcină vor fi acoperite de pompa de combustibil inclusă în blocul de alimentare a arzătorului;

– în celelalte cazuri de reglare debitul se va lua aproximativ B4 = B3/2 , iar pierderile de sarcină Σ – (R1 + Z) vor fi stabilite în limitele vitezelor recomandate, corespunzătoare viscozităţii fluidului la temperatura de transport.

Alegerea pompelor se face luând în considerare o serie de aspecte. Circuitul de alimentare al rezervorului de consum zilnic are circulaţie forţată ,

asigurată de pompe cu roţi dinţate tip DL. În cazul centralelor mai mici de 100kW, se admite şi prevederea unei pompe de rezervă, manuală.


• Debitul pompei se stabileşte corespunzător circuitului 1:

Bp = B1 = ziBn

[kg/h] (X.5.114)

• Presiunea pompei se va stabili în funcţie de lungimea circuitului şi de poziţia acesteia în raport cu cele două rezervoare:

Hp = Σ (Rl + Z) + Hga + Hgr [bar] (X.5.115)

unde Σ(Rl+Z) reprezintă suma pierderilor de sarcină locale şi distribuite pentru circuitul RD-Rzi.

Fig. X.5.48. Abacă pentru dimensionarea conductelor de combustibil.


X.5.8.4. Evacuarea gazelor de ardere

a. Volumul de gaze şi aer necesar arderii: • Volumul teoretic de gaze arse precum şi volumul teoretic de aer necesar arderii

sunt calculate pe baza unor relaţii aproximative , în tabelul X.5.27.

Tabelul X.5.27

Volume teoretice de gaz şi aer

Natura combustibilului

Vat Vgt

Relaţia U.M. Relaţia U.M.

Solid 1,01 0,54180 CIP + Nm3/kg

0,89 1,654180 CIP + Nm3/kg

Lichid 0,85 24180 CIP + Nm3/kg

1,114180 CIP Nm3/kg

Gaze 1,09 0,254180 CIP − Nm3/Nm3

1,00 0,254180 CIP + Nm3/Nm3

• Volumul de gaze arse real precum şi volumul de aer real, necesar arderii, se

determină cu relaţiile:

Vgr = αVgt Var = αVat (X.5.116)

în care α este excesul de aer, conform tabelului X.5.28.

Tabelul X.5.28

Coeficient de exces de aer, α

Combustibil Solid bucăţi Solid praf Lichid Gazos

α 1,4-2,0 1,2-1,25 1,15-1,25 1,05-1,2

b. Dimensionarea prizei de aer. Pentru asigurarea unei arderi complete este necesar un debit de aer care, la centralele mici, se ia din sala cazanelor, iar la centralele mari, din exterior. Pentru a se crea depresiuni în sala cazanelor, centralele se prevăd cu prize de aer (dimensionate la debitul de aer real), care se amplasează, de obicei, în spatele cazanelor.

Secţiunea prizei de aer necesar arderii se dimensionează cu relaţia:

*

3600ar hV B

S a bv

= = ×⋅

[m2] (X.5.117)

în care: V*ar = αVar este volumul de aer real necesar arderii, în Nm3/kg; Bh – consumul orar

de combustibil, în kg/h; v – viteza aerului, în m/s; v = 1-2 m/s; a, b – dimensiunile laturilor prizei de aer, în m.


c. Înălţimea şi secţiunea coşului de evacuare a gazelor de ardere. Condiţia de asigurare a tirajului minim pentru acoperirea pierderilor de sarcină se regăseşte în relaţia:

( )a g

Hhg

=ρ − ρ

[m] (X.5.118)

în care: H este tirajul coşului de fum, în Pa; H = 11

za−

, unde z este tirajul cazanului,

caracteristică indicată de producător în norma internă a cazanului; ρa – densitatea aerului exterior, considerată la te = +10°C. Pentru centrale termice funcţionând şi vara, se va face verificarea funcţionării în această perioadă; ρg – densitatea gazelor de ardere.

Dacă înălţimea coşului este dictată de înălţimea construcţiei în care se află centrala termică sau de înălţimea construcţiilor din jur, atunci tirajul trebuie verificat. Se calculează:

Hreal = gh (ρa – ρg)

şi se face verificarea:

Hreal > H.

Dacă Hreal este mai mare decât tirajul necesar cazanului, o parte din exces se preia prin reglarea şibărului cazanului, iar restul, prin reducerea ariei secţiunii coşului de fum.

Dacă înălţimea coşului de fum nu este dictată de înălţimea construcţiei , atunci se va folosi un calcul prin încercări.

Astfel, se consideră că din tirajul H, o cotă-parte a este destinată acoperirii pierderilor de sarcină ale coşului şi canalului de fum, diferenţa 1 – a acoperă pierderile de sarcină ale cazanului. Valoarea lui a depinde de înălţimea coşului, conform tabelului X.5.29.

Tabelul X.5.29

Valorile coeficientului a

Înălţimea coşului h, în m 12 15 20 25 30

a 1 / 4 1 / 3,3 1 / 3,1 1 / 2,9 1 / 2,7

Dacă se ia în calcul o valoare a = 1/4, rezultă pierderile de sarcină ale cazanului:

z = (1 – a)H = 34

H şi H = 43

z (X.5.119)

Se calculează înălţimea coşului de fum cu relaţia X.5.118, care trebuie să corespundă valorii a impuse iniţial. În caz contrar, se reia calculul cu alegerea unei alte valori pentru a.

Valorile densităţilor aerului şi ale gazelor de ardere necesare calculului sunt trecute în tabelul X.5.30.

Secţiunea coşului de fum se calculează cu relaţia:

Scoş = gr hV Ba b

c h

⋅= × [m2] (X.5.120)

în care: Vgr este volumul real de gaze arse calculat, în Nm3/kg; Bh – consumul de combustibil orar, în kg/h; c – constantă, cu valori între 1400 şi 1850, în funcţie de h; h – înălţimea coşului de fum, în m; a, b – laturile interioare ale coşului de fum, care trebuie să fie multipli de 12,5 cm (lăţimea zidăriei din care se execută coşul).


Tabelul X.5.30

Pierderea de sarcină a cazanului

h [m]

tg [°C]

T [K]

ρg [kg/m3]

ρa [kg/m3]

ρa – ρg [kg/m3]

H [Pa]

10 230 503,15 0,73 1,24 0,51 51 12 200 473,15 0,78 1,24 0,46 55 15 180 453,15 0,82 1,24 0,42 63 20 170 443,15 0,84 1,24 0,40 80 25 160 433,15 0,86 1,24 0,38 95 30 150 423,15 0,87 1,24 0,37 111

d. Înălţimea coşului de evacuare a gazelor de ardere din condiţia de dispersie a

componentelor poluante. Pentru respectarea condiţiei de dispersie a poluanţilor, coşurile de fum vor trebui să satisfacă următoarele cerinţe:

– înălţimea şi secţiunea coşului să fie stabilite pentru a satisface condiţiile de tiraj, supraînălţare minimă a jetului şi dispersie corespunzătoare obţinerii unor concentraţii poluante la sol aflate sub pragul de alertă dedus din STAS 12574/83;

– prevederea punctelor de prelevare a probelor pentru analiza componentelor poluante; – prevederea de dispozitive de evacuare cu jet vertical, soluţie care facilitează supra-

înălţarea şi dispersia jetului de efluent gazos; – prevederea posibilităţii de curăţire şi colectare a depunerilor de pulberi pe

suprafeţele interioare, precum şi colectarea şi golirea condensului. Pentru evaluarea componentelor poluante vor fi utilizaţi factorii de emisie stabiliţi

experimental, în S.U.A.

Tabelul. X.5.31

Factori de emisie pentru centralele termice

Poluant Combustibil lichid, în kg/m3 GN

kg/106m3N GPL, în kg/1000 l

CLU CLU-M CLG Butan Propan Particule 1,80 1,20 1,00 302 0,23 0,22

SO2 17 S 17 S 19 S 9,6 0,005 S 0,005 S CO 0,025 0,60 0,05 128 0,096 0,081 NO2 4,8-9,6 1,50 12,60 160 0,12 0,11

Observaţie. S reprezintă conţinutul de sulf.

Cu aceşti factori pot fi obţinute concentraţiile la emisie, utilizând relaţiile următoare: • debitul masic de poluant emis: – cazul combustibilului lichid:

hx x

comb

BE e= ≤

ρ [kg/s] (X.5.121)

– cazul combustibilului gazos:

Ex=ex·Bh/ρ [kg/s] (X.5.122)

în care: ex este factorul de emisie pentru combustibil, în funcţie de combustibil; ρcomb – masa specifică a combustibilului lichid, în kg/m3.


• volumul real de gaze rezultate:

( )1gr gt at hV V V B⎡ ⎤= + α −⎣ ⎦∑ [Nm3/s] (X.5.123)

în care: α este coeficient de exces de aer; Vgt, Vat – debite teoretice specifice de gaze şi, respectiv, de aer necesare arderii, în Nm3/kg, deduse cu relaţiile lui Rossin şi Felding sau cu relaţii dependente de compoziţia elementară a combustibilului.

• concentraţia la emisie:

const xx

gr

EC

V=

∑ [mg/Nm3] (X.5.124)

Valorile concentraţiilor la emisie se compară cu pragurile de alertă deduse din Ord. 462/93, iar pentru imisie, cu cele deduse din STAS 12574/83.

Tabelul X.5.32

Concentraţii admisibile la emisie şi imisie, în mg/Nm3

Combustibil Nivel de protecţie Pulberi CO SOx NOx

Emisie Ord.462

Lichid Alertă 35 119 1190 315

Intervenţie 50 170 1700 450

Gazos Alertă 3,5 70 24,5 245

Intervenţie 5 100 35 350 Imisie

STAS 12574/83 Intervenţie 0,50 6 0,75 0,30

Alertă (24 h) 0,35 4,20 0,525 0,21

• înălţimea coşului de evacuare a gazelor de ardere: – condiţia de dispersie a efluenţilor gazoşi este:

3340 1x

CRalerta

EH

C R t=

⋅ ∆ [m] (X.5.125)

unde: Ex este debitul masic de poluant, în kg/h; Calertă – pragul de alertă al concentraţiilor poluanţilor la imisie, în mg/m3; ∆t – diferenţa între temperatura gazelor la ieşirea din coş şi temperatura exterioară de calcul:

273*1

100 273f

ht

R B+α⎛ ⎞= +⎜ ⎟

⎝ ⎠ [m3/h] (X.5.126)

cu: Bh = QCZ / η, în t/h; α* – exces de aer, în procente; tf – temperatura la ieşirea gazelor din coş, care se va determina ţinând cont de pierderile de căldură prin transfer către mediul ambiant sau către aerul necesar arderii, în cazul soluţiei coaxiale privind coşul de fum şi priza de aer:

tf = tg – β HC1 [ºC] (X.5.127)

tg – temperatura gazelor la ieşirea din cazan, iar β – gradientul de temperatură.


În final se va avea în vedere ca alegerea să corespundă condiţiei de mai jos:

( )1 2 0,5 mC C S clădireH H H H≤ + ≥ + , (X.5.128)

cu 21,1S CH H≈ , care reprezintă supraînălţarea jetului, care poate fi realizată numai dacă se folosesc dispozitive de refulare cu jet vertical.

e. Particularităţi referitoare la evacuarea gazelor de ardere. Existenţa pe piaţa românească a multor variante de echipamente din ţările C.E. a făcut posibilă cunoaşterea unor noi soluţii de evacuare a gazelor ce rezultă în urma arderii combustibililor în focarele cazanelor. Deşi literatura noastră de specialitate prevedea variante similare, acestea nu au făcut obiectul aplicaţiilor practice.

Variantele moderne pe care ne propunem să le discutăm pot fi rezumate astfel: – evacuare individuală: cu priză laterală de aer rece; cu priză de aer încălzită prin

recuperare de căldură de la gazele de ardere; – evacuare colectivă:cu priză individuală de aer rece; cu priză tip ventuză. Aşa cum se ştie din paragrafele precedente, pentru aerul necesar arderii se prevede o

priză care trebuie amenajată după reguli generale cunoscute. Dacă aceasta aduce în centrala termică aerul încălzit, creează condiţii de confort în zonă şi ameliorează randamentul arderii; în caz contrar, cele două avantaje dispar.

Cât priveşte evacuarea gazelor, se pune în discuţie numai modelul de calcul ce trebuie adoptat pentru dimensionare.

Dimensionarea secţiunii coşului de fum. Fie că evacuarea se realizează individual sau colectiv, secţiunea coşului de fum va depinde, ca şi în cazul clasic, prezentat anterior, de volumul de gaze rezultate în procesul de ardere şi care trebuie evacuate.

Pe de altă parte, secţiunea coşului poate fi rectangulară sau circulară, aceasta fiind o opţiune particulară a proiectantului pentru cazul particular studiat.

Deşi există programe de calcul care permit stabilirea rapidă a acesteia, condiţiile fizice trebuie să fie aceleaşi, ceea ce determină acceptarea în continuare a teoriei lui Gröber, potrivit căreia se poate scrie:

*gr h

coşV B

Sn h

= [m2] (X.5.129)

Dacă se ia în discuţie cazul unui singur cazan, toate mărimile vor fi stabilite pentru sarcina termică a acestuia, rămânând ca pentru n să fie adoptate valori corespunzătoare după normele româneşti.

Pentru a stabili diametrul coşului de evacuare este suficient să se scrie egalitatea:

* 2

;4

gr h coşcoş coş

V B dS d

n h

π= = ⇒ [m2] (X.5.130)

din care să rezulte diametrul minim necesar, care urmează a fi adoptat în funcţie de dimensiunile normalizate ale conductelor din care urmează a fi confecţionat.

În cazul racordării mai multor cazane la acelaşi coş de fum, relaţiile rămân valabile, cu precizarea că *

grV şi hB vor fi calculate pentru sarcinile termice instalate, care în fapt

reprezintă suma mărimilor specifice ale cazanelor.


Priza de aer şi canalul de aer. Deoarece numai varianta canalelor concentrice reprezintă o particularitate, va fi luată în discuţie, pentru a-i stabili condiţiile de calcul.

Din motive legate de continuitatea calculului se procedează mai întâi la dimensionarea canalelor de aer.

Se consideră cazul unui singur cazan. Se reiau relaţiile anterioare referitoare la priza de aer, şi anume:

* *ar ar hV V B= [m3/h] ;

*ar c cV S w= (X.5.131)

unde: cS reprezintă secţiunea canalului de aer; cw – viteza cu care aerul se poate deplasa în canal.

● Pentru secţiunea canalului se va avea în vedere faptul că cele două canale sunt concentrice:

*

3600ar

cc

VSw

= [m2]

2 2( )4c p coşS d dπ

= − [m2] (X.5.132)

2 4 cp coş

Sd d= +

π [m]

● Pentru priza de aer se are în vedere ca viteza de intrare a aerului să fie mică (vp = 1-2 m/s), iar aceasta să fie protejată contra impurităţilor ce pot pătrunde din exterior şi, după caz, să existe o protecţie contra intemperiilor.

Fig. X. 5. 50. Varianta de amenajare a prizelor de aer: a – cu evacuare laterală; b – cu evacuare verticală.

Fig. X.5.49. Schema de calcul pentru coş coaxial.


Pentru ambele cazuri se pune problema stabilirii secţiunii prizei, luând însă în considerare măsurile de protecţie specifice:

*

3600ar

prizăp

VSw

= [m2] (X.5.133)

unde pw = 1-2 m/s.

X.5.9. Bilanţuri energetice

Alimentarea cu energie a consumatorilor, gestiunea raţională şi eficientă a bazei energetice presupun cunoaşterea corectă a performanţelor energetice ale tuturor consumatorilor unei societăţi comerciale, unei localităţi şi la nivel naţional.

În energetica europeană se vorbeşte de mai multă vreme de „efectul de tunel” al consumurilor energetice, apărut în ţările C.E., care începe să fie luat în considerare şi la noi în ţară.

Apariţia Legii nr.10/1995 privind calitatea în construcţii, apoi a altor acte normative, cum ar fi C107/1,2-97, care se referă la rezistenţele termice normate pentru clădiri civile, şi Legea 199/2000, care se referă la utilizarea eficientă a energiei, dovedesc preocuparea specialiştilor din ţara noastră de a stopa risipa de energie. La aceste eforturi concertate se adaugă apariţia Agenţiei Române pentru Conservarea Energiei (1993), care dispune de filiale judeţene capabile să urmărească gestionarea resurselor energetice la nivelul Uniunii Europene.

În conformitate cu Legea energiei, la începutul anului 2003 au fost organizate cursuri de formare a „Auditorilor energetici”, iar agenţii economici au obligaţia să întocmească „Programe de eficienţă energetică” pe termen scurt şi lung, vizând chiar programe de investiţii pentru realizarea acestor performanţe. Acesta este contextul actual în care „Bilanţurile energetice” pot reprezenta baza de date pe care trebuie să o creeze un auditor energetic pentru a elabora un program de eficienţă energetică.

Elaborarea şi analiza bilanţurilor energetice constituie cel mai eficient mijloc de stabilire a măsurilor tehnico-organizatorice menite să conducă la creşterea efectului util al energiei introduse într-un sistem, la diminuarea consumurilor specifice de energie pe produs.

Modele matematice pentru realizarea bilanţurilor energetice au la bază principiul conservării energiei. În acest sens, se defineşte mulţimea mărimilor de intrare, se calculează pierderile de bilanţ, pe categorii de procese, se stabilesc valorile randamentelor şi se constituie setul mărimilor de ieşire.

În funcţie de scopul urmărit, bilanţurile energetice se întocmesc în patru faze distincte ale unui sistem, şi anume: la proiectarea unui sistem nou sau modernizarea unui sistem existent, la omologarea şi recepţionarea părţilor componente ale unui sistem, la cunoaşterea şi îmbunătăţirea parametrilor tehnico-funcţionali ai unui sistem în procesul exploatării, precum şi la întocmirea planurilor curente şi de perspectivă privind economisirea şi folosirea raţională a energiei.

Fundamentarea consumului de energie, în planurile anuale şi de perspectivă, ale oricărui sistem energetic, are la bază măsurătorile, calculele şi concluziile bilanţurilor energetice care trebuie să ţină seama de toate modificările aduse instalaţiei sau tehnologiilor de fabricaţie folosite sau preconizate.


X.5.9.1. Clasificarea bilanţurilor energetice

Bilanţurile energetice se pot clasifica în funcţie de mai multe criterii. a) Forma energiilor participante în proces determină gruparea bilanţurilor energetice

în două mari categorii: • bilanţuri energetice, atunci când în procesul analizat participă numai energii ordonate,

ca de exemplu în cazul bilanţurilor electrice. Bilanţurile energetice, având un caracter exclusiv cantitativ, nu permit obţinerea unor concluzii concrete în cazul energiilor neordonate;

• bilanţuri exergetice, recomandate pentru sistemele în care participă energii ne-ordonate. Bilanţurile exergetice exprimă atât primul principiu al termodinamicii (deoarece suma dintre exergie şi axergie este constantă) cât şi al doilea principiu al termodinamicii, deoarece fiecărei ireversibilităţi îi corespunde o anumită reducere a exergiei, cu mărimea corespunzătoare a anergiei. În figura X.5.51 sunt prezentate, pentru comparaţie, fluxurile de energie a şi, respectiv, exergie-anergie b.

Fig. X.5.51. Diagrame

de bilanţ: a – bilanţ energetic;

b – bilanţ exergie-anergie.

În primul caz, bilanţul energetic se scrie sub forma:

Qi = Qu + Qp (X.5.134) în care: Qi reprezintă energia introdusă în sistem, în W; Qu – energia utilă, în W; Qp – pierderile de energie, în W.

Nu se pot evidenţia pierderile reale ale sistemului analizat, iar randamentul de utilizare a energiei introduse, Qi, este influenţat în mod artificial de acea parte a energiei care are capacitate nulă de transformare şi care, prin urmare, nici în condiţii ideale de desfăşurare a procesului nu se poate transforma într-o altă formă de energie. Prin aceasta, randamentul energetic astfel definit nu permite stabilirea măsurii reale în care procesul analizat se depărtează de condiţiile optime.

În cel de-al doilea caz, bilanţul exergie-anergie poate fi scris sub forma:

Qi = Ei + Ai = Eu + Ai + n

ii

π∑ , (X.5.135)

în care: Ei reprezintă exergia introdusă în sistem,în W; Eu – exergia utilă, în W; n

ii

π∑ –

suma pierderilor de exergie în procesul analizat, în W; Ai – anergia introdusă în sistem şi care, în cadrul procesului analizat, nu suferă nici o transformare, în W.


În acest mod, bilanţurile exergie-anergie permit analiza proceselor sau a instalaţiilor în care acestea au loc, cu luarea în considerare atât a cantităţilor de energie care intervin cât şi a capacităţii de transformare a acestora. Astfel, sunt evidenţiate în mod clar şi precis pierderile reale, cauzele şi locurile din instalaţiile în care se produc aceste pierderi, scoţând din sfera preocupărilor energiile cu capaci-tate nulă de transformare.

Este posibilă şi întocmirea bilanţului în care să nu apară anergia introdusă în sistem; acesta este bilanţul de energie, în care nu apar decât exergiile introduse în sistem, exergiile evacuate şi pierderile de exergie (fig.X.5.52).

b) Tipul purtătorului de energie grupează bilan-ţurile energetice în următoarele categorii (prin purtător de energie se înţelege totalitatea fluxurilor materiale care, în urma unor transformări de stare, pot acumula, transmite sau ceda energie):

• bilanţuri electrice, în cazul în care în sistemul analizat intră numai energie electrică; • bilanţuri termice, în cazul în care în sistemul analizat intră ca purtători de energie

aburul, apa caldă sau fierbinte; • bilanţuri de combustibil, în cazul în care în sistemul analizat intră ca purtători de

energie combustibili de toate formele sau gazele calde; • bilanţuri de aer comprimat, în cazul în care în sistemul analizat intră ca purtător

de energie aerul comprimat. c) Numărul formelor sau purtătorilor de energie care participă în procesul analizat

permite gruparea bilanţurilor energetice în: • bilanţuri simple, în cazul în care bilanţul se referă la o singură formă sau un singur

purtător de energie. Acest tip de bilanţ îşi propune să evidenţieze modul de utilizare a unei singure forme de energie care intră în contur. Din această categorie fac parte bilanţul de combustibil, de energie termică, energie electrică etc;

• bilanţuri complexe, în cazul în care ele se referă la două sau mai multe forme de energie. De menţionat că bilanţul care se referă atât la combustibilul cât şi la energia termică intrată în contur poartă denumirea de bilanţ termoenergetic, iar cel care se referă la toate formele de energie intrate în sistem se numeşte bilanţ energetic total.

d) Conţinutul, metoda şi momentul elaborării clasifică bilanţurile energetice în două grupe mari:

• bilanţuri de proiect, efectuate fie cu prilejul proiectării unor obiective noi, fie la modernizarea sau reconstruirea unor obiective existente. Aceste bilanţuri se întocmesc pe cale analitică, pe baza performanţelor tehnico-funcţionale garantate de furnizori, pentru fiecare utilaj, agregat, instalaţie care intră în componenţa sistemului proiectat. Având caracterul de bilanţ preliminar, el trebuie să fie realizat în ipoteza adoptării soluţiilor optime, corespunzătoare condiţiilor tehnico-economice celor mai avansate pe plan mondial;

• bilanţuri pentru instalaţii existente, în această categorie fiind incluse următoarele tipuri de lanţuri energetice:

– bilanţuri energetice reale, prin care se înţelege relevarea, prin intermediul măsu-rătorilor şi al calculelor analitice, a situaţiei energetice existente într-un sistem, la un moment dat. Bilanţul real, pe lângă faptul că reflectă nivelul tehnic al exploatării sistemului, constituie baza tehnico-economică de fundamentare a măsurilor tehnice şi organizatorice menite să conducă la ridicarea performanţelor energetice ale sistemului analizat, prin reducerea pierderilor şi o cât mai eficientă folosire a tuturor formelor de energie;

Fig. X.5.52. Bilanţ exergetic.


– bilanţurile energetice optime, care sunt bilanţurile unui sistem analizat, în ipoteza că acesta ar fi adus în condiţii optime energetice de funcţionare prin aplicarea tuturor măsurătorilor tehnice şi organizatorice pe care ştiinţa le pune la îndemână, într-un moment dat.

Deoarece cunoştinţele tehnico-ştiinţifice evoluează destul de rapid de la o etapă la alta, condiţiile optime energetice de funcţionare a unui sistem înregistrează mutaţii continue, ceea ce impune determinarea periodică a bilanţurilor energetice optime. Compararea acestora cu bilanţurile energetice reale indică, pe de o parte, decalajul existent la un moment dat între funcţionarea reală şi funcţionarea în condiţii optime, iar pe de altă parte, mărimea eforturilor necesare pentru realizarea acesteia.

Bilanţurile energetice normate se calculează pe baza performanţelor energetice ale sistemului analizat, preconizate a fi atinse de acesta într-o perioadă determinată de timp, de obicei un an, prin aplicarea unei întregi game de măsuri tehnice şi organizatorice, stabilite pe baza concluziilor rezultate din bilanţurile reale. Bilanţul energetic normat tinde în timp către bilanţul energetic optim.

e) Caracterul procesului de producţie care intră în componenţa sistemului analizat permite clasificarea bilanţurilor în două grupe caracteristice, şi anume:

• bilanţuri energetice de bază, efectuate pentru acele părţi constituente ale sistemului care determină producţia de bază realizată în cadrul acestuia;

• bilanţuri energetice secundare, efectuate pentru componentele auxiliare ale sistemului, care deservesc într-o formă sau alta procesul de bază.

După eleborarea separată a acestor două tipuri de bilanţuri, este indicat să se facă o sinteză a lor, dacă situaţia reală a sistemului permite acest lucru.

Conţinutul intern al conturului, respectiv sfera de cuprindere, permite clasificarea bilanţurilor energetice în bilanţuri pe agregate, instalaţii, secţii de producţie, întreprinderi, paltforme industriale şi bilanţuri la nivelul economiei naţionale. De obicei, întocmirea bilanţurilor începe cu elemetele componente ale sistemului analizat, deci de la simplu la complex.

Gradul de încărcare a sistemului analizat constituie un criteriu de grupare a bilanţurilor energetice în bilanţuri elaborate la sarcini caracteristice (maxime, nominale, minime) şi la sarcini parţiale semnificative procesului respectiv. Acest procedeu permite evidenţierea variaţiei consumurilor de energie şi a randamentelor cu gradul de încărcare a agregatelor, instalaţiilor etc., care intră în componenţa sistemului.

Perioada pentru care se elaborează bilanţul determină clasificarea bilanţurilor energetice în bilanţuri orare, bilanţuri pe o perioadă calendaristică oarecare (schimb, zi, decadă, lună, trimestru, an), bilanţuri pe ciclu de funcţionare şi bilanţuri pe unitatea de produs realizat într-un anumit timp. Dintre aceste tipuri de bilanţuri, normativele prevăd ca obligatorii bilanţurile orare şi anuale.

Bilanţurile pe ciclu de producţie se elaborează de obicei în cazul proceselor ciclice, la care celelalte tipuri de bilanţuri nu permit evaluarea corectă a eficienţei energetice a acestor procese.

Bilanţul energetic pe o perioadă de un an se întocmeşte, în special, pentru întreprinderi în care agregatele sau instalaţiile energetice au regimuri de funcţionare diferite de la o perioadă la alta a anului.

Transformarea bilanţului energetic într-un bilanţ pe o perioadă calendaristică τ trebuie să ţină seama de regimul de lucru al tuturor părţilor componente ale sistemului analizat în perioada respectivă. În acest caz, se însumează timpul de funcţionare productivă,


de mers în gol, de staţionare tehnologică sau de avarie şi cu perioada de la pornirea instalaţiei până la atingerea regimului de lucru. Pentru fiecare parte componentă a perioadei calendaristice τ, elementele bilanţului variază atât în raport cu parametrii interni sau externi ai sistemului cât şi în raport cu sarcina agregatelor componente ale sistemului.

În cazul proceselor ciclice, elaborarea bilanţului pe o perioadă calendaristică τ se obţine prin multiplicarea elementelor de bilanţ calculate pe ciclu cu numărul de cicluri realizate în perioada respectivă.

În mod similar, trecerea de la bilanţul energetic pe unitatea de produs la un bilanţ pe o perioadă calendaristică se obţine prin multiplicarea componentelor de bilanţ pe produs cu volumul produselor realizate în perioada respectivă.

X.5.9.2. Abordarea bilanţurilor energetice

Întocmirea bilanţurilor energetice presupune parcurgerea, în general, a următoarelor etape principale:

• analiza atentă a instalaţiilor, a agregatelor, precum şi a proceselor tehnologice de bază şi auxiliare care constituie obiectul bilanţului energetic;

• întocmirea schemelor fluxului tehnologic de materiale şi ale fluxurilor energetice; • delimitarea conturului de bilanţ şi precizarea legăturilor acestui contur cu sistemele

limitrofe; • identificarea purtătorilor de energie şi a modului de circulaţie a acesteia în interiorul

sistemului; • precizarea regimurilor de lucru pentru care se întocmesc bilanţurile energetice; • stabilirea caracteristicilor fiecărui element component al sistemului şi precizarea

mărimilor ce vor fi măsurate, a metodelor şi mijloacelor de măsurare, precum şi a periodicităţii citirilor pentru fiecare mărime măsurată în intervalul de timp stabilit pentru bilanţul respectiv;

• alegerea şi montarea corectă a tuturor aparatelor şi dispozitivelor cu ajutorul cărora vor fi măsurate toate componentele bilanţului energetic;

• întocmirea modelului matematic al bilanţului energetic, în vederea optimizării acestuia, în funcţie de restricţiile impuse atât sub aspect tehnologic cât şi sub aspect funcţional;

• elaborarea bilanţurilor energetice reale şi optime; • analiza pierderilor reale şi stabilirea unui program etapizat de măsuri tehnico-

organizatorice în vederea reducerii la minimum, într-un interval de timp cât mai redus, a pierderilor şi a valorificării integrale a resurselor energetice secundare.

Pe baza rezultatelor bilanţului energetic real şi a analizei detaliate a tuturor componentelor de energie utilă şi de pierderi de energie, se întocmeşte bilanţul energetic normat, care ţine seama de toate măsurile stabilite ca urmare a studiului efectuat.

Analiza componentelor utile şi a pierderilor de energie se realizează după urmă-toarea metodologie:

a) Clasificarea pierderilor de energie după criteriul caracterului lor fizic: • Pierderi de căldură prin:

– gazele de ardere ieşite din conturul de bilanţ; – căldura sensibilă a produselor ieşite din contur;


– căldura fizică a deşeurilor tehnologice ieşite din contur; – energia chimică legată a resurselor energetice secundare combustibile; – arderea incompletă, chimică sau mecanică; – căldura evacuată cu fluidele de răcire; – căldura disipată în mediul ambiant prin radiaţie, convecţie şi conducţie.

• Pierderi de energie electrică în transformatoare, maşini electrice etc. • Pierderi mecanice prin frecare sau prin frânarea şi oprirea maselor în mişcare; • Pierderi hidraulice prin laminări şi frecări etc. • Pierderi ale agenţilor energetici prin scăpări, evaporări, purjări etc.

b) Defalcarea pierderilor după criteriul cauzelor care le generează: – starea necorespunzătoare a instalaţiilor; – abateri de la regimul tehnologic recomandat; – exploatare necorespunzătoare; – mers în gol al instalaţiilor; – alte cauze.

c) Compararea atât a componentelor energiei utile cât şi a pierderilor rezultate din întocmirea bilanţului energetic real al sistemului analizat cu performanţele cele mai ridicate din punct de vedere tehnic al unor instalaţii, agregate sau procese tehnologice similare pe plan mondial.

d) Stabilirea, pe această bază, a căilor şi măsurilor tehnico-organizatorice menite să asigure reducerea pierderilor de energie şi valorificarea cât mai eficientă a resurselor energetice secundare ieşite din conturul de bilanţ. Valorificarea resurselor energetice secundare poate fi realizată, în funcţie de condiţiile existente, atât în cadrul conturului analizat cât şi în alte sisteme limitrofe acestuia.

X.5.9.2.1. Particularităţile bilanţurilor electroenergetice

Bilanţul electroenergetic real stabileşte legătura dintre energia preluată din exterior de către sistemul analizat şi cea consumată în interiorul său. Dacă energia intrată în sistem este egală cu energia utilă însumată cu pierderile de energie, atunci bilanţul este definit ca bilanţ electroenergetic închis. În caz contrar, bilanţul poartă denumirea de bilanţ electro-energetic deschis.

În ambele cazuri, elaborarea bilanţului electroenergetic trebuie să înceapă cu determinarea regimurilor de lucru ale tuturor instalaţiilor care intră în conturul de bilanţ, precum şi cu studierea schemelor de alimentare cu energie a acestora, pe baza cunoaşterii diagramelor de sarcină şi a modului de utilizare şi gospodărire a energiei electrice.

Sarcina electrică este formată din puterea activă, puterea reactivă, puterea aparentă a consumatorilor analizaţi, fie la un moment dat, fie pe o perioadă anumită de timp. Dacă pe perioada elaborării bilanţului există variaţii sensibile de sarcină, în calcule se lucrează cu sarcina medie. Pentru întocmirea graficelor de sarcină, pe perioada de bilanţ, trebuie cunoscute puterile instalate ale receptoarelor de energie şi regimul lor de lucru.

Puterea instalată la nivelul tuturor receptoarelor de energie electrică simultan în funcţiune reprezintă suma puterilor nominale, raportată la durata activă a ciclului τactiv. Puterea instalată la nivelul unui sistem (secţie, întreprindere etc.) se determină pe baza puterilor nominale ale receptoarelor electrice ce intră în componenţa sistemului respectiv.


Elaborarea bilanţurilor electroenergetice reale presupune parcurgerea succesivă a următoarelor etape:

– elaborarea sau verificarea schemelor electrice şi tehnologice ale sistemului supus analizei şi inserarea în aceste scheme a aparaturii de măsură şi control necesare;

– delimitarea contururilor de bilanţ, fixarea punctelor de măsură suplimentare şi verificarea atentă a tuturor aparatelor destinate măsurării curenţilor, puterilor şi energiilor;

– efectuarea măsurătorilor într-o zi caracteristică de producţie, rezultată din analiza consumului de energie pe un an anterior perioadei de bilanţ;

– determinarea energiei electrice intrate în conturul de bilanţ şi departajarea ei în consum pentru iluminat şi pentru producţie (consumul se separă sub forma energiei active şi reactive, calculându-se factorul de putere mediu pe sistemul analizat);

– calcularea pierderilor de energie ale tuturor consumatorilor din cadrul conturului de bilanţ;

– determinarea energiilor utile la nivelul utilajelor, instalaţiilor şi al întregului contur de bilanţ;

– calcularea bilanţului electroenergetic şi a indicatorilor de eficienţă; – analiza rezultatelor obţinute prin compararea cu indicatorii de proiect şi cu

performanţele unor utilaje similare pe plan mondial; – stabilirea măsurilor tehnico-organizatorice necesare îmbunătăţirii regimului de

funcţionare a tuturor componentelor sistemului analizat, în vederea atingerii, într-un interval de timp cât mai redus, a performanţelor optime.

Ecuaţia bilanţului energetic poate fi scrisă sub forma:

Ei = Eu + Ep + Eres , (X.5.136)

în care Ei este energia intrată în sistem, în kWh;

Ei = Eex + Eg (X.5.137)

unde: Eex este energia introdusă în sistem din exteriorul acestuia; Eg – energia generată în interiorul sistemului analizat; Eu – energia utilă; Eres – energia resurselor energetice secundare care ies din sistem sub formă de energie electrică; Ep – energia pierdută în interiorul sistemului sub formă de pierderi: în reţeaua de distribuţie, ∆EL; în transformatoare, ∆ET; în electromotoare, ∆Em; în bobinele de reactanţă, ∆EBR.

Prin urmare, se poate scrie:

Ep =∆EL + ∆ET + ∆Em + ∆EBR. (X.5.138)

X.5.9.2.2. Particularităţile bilanţurilor termoenergetice

Bilanţul termoenergetic exprimă corelaţia dintre căldura intrată într-un contur de bilanţ, pierderile care au loc şi energia utilă, necesară proceselor tehnologice ce se desfăşoară în sistemul analizat. Analitic, bilanţul termoenergetic se exprimă prin relaţia:

Qi = Qu + Qp + Qres [J/u.r], (X.5.139)

în care: Qi reprezintă cantitatea de căldură intrată (introdusă) în conturul de bilanţ analizat, raportată, după tipul bilanţului, la o oră, la un ciclu de producţie sau la unitatea de produs realizată (notată cu unitatea de referinţă u.r); Qu – căldura utilă; Qp – pierderile de căldură la


nivelul conturului de bilanţ; Qres – cantitatea de căldură livrată altor contururi ca resursă energetică secundară recuperată.

Toţi termenii ecuaţiei (X.5.139) au o structură complexă şi numai o analiză de detaliu a fiecăruia permite cunoaşterea şi interpretarea corecte ale bilanţului termoenergetic.

a) Căldura intrată. Prin căldura intrată sau introdusă în sistemul analizat se înţelege suma cantităţilor de căldură introduse în conturul de bilanţ prin combustibilii consumaţi

BiQ∑ , prin gazele calde sau prin alte resurse energetice secundare provenite din alte

contururi şi utilizate în sistemul analizat, giQ∑ , prin alţi purtători de căldură, ca de

exemplu: aerul de ardere, fluide de răcire, materii prime şi materiale tehnologice, dispozitivele de transport ce le însoţesc, fmiQ∑ , prin energia electrică utilizată pentru procesele de

încălzire, ∑ eiQ , precum şi căldura rezultată prin reacţii chimice exoterme (exclusiv cele

de ardere a combustibililor), exiQ∑ .

Prin urmare, căldura intrată în conturul de bilanţ se poate exprima prin relaţia:

i Bi gi fmi exi eiQ Q Q Q Q Q= + + + +∑ ∑ ∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.140)

• Cantitatea de căldură introdusă în conturul de bilanţ cu combustibilii consumaţi se determină cu relaţia:

Bi cBi fBiQ Q Q= +∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.141)

în care: cBiQ∑ reprezintă cantitatea totală de căldură chimic legată a combustibililor

consumaţi; fBiQ∑ – suma cantităţilor de căldură fizică (sensibilă) a combustibililor respectivi:

cBi i iQ B H=∑ ∑ [J/u.r] (X.5.142)

fBi i BiQ B h=∑ ∑ [J/u.r] (X.5.143)

unde: Bi reprezintă cantitatea de combustibil introdus în sistem în unitatea de referinţă, în kgf pentru combustibilii solizi sau lichizi şi în Nm3 pentru combustibilii gazoşi; Hi – puterea calorifică inferioară a combustibilului respectiv, în J/Nm3; hBi – entalpia combus-tibilului la temperatura tBi de intrare în contur, în J/Nm3.

• Cantitatea de căldură introdusă în conturul de bilanţ cu gazele calde sau alte resurse energetice secundare provenite din alte contururi, giQ∑ , se determină cu relaţia:

1100gi gc k kQ V V i=∑ ∑ [J/u.r] (X.5.144)

în care: Vgc reprezintă cantitatea de gaze calde intrată în conturul de bilanţ în unitatea de referinţă, în Nm3/u.r; Vk – conţinutul volumetric al componentelor gazoase, în %; ik – entalpia acestor componente la temperatura tgci de intrare în contur, în J/Nm3.

• Cantitatea de căldură introdusă în conturul de bilanţ, fmiQ∑ , prin alţi purtători

de căldură ca: aerul de ardere (inclusiv aerul fals), QL, fluide de răcire, ΣQrăc,i, aburul de


injecţie a combustibilului lichid, Qinj, aburul tehnologic, .ab tehQ∑ , materii prime,

materiale tehnologice, dispozitive de transport al acestora etc., Qmi. Se poate exprima în forma cea mai generală cu următoarea relaţie:

, .fmi L rac i inj ab teh miQ Q Q Q Q Q= + + + +∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.145)

b) Căldura utilă. Prin căldura utilă, în cadrul unui contur de bilanţ termoenergetic, se înţelege, în forma cea mai generală, suma constituită din cantităţile de căldură necesare realizării reacţiilor chimice endoterme ce au loc în sistemul analizat, endQ∑ ; căldura

chimic legată, cBQ∑ , respectiv căldura sensibilă, sBQ∑ , a combustibililor produşi în

contur şi evacuaţi din acesta, inclusiv gazele tehnologice combustibile; căldura fizică a materialelor principale şi auxiliare realizate în interiorul conturului de bilanţ, precum şi a dispozitivelor de transport al acestora, fmQ∑ şi căldura necesară evaporării apei

introduse cu materialele intrate în contur, apaQ∑ . Se poate scrie deci:

u end cB sB fm apaQ Q Q Q Q Q= + + + +∑ ∑ ∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.146)

• Cantităţile de căldură necesare realizării reacţiilor endoterme (Qr > 0) se calculează, pentru substanţele de referinţă introduse sau evacuate din conturul sistemului analizat, în funcţie de starea fizică a substanţei respective.

• Cantităţile de căldură chimic legate, respectiv căldura sensibilă a combustibililor produşi în contur şi evacuaţi din acesta, precum şi căldura fizică a materialelor principale şi auxiliare şi a dispozitivelor de transport al acestora se determină cu relaţii cunoscute în literatura de specialitate.

c) Pierderile de căldură. Ultimii doi termeni ai ecuaţiei (X.5.139) se determină de obicei împreună şi reprezintă pierderile de căldură la nivelul conturului şi cantitatea de căldură livrată altor sisteme sub formă de resurse energetice secundare recuperate. În general, acestea se constituie din: cantităţile de căldură chimic legate, 2cQ∑ , respectiv

căldura fizică, 2fQ∑ , a gazelor de ardere evacuate la coş sau livrate spre a fi folosite în

alte contururi; căldura chimic legată, cgQ∑ , respectiv căldura fizică, fgQ∑ , a gazelor

de ardere evacuate prin uşi şi alte orificii deschise ale instalaţiilor; căldura chimic legată evacuată prin ardere mecanic incompletă în zgură, căzătură sau cenuşă volantă, cmQ∑ , şi

respectiv căldura fizică a acestora, fmQ∑ ; căldura fizică evacuată din instalaţia analizată

cu zgura, fzgQ∑ , praful antrenat la coş, fpQ∑ , precum şi cu fluidele de răcire ale

diverselor ansambluri ale instalaţiei, ∑Qf răc; căldura radiată în mediul înconjurător prin

uşi sau alte orificii deschise, radQ∑ , precum şi prin pereţii instalaţiei, rperQ∑ ; şi, în

sfârşit, cantitatea de căldură acumulată în pereţii instalaţiilor analizate în perioadele tranzitorii, până la atingerea regimului staţionar de funcţionare, acQ∑ .



2 2p res c f cg fg cm fmQ Q Q Q Q Q Q Q+ = + + + + + +∑ ∑ ∑ ∑ ∑ ∑

fzg fp frac rad rper acQ Q Q Q Q Q+ + + + + +∑ ∑ ∑ ∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.147)

• Cantitatea de căldură chimic legată a gazelor de ardere evacuate la coş se determină cu relaţia:

{ }2 2(1 ) 3018CO 2579H H C H /100 4,1648c i ga gor imn m nQ B n V V⎡ ⎤= − − ⋅ + + ⋅⎡ ⎤⎣ ⎦⎣ ⎦∑ [J/u.r]

(X.5.148) în care, în plus faţă de notaţiile deja explicitate, apar: Vga – volumul gazelor rezultate din arderea unei unităţi de combustibil, în Nm3/kg sau Nm3/ Nm3; Vgor – volumul gazelor de ardere evacuate din instalaţia analizată prin uşi sau alte deschideri, în Nm3/u.r.

• Cantitatea de căldură pierdută din instalaţia analizată datorită căldurii sensibile a gazelor de ardere evacuate la coş se calculează cu relaţia:

2 (1 ) /100f i ga gor jga jgaQ B n V V V i⎡ ⎤= − − × ×⎣ ⎦∑ ∑ [J/u.r] (X.5.149)

în care: Vjga reprezintă ponderea volumetrică a componentei j din gazele de ardere evacuate la coş, în %; ijga – entalpia componentei j din gazele de ardere, calculată la temperatura t2, în J/Nm3.

• Cantitatea de căldură chimic legată a gazelor de ardere scăpate din instalaţie prin diverse orificii, uşi deschise etc., se determină cu relaţia:

, ,cg gor k k ig kQ V H= ⋅ τ ⋅∑ ∑ [J/u.r] (X.5.150)

în care: Vgor,k reprezintă volumul gazelor de ardere scăpate orar prin orificiul sau deschiderea k, în Nm3/h; τk – timpul cât stă deschis orificiul k, în h; Hig,k – puterea calorifică inferioară a gazelor de ardere scăpate prin orificiul k, în J/Nm3.

• Cantitatea de căldură pierdută cu gazele de ardere evacuate prin diverse orificii şi deschideri se determină cu relaţia:

, ,fg gor k k gor kQ V i= ⋅ τ ⋅∑ ∑ [J/u.r] (X.5.151)

în care: igor,k reprezintă entalpia gazelor de ardere ieşite prin orificiul k, corespunzătoare temperaturii tgor,k, în J/Nm3; Vjgor,k – ponderea volumetrică a componentei j în gazele de ardere evacuate prin orificiul k, în %; ijgor,k – entalpia corespunzătoare componentei j, la temperatura tjgor,k, în J/Nm3.

• Cantitatea de căldură chimic legată evacuată prin ardere mecanic incompletă în particulele de combustibil cuprinse în zgură, căzătură şi cenuşă volantă se calculează cu relaţia:

cm zg izg gr jigr cv icvQ G H G H G H= + +∑ [J/u.r] (X.5.152)

în care: Gzg, Ggr, Gcv reprezintă cantitatea de zgură, respectiv cantitatea de combustibil căzut printre barele grătarului, precum şi cantitatea de praf volant antrenat de către gazele de


ardere, în kg/u.r; Hizg, Higr, Hicv – puterile calorifice inferioare corespunzătoare celor trei grupe de pierderi, în J/kg.

• Cantitatea de căldură evacuată prin căldura sensibilă a pierderilor mecanic incomplete se determină cu relaţia:

fm zg mzg zg gr mgr gr cv mcv cvQ G c t G c t G c t= + +∑ [J/u.r] (X.5.153)

în care: cmzg,cmgr,cmcv reprezintă căldura specifică medie a zgurii, respectiv căzăturii prin barele grătarului şi a cenuşii volante la temperaturile medii la care se evacuează din instalaţie fiecare dintre componentele menţionate, în J/kg°C; tzg,tgr,tcv – temperaturile la care sunt evacuate cele trei componente, în °C.

• Cantitatea de căldură evacuată din instalaţia analizată prin căldura sensibilă a zgurii extrase în stare granulată sau lichidă se calculează cu expresia:

0,3fzg zg zgQ G t=∑ [J/u.r] (X.5.154)

• Cantitatea de căldură evacuată din instalaţie cu căldura sensibilă a prafului de materiale tehnologice antrenate cu gazele de ardere se determină cu relaţia:

2(1 )fp i ga mpQ p B n V c t= ⋅ −∑ [J/u.r] (X.5.155)

în care: p este conţinutul de praf în greutate într-un Nm3 de gaze de ardere, în kg/Nm3; cmp – căldura specifică a prafului corespunzătoare temperaturii t2, în J/kg °C.

• Cantitatea de căldură evacuată prin căldura preluată de fluidele de răcire ale diverselor subansambluri se calculează cu relaţia:

, , ,f rac rac i rac iQ G i=∑ ∑ [J/u.r] (X.5.156)

în care: Grăc,i reprezintă cantitatea fluidului de răcire i, în kg/u.r; irăc,i – entalpia fluidului de răcire i la temperatura de evacuare a fluidului respectiv din instalaţie, în J/kg.

• Cantitatea de căldură pierdută prin radiaţie în mediul ambiant prin uşi sau alte orificii deschise se determină cu expresia:

4 4273 273

4,96 4,1648 [J/u.r]100 100

c ambrad k k k

t tQ F

⎡ ⎤+ +⎛ ⎞ ⎛ ⎞⎢ ⎥= ⋅ϕ ⋅ ⋅ τ − ⋅⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎢ ⎥⎝ ⎠ ⎝ ⎠⎣ ⎦

∑ ∑

(X.5.157)

în care: 4,96 este coeficientul radiaţiei totale al corpului absolut negru, în kcal/m2hK4; ϕk – coeficientul de diafragmare al orificiului k, în funcţie de configuraţia sa geometrică; Fk – secţiunea orificiului k, în m2; tamb,tc – temperatura mediului ambiant, respectiv a corpului care radiază (gaze de ardere, suprafaţa băii etc.) în dreptul orificiului k, în °C.

• Cantitatea de căldură pierdută de instalaţia analizată în mediul ambiant prin radiaţia pereţilor se determină pentru două perioade caracteristice, şi anume: perioada de încălzire a instalaţiei, τ1, până atinge regimul stabilizat, şi perioada de funcţionare în regim stabilizat, τ2. Pierderile care au loc în perioada de răcire sunt afectate perioadei de nefuncţionare a instalaţiei.



, ,rper rper i rper sQ Q Q= +∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.158)

În scopul calculării pierderilor prin radiaţie, întreaga suprafaţă a instalaţiei analizate se împarte în elemente caracterizate de aceeaşi temperatură medie a pereţilor şi aceeaşi constituţie a izolaţiei.

Cantitatea de căldură pierdută prin radiaţia pereţilor, în regim stabilizat, se calculează cu relaţia:

,rper s rs jv jv j rest j restQ F q F q⎡ ⎤= τ +⎣ ⎦∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.159)

în care: τrs este timpul de funcţionare a instalaţiei în regim stabilizat, în h; Fjv,Fi rest – suprafaţa exterioară a elementului j din porţiunea de vatră, respectiv din restul pereţilor, în m2; qjv, qj rest – cantitatea de căldură pierdută orar pe unitatea de suprafaţă a elementului j din porţiunea vetrei respectiv din restul pereţilor, în J/m2h.

• Cantitatea de căldură pierdută prin acumulare se determină ca sumă a pierderilor de căldură în zona vetrei şi în restul pereţilor:

ac acv acrestQ Q Q= +∑ ∑ ∑ [J/u.r] (X.5.160)

iar

( )acrest js s msi msfsQ v c t t= ⋅ γ ⋅ −∑ ∑ [J/u.r] (X.5.161)

unde: vjs este volumul materialului din stratul izolator s, corespunzător elementului de suprafaţă Fj rest, în m3; γs – greutatea specifică a materialului din stratul s, în kg/m3; cs – căldura specifică medie a materialului din stratul s, între temperaturile tmsi şi tmsf, în J/kg °C; tmsi, tmsf – temperatura medie a stratului s în momentul iniţial al perioadei de răcire, respectiv temperatura finală, în °C.

X.5.9.2.3. Concepţia elaborării bilanţului exergetic

Bilanţul exergetic furnizează precizări foarte importante în ceea ce priveşte valoarea pierderilor reale de energie, localizarea şi stabilirea adevăratelor cauze ale pierderilor, permite analizarea concretă a măsurilor tehnico-organizatorice menite să contribuie la diminuarea pierderilor şi inclusiv la ridicarea performanţelor proceselor respective.

Aplicarea metodei de analiză exergetică presupune determinarea tuturor com-ponentelor unui bilanţ exergetic, precum şi a parametrilor de stare ai purtătorilor de energie ce participă într-un contur de bilanţ.

Exergia unei energii ordonate este egală ca valoare chiar cu energia respectivă. În cele ce urmează vor fi prezentate relaţiile de calcul ale principalelor componente ale bilanţului exergetic.

a) Exergia corespunzătoare unei energii mecanice este dată, prin definiţie, de relaţia:

mec mecE W= [J/u.r] (X.5.162)


b) Exergia corespunzătoare unei energii electrice este definită de expresia:

ec ecE W= [J/u.r] (X.5.163)

c) Exergia introdusă sau evacuată dintr-un contur de bilanţ de către cantitatea G, în kg sau Nm3, dintr-un material se determină cu relaţia:

m mE Ge= [J] (X.5.164)

în care em reprezintă exergia unităţii de masă sau de volum din materialul respectiv, în J/kg sau J/Nm3.

d) Exergia unei unităţi de combustibil este dată de relaţia:

0 0( )c i tE H T s s= − − [J/kg] sau [J/Nm3] (X.5.165)

în care st este entropia produselor finale ale arderii, la temperatura finală (teoretică) de ardere, în J/kg K sau J/Nm3 K.

De menţionat că exergia unui combustibil reprezintă, de fapt, exergia amestecului de combustibil cu aerul la un exces dat. Prin urmare, exergia este în funcţie nu numai de combustibil, ci şi de cantitatea de aer. Exergia unui combustibil se micşorează cu creşterea excesului de aer.

e) Exergia unei cantităţi de căldură Q cedată sau preluată de o masă materială, la presiune constantă, este dată de expresia:

0

11Q

TE Q

T⎡ ⎤

= −⎢ ⎥⎣ ⎦

[J] (X.5.166)

în care: T1 este temperatura purtătorului căldurii Q, în K. f) Pierderea de energie în cadrul unui proces de transfer al cantităţii de căldură Q

între temperaturile T1 şi T2 se determină cu relaţia:

1 2 0 0 02 1 1 2

1 1 TT Q T Q T ST T T T−

⎛ ⎞ ∆π = − = = ∆⎜ ⎟ ⋅⎝ ⎠

(X.5.167)

X.5.9.3. Măsurarea mărimilor folosite în calculul bilanţurilor energetice

X.5.9.3.1. Măsurarea mărimilor electrice

Pentru efectuarea măsurătorilor, în vederea determinării mărimilor din structura unui bilanţ electroenergetic, trebuie îndeplinite următoarele condiţii:

– întocmirea unei scheme monofilare a întregii instalaţii şi cunoaşterea caracteristicilor cablurilor, barelor, motoarelor şi a altor categorii de consumatori;

– fixarea punctelor de măsurare a consumurilor de energie; – pregătirea aparatelor şi realizarea schemelor de măsurare a mărimilor din structura

de bilanţ; – montarea unui set minim de aparate de măsură la nivelul tablourilor de distribuţie;


– aplicarea măsurilor de protecţie a muncii în instalaţiile în care se execută măsurătorile şi instruirea echipei de lucrători, care preiau sarcina finalizării măsurătorilor legate de întocmirea bilanţului energetic;

– măsurătorile se fac pentru o zi caracteristică din luna cu cele mai mari consumuri de energie. Mărimile de măsurat se citesc din oră în oră pe cele trei schimburi de lucru ale secţiei din conturul de bilanţ analizat. Măsurarea mărimilor se face fie direct, fie indirect. După determinarea mărimilor din proces, se calculează valoarea lor medie şi valoarea medie pătratică.

Alegerea aparatelor de măsură şi a celorlalte elemente din schema construită pentru măsurători se face în ideea ca aparatajul selectat să reziste solicitărilor mecanice şi ale influenţelor mediului în care va lucra. Pentru alegerea aparatelor din schema de măsură trebuie verificat gradul de precizie şi factorul de calitate ale aparatelor sau dispozitivelor de citire şi extensia scării, în aşa fel încât să cuprindă gama mărimilor ce se măsoară.

Clasa de precizie a aparatelor de măsură exprimă eroarea tolerată la măsurători, în procente din indicaţia maximă a aparatului de măsurat.

Pentru aparatele electrice există cinci clase de precizie, şi anume: clasa 0,2, cu eroare tolerantă ± 0,2% din scara de măsură; clasa 0,5, cu eroarea ± 0,5%; clasa 1, cu eroarea ± 1%; clasa 1,5, cu eroarea ± 1,5%; clasa 2,5, cu eroarea ± 2,5%. Aparatele din clasa 0,1 şi 0,2 sunt utilizate pentru măsurători de precizie în laborator sau pe platforme de încercări. Aparatele din clasa 0,5 şi 1 sunt utilizate pentru măsurători curente de control. Aparatele din clasa 1,5 şi 2,5 sunt utilizate ca aparate de tablou. Factorul de calitate cel mai mare îl au aparatele cu magnet permanent, după care urmează aparatele electrice electrodinamice, electromagnetice şi de inducţie.

Punerea la zero a aparatelor este obligatorie pentru clasele de precizie 0,2 şi 0,5. Consumurile proprii tehnologice variază între 0,2 ...20 VA. Limita superioară de consum se regăseşte la voltmetre şi wattmetre, iar limita inferioară a consumului apare în cazul ampermetrelor magnetoelectrice.

Dacă în instalaţie există transformatoare de măsură, atunci trebuie cunoscute erorile de raport pentru curent, respectiv pentru tensiune, şi erorile de unghi. O atenţie deosebită trebuie dată modului în care se leagă transformatorul de măsură în reţea.

Condiţiile preliminare pentru realizarea unor măsurători precise se referă la: aşezarea aparatelor în poziţia lor de etalonare, punerea la zero a acului indicator, aburirea geamului aparatului pentru a evita influenţa sarcinii electrostatice ce se poate forma prin eventualele frecări în timpul transportului, curăţirea tuturor fişelor de la rezistenţele de precizie şi montarea lor prin presare în locaşurile respective, montarea corectă în circuitul supus măsurătorilor a tuturor aparatelor şi în special a contoarelor de energie, mai ales în situaţii când în schemă figurează transformatoare de măsură, ferirea tuturor aparatelor de influenţa câmpurilor electrice şi magnetice exterioare, prin aşezarea lor la o depărtare apreciabilă de maşinile electrice, transformatoare şi condensatoare electrice, prin care circulă curenţi intenşi.

X.5.9.3.2. Metode şi scheme de măsură a mărimilor din structura unui bilanţ termoenergetic

Metodele şi schemele de măsură a elementelor din structura unui bilanţ termoenergetic vizează determinarea lungimilor şi suprafeţelor, măsurarea temperaturilor, a presiunii şi a diferenţei de presiune, determinarea lucrului mecanic şi a puterii, măsurarea turaţiei,


cantităţilor, a conţinutului de praf şi a umidităţii purtătorilor de energie (gaze, abur), analiza chimică a lichidelor şi a gazelor, a puterii calorifice a combustibililor şi controlul arderii .

a) Măsurările cu mărci tensometrice permit stabilirea variaţiei lungimilor, respectiv a suprafeţelor prin modificarea rezistenţei electrice a mărimii supuse analizei. Mărcile tensometrice folosesc traductoare pentru măsurarea pe cale electrică a mărimilor neelectrice.

Pentru variaţii mici ale lungimilor şi suprafeţelor, se utilizează mărci tensometrice pe bază de semiconductoare. Metodele de măsurare se bazează pe scheme în punte şi cuprind metoda punctului zero şi metode bazate pe dispozitive amplificatoare de frecvenţă purtătoare. Pentru măsurarea grosimilor, se utilizează metoda penetraţiei bazată pe absorbţia de radiaţii de către materialul examinat, a reflexiei, metoda comparaţiei, a curenţilor turbionari şi metode bazate pe ultrasunete. Pentru măsurarea suprafeţelor se utilizează planimetre lineare şi polare, cu şi fără dispozitiv de compensare a erorilor. Dacă nu există disponibil un planimetru, atunci suprafeţele trebuie determinate prin calcul cu ajutorul formulei lui Simpson.

b) Metodele şi schemele de măsurare a temperaturilor se pot clasifica astfel: – procedee mecanice de măsurare a temperaturilor, care fac apel la termometre de

sticlă cu lichid, termometre cu dilatarea metalelor, termometre cu tub Bourdon etc.; – procedee electrice de măsurare a temperaturilor bazate pe termometre cu rezistenţe

metalice, termometre cu rezistenţă pe bază de semiconductoare, termocuple, pirometre de radiaţie etc.

Schemele pentru utilizarea practică a acestor clase de aparate sunt simple şi nu necesită montaje speciale.

c) Măsurarea presiunii şi a diferenţei de presiune se realizează cu ajutorul următoarelor tipuri de aparate şi scheme: manometre cu lichid, manometre elastice, manometre cu piston şi cu plutitor, aparate electrice pentru măsurarea mărimilor neelectrice bazate pe influenţa presiunii asupra rezistenţei unui conductor sau cele bazate pe efectul piezoelectric, barometre cu mercur, manometre diferenţiale, manometre cu mai multe lichide etc. Metodele de măsurare a presiunii sunt: metode de măsurare prin comprimare, recomandate pentru presiuni mici, de până la 10–5 torr; metode bazate pe efectele electrice, produse de variaţia presiunii asupra conductoarelor, recomandate pentru presiuni mari şi pentru măsurarea presiunilor rapid variabile, metode de măsură a presiunii bazate pe variaţia conductibilităţii termice a gazelor, metode de măsură bazate pe ionizarea gazelor şi cele bazate pe frecarea gazelor (cu posibilităţi de măsură între 800 torr până la 10–10 torr). Un rol important la măsurarea presiunilor, în diverse instalaţii, îl au aparatele indicatoare electrice şi mecanice. Aparatele electrice se recomandă pentru viteze mari de variaţie a presiunii, iar cele mecanice, pentru viteze mici.

d) Măsurarea forţelor şi a momentelor se realizează prin procedee mecanice, hidraulice sau electrice.

Măsurarea electrică a forţelor se efectuează cu ajutorul capsulelor cu cărbune, cu semiconductoare, cu mărci tensometrice, cu capsule magnetoelastice, cu capsule inductive şi cu capsule piezoelectrice.

Momentele de rotaţie se măsoară în două ipoteze, şi anume: cu pierderi de putere, folosind frânarea mecanică, hidraulică, pneumatică şi electrică, şi fără pierderi de putere, cu ajutorul următoarelor dispozitive: cântar pendular necoaxial şi cântar pendular coaxial; se


mai folosesc diverse tipuri de dinamometre (cu pârghie, de torsiune etc.) şi alte tipuri de aparate.

e) Măsurarea turaţiei se realizează prin diverse procedee dintre care selectăm: procedee cu impuls, procedee mecanice bazate pe pendulul centrifug, procedee de măsurare prin vibraţii, procedee electrice (curenţi turbionari, traductoare electrice), procedee electronice, optice şi pneumatice.

Pentru măsurarea turaţiilor mici se folosesc contoare, iar pentru măsurarea turaţiilor mari se recomandă tahogeneratoare electrice. Pentru măsurarea turaţiilor foarte înalte se folosesc metode bazate pe traductoare electronice.

f) Măsurarea cantităţilor se realizează cu două grupe de procedee, şi anume: procedee care nu afectează legea ce stă la baza funcţionării aparatelor de măsură şi procedee care afectează această lege. Prima grupă de procedee se aplică la măsurarea cantităţilor de combustibil şi a volumelor din recipiente închise (volume ocupate de lichide sau gaze). Nivelurile se pot determina prin măsurarea presiunii sau a diferenţei de presiune, a conductibilităţii electrice (metoda Moffet) sau pe baza conductibilităţii termice. Măsurarea nivelurilor se mai face şi prin metode capacitative, prin metode bazate pe ultrasunete, radiaţii etc.

Măsurarea volumelor se realizează cu ajutorul recipientelor de măsură basculante şi a aparatelor echipate cu contoare, cum ar fi: contoare cu tambur, cu piston inelar şi piston profilat, contoare cu pistoane rotative pentru gaze etc. La măsurarea volumelor se mai utilizează metode de cântărire mecanică automată.

Măsurarea cantităţilor prin procedee care afectează legea ce determină funcţionarea aparatului se realizează prin următoarele tehnici: tehnica recipientelor sub presiune, procedeu aplicabil la determinarea cantităţilor de gaz; determinarea cantităţilor de abur prin tehnica diafragmei, determinarea cantităţii pe baza tehnicii de măsurare a vitezei medii în conducte, măsurarea cantităţilor prin tehnica strangulării transversale (stavile, ajutaje, diafragme, tuburi Venturi), tehnica traductoarelor de debit etc.

Construcţia şi montarea aparatelor de măsurat se dau în STAS 7347 – 70 pentru debitmetre de aer şi gaz şi pentru prizele de presiune în cazul diafragmelor.

Măsurarea debitelor de scurgere se realizează cu ajutorul presiunii dinamice, a metodelor electrocalorice, inductive bazate pe principiul lui Faraday (aplicat la măsurarea debitelor mici), cu ajutorul rotametrelor, a forţei portante a plutitorului, metodă aplicabilă la măsurarea debitelor continue de lichid, gaz şi abur.

Cele mai importante metode tehnice de măsurare a cantităţilor şi debitelor sunt: tehnica strangulării, tehnica bazată pe căderea de presiune pe măsurarea presiunii dinamice, tehnica bazată pe rotametre şi pe procedee termice.

Măsurarea cantităţilor de praf emise pe coşurile de fum se realizează prin următoarele procedee: procedee ciclonice, bazate în special pe aparatul Bowag, procedee electrice bazate pe efectul electric de frecare având ca prototip aparatul Konitest, procedee gravimetrice, bazate pe microcântarul lui Gast.

g) Măsurarea conţinutului de umiditate a gazelor se face prin determinarea maselor înmagazinate de vapori, fie prin condensare, fie prin absorbţie. Determinarea umidităţii gazului se face prin modificarea stării acestuia, şi anume: prin variaţia temperaturii, a presiunii, prin modificarea volumului, determinarea punctului de rouă şi prin utilizarea izotopilor radioactivi.


Măsurarea umidităţii relative se face cu diverse procedee tehnice, din care menţionăm: tehnica materialelor higroscopice, tehnica aparatelor psihrometre, tehnica măsurării umidităţii prin difuzie cu ajutorul higrometrelor etc.

Determinarea conţinutului de umiditate a gazelor are o importanţă deosebită, mai ales pentru cercetări ce se referă la probleme energetice complexe. Astfel, pentru deter-minarea punctului de rouă se utilizează aparate bazate pe oglinzi răcite. Pentru determinarea directă a umidităţii relative a aerului se folosesc higrometre cu fir. Limitele superioare de temperatură se ridică la 50oC, în cazul utilizării părului natural, şi la 100oC, în cazul folosirii materialelor sintetice. Cel mai răspândit aparat pentru măsurarea indirectă a umidităţii relative este psihrometrul de aspiraţie, prevăzut cu termometru cu mercur sau, în cazul măsurării continue, se recomandă echiparea aparatului cu termometre cu rezistenţă. Măsurarea conţinutului de umiditate a aburului se realizează cu ajutorul calorimetrului de trecere şi al calorimetrului cu laminare prin supraîncălzirea aburului umed, ca urmare a trecerii agentului prin strangulare.

h) Analiza chimică a lichidelor urmăreşte determinarea conţinutului de săruri, a concentraţiei de oxigen, de ioni de hidrogen etc. La analiza lichidelor se folosesc procedee şi aparate bazate pe variaţia conductibilităţii lichidului supus analizei. Pentru stabilirea concentraţiei de oxigen în lichide se utilizează aparatele construite de Freier, Tödt şi Wickert, dintre care aparatele Oxyflux dau rezultate cu erori de ± 5% la stabilirea concentraţiei de oxigen în apă.

Concentraţia de ioni de hidrogen joacă un rol important pentru apa din cazane şi se stabileşte cu ajutorul procedeului electrolitic, care dă erori mai mici decât procedeele optice şi calorimetrice.

i) Măsurarea puterii calorifice a combustibililor solizi, lichizi şi gazoşi se realizează cu diverse procedee de laborator, descrise în standardele în vigoare. Determinarea puterii calorifice a combustibililor solizi se face fie pe baza metodei descrise în STAS 5269-69 (bomba calorimetrică), fie prin analiza chimică a combustibilului.

Stabilirea puterii calorifice a combustibililor lichizi şi gazoşi se face cu ajutorul metodelor descrise în STAS 41-1965. Determinarea compoziţiei gazelor se face prin analize chimice, fizice şi fizico-chimice.

j) Analiza gazelor permite stabilirea compoziţiei lor, astfel ca procesul de ardere să decurgă fără pierderi. Este ştiut că lipsa de oxigen duce la pierderi prin ardere chimic incompletă a combustibilului, iar aerul în exces absoarbe energie şi generează pierderi, ducând la mărirea cantităţii de căldură evacuate cu gazele de ardere.

Procedeele de analiză chimică a gazelor de ardere au la bază: absorbţia selectivă a componentei de gaz căutată, urmată de absorbţia produsului de ardere.

În prezent, în exploatare, se folosesc în locul analizelor manuale analize automatizate. Analiza gazelor bazată pe procedee fizice operează cu: măsurări ale conductivităţii

termice fie direct, fie prin comparaţie, măsurarea căldurii de combustie, aplicarea procedeelor magnetice, a procedeelor termodinamice etc. Dintre procedeele de analiză prezentate, cele mai precise şi deosebit de rapide sunt procedeele fizice.

Procedeele fizico-chimice se recomandă pentru măsurarea concentraţiilor foarte scăzute.

Măsurarea oxigenului din gazele de ardere pe cale magnetică dă rezultate mult mai precise decât prin măsurarea căldurii de reacţie şi prin măsurarea conductibilităţii termice.

Controlul arderii constituie o operaţie care urmăreşte economisirea combustibilului din proces.

ANEXE

ANEXA 1

Temperaturile medii lunare ale aerului exterior


ANEXA 1 (continuare)


ANEXA 2

Densitatea apel în funcţie de temperatură




ANEXA 3

Caracteristicile apei şi vaporilor de apă saturată


ANEXA 4

Pierderile de sarcină unitare R pentru conducte de oţel, la ∆t = 20 K






ANEXA 5

Coeficienţi de rezistenţă locală în funcţie de material şi mărimi geometrice



ANEXA 6

Pierderi de sarcină unitare locale Z pentru conducte de oţel şi Σξ = 1


ANEXA 7

Nomogramă pentru calculul pierderilor de sarcină liniare la conductele de condensat cu circulaţie prin pompare


ANEXA 8

Alegerea dispozitivelor pentru separarea condensatului

BIBLIOGRAFIE

1. Carabulea, C., Carabogdan, I. Modele de bilanţuri energetice reale şi optime, Editura Academiei Române, Bucureşti, 1982.

2. Petrescu, A., Duţă, Gh. Încălzirea clădirilor industriale, Editura Tehnică, 1981. 3. Popescu, M., Ilina, M. ş.a. Instalaţii de încălzire. Îndrumător de proiectare, Editura Tehnică,

1992. 4. Popescu, M. ş.a. Manualul de instalaţii. Instalaţii de încălzire, Editura Artecno,

Bucureşti, 2002. 5. * * * Manualul inginerului textilist, Editura Tehnică, Bucureşti, 1959. 6. * * * Colecţie de standarde şi acte normative în vigoare.

Documents

cap X 5 - qserver.utm.mdqserver.utm.md/carti_scanate/carti/Carti_in_PDF/Manualul... · 994 MANUALUL INGINERULUI TEXTILIST – PROBLEME TEHNICE GENERALE Tabelul X.5.1 Evaluarea climatului