1

CAPITOLUL11

INSTALATII DE CONDITIONARE

11.1. Rolul şi principalele elemente ale unei instalaţii de condiţionare aerului

Instalaţiile de condiţionare, au rolul de a menţine în încăperi parametrii

prescrişi de climă interioară (temperatura şi umiditatea). În acelaşi timp, rolul lor

este şi de a împrospăta aerul din încăperi, în scopul asigurării purităţii necesare a

acestuia [11.1, 11.2, 11.3, 11.4, 11.5]. Când singurul parametru controlat este

temperatura, avem de a face cu o instalaţie de condiţionare parţială a aerului.

Există două mari categorii de instalaţii de condiţionare a aerului:

- instalaţii de condiţionare a aerului propriu-zise, folosite în industrie;

- instalaţii de climatizare ce deservesc spaţiile de locuinţe, birouri, etc.;

În fig. 11.1 se prezintă schema de principiu a unei instalaţii de condiţionare

a aerului, cu principalele sale elemente [11.4, 11.6].

Ven

tila

tor

reci

rcu

lare

Masina

frigorifica

Ven

tila

tor

de

sufl

aj

Pompa apa calda

Aer evacuat

HFN

Centrala de tratare a aerului

Pompa

umidificatorului

Bat

eria

re

ce

MBC

Aer recirculat

Pompa apa rece

Aer

rec

icla

t

Bat

eria

pre

inca

lzir

e

Fil

tru

R

Sep

arat

or

pic

atu

ri

Um

idif

i-ca

tor

Bat

eria

inca

lzir

e

R

S

Reteaua de suflaj

Generator apa calda

Reteaua de recirculare

Guri de recirculare

Local supus

climatizarii

Guri de suflaj

Am

ort

izo

r zg

om

ot

Aer ambiant

I'

I

Jalu

zele

aer

p

roas

pat

Aer proaspat

(nou)

Figura 11.1. Schema de principiu a unei instalaţii de condiţionare:

N – aer proaspăt (nou); R – aer recirculat (reciclat); M – amestec aer nou cu aer recirculat;

BC – aer după bateria de preîncălzire (bateria caldă); F – aer după bateria rece; H – aer după bateria

de umidificare; S – aer suflat; I’ – aer interior înainte de absorbţia umidităţii; I – aer interior ambiant.

În figura 11.2 este ilustrată o secţiune prin „inima” unei instalaţii de

condiţionare în care, după filtrare, aerul supus condiţionării trece mai întâi prin

bateria de preîncălzire, apoi prin bateria rece, iar după parcurgerea umidificatorului

acesta intră în bateria de încălzire. În cele din urmă este preluat de ventilatorul de

suflaj şi trimis în încăperea destinată condiţionării.

2

Fig. 11.2 Principalele elemente ale unei instalaţii de condiţionare.

Instalaţiile de condiţionare a aerului destinate industriei, servesc pentru

menţinerea condiţiilor ambientale necesare fie pentru producţie, fie pentru stocare

produselor, aceste condiţii variind funcţie de destinaţia încăperii, de procesul

tehnologic, de debitul şi de gradul de toxicitate al degajărilor de nocivităţi.

Instalaţiile de climatizare sunt folosite pentru menţinerea unei ambianţe

confortabile în spaţiile destinate încăperilor cu cerinţe deosebite de microclimat

(locuinţe, birourilor, săli curs, săli de reuniuni, etc). În acest caz, principalii

parametrii luaţi în considerare sunt temperatura ambientală, aerul suflat, structura

pereţilor care delimitează încăperea, ca şi umiditatea relativă şi vehiculările de aer

din spaţiul respectiv. Noţiunea de confort pe care o folosim ar putea conduce la

ideea că instalaţiile de climatizare reprezintă un lux, ceea ce este adevărat în

anumite cazuri. Dar, în multe alte situaţii, instalaţia de climatizare este de strictă

necesitate, funcţie de tipul construcţiei, poziţia geografică, influenţa atmosferei

exterioare şi degajările de căldură din interior. În aceste condiţii, instalaţia de

climatizare trebuie să asigure parametrii necesari de microclimat în limite stabilite.

Din punct de vedere al aparaturii ce intră în componenţa instalaţiilor de

condiţionare şi de climatizare, acestea sunt foarte asemănătoare, diferenţa fiind

generată de scopul urmărit. Metoda de tratare a aerului determină tipul aparatelor

utilizate, dar se ia în considerare şi importanţa instalaţiei.

11.2. Sisteme şi aparate de condiţionare a aerului

În funcţie de necesităţile fiecărei instalaţii de condiţionare a aerului, trebuie

ales sistemul şi aparatul cel mai potrivit, principalele criterii considerate în această

alegere fiind condiţiile ambientale ce se urmăresc a fi obţinute, dar şi cheltuielile de

investiţie şi exploatare.

11.2.1. Sisteme cu răcire directă sau cu „detentă directă”

Sistemele cu răcire directă sunt instalaţii de condiţionare a aerului simple şi

în consecinţă costuri de investiţii scăzute. Acestea pot fi realizate sub forma unor

climatizoare individuale monobloc, a unor unităţi („dulapuri”) de condiţionare a

aerului sau ca aparate cu elemente separate în spaţiu.

3

Climatizoare individuale monobloc. Climatizorul individual (numit şi „climatizor

de fereastră”) este un aparat simplu, destinat

climatizării unei încăperi. Vaporizatorul cu

ventilatorul său sunt fixate într-o carcasa

comună de protecţie de plastic sau metalică,

montată pe unul din pereţii vitraţi ai încăperii.

Condensatorul şi compresorul sunt dispuse

spre exteriorul încăperii ce urmează a fi

climatizată (fig. 11.3).

Majoritate aparatelor de acest tip

funcţionează numai cu aer reciclat, dar există

şi unele care absorb din exterior un mic debit

de aer nou. Există anumite modele care pot

funcţiona şi ca pompă de căldură ca urmare a posibilităţii inversării ciclului

frigorific.

Răcirea condensatorului se face cu aer din exterior, întâlnindu-se mai rar

climatizoare individuale la care răcirea condensatorului este cu apă. Puterile

frigorifice sunt cuprinse între 1,2 şi 12 kW.

Există de asemenea modele care aparţin ventilo-convectoarelor şi care

presupun o maşină frigorifică incorporată şi un condensator cu aer. Ele sunt

realizate după acelaşi principiu iar dimensiunile lor permit o amplasare facilă.

Reglarea acestor instalaţii se face cu ajutorul unui termostat. În general,

selectarea vitezei de rotaţie a ventilatorului se face cu o telecomandă.

Avantajul principal al acestui tip de aparat este legat de instalarea rapidă şi

costul coborât. Dezavantaje sunt legate de problemele datorate zgomotului

(aproximativ 50÷60 dB) şi faptului că ele nu pot servi în general decât pentru

răcirea aerului, iar controlul temperaturii şi al umidităţii este mai puţin precis.

Unităţi („dulapuri”) de condiţionare

a aerului („roof-top”). Aceste aparate sunt

realizate sub forma unor structuri

paralelipipedice orizontale care pot fi instalate

în interiorul sau exteriorul clădirilor. La cele

montate în interior condensatoarele au răcire

cu apă, în timp ce la modelele pentru exterior,

răcirea se face cu aer. În primul caz, aparatele

sunt amplasate în încăperea ce urmează a fi

condiţionată, în cel de-al doilea caz ele fiind

montate pe acoperiş, terasă sau în spatele

clădirii (fig. 11.4). În practica curentă, aceste

tipuri de instalaţii se numesc chiller-e.

Unitatea de aer condiţionat este un

aparat cu detentă directă asamblat în întregime

în fabrică. Ea include un filtru, elemente ce asigură răcirea, încălzirea, ventilaţia şi

un panou de comandă. Puterile acestor tipuri de climatizoare sunt bine determinate.

Utilizarea unui „dulap” de aer condiţionat este deci limitată la un singur caz, în

Fig. 11.3. Climatizor individual.

Fig. 11.4. Unitate de condiţionare a

aerului tip „dulap”.

4

care caracteristicile sale coincid exact cu exigenţele mediului ce urmează a fi tratat.

În unele cazuri, se poate transforma o unitate de aer condiţionat în aparat de aer

condiţionat la un preţ scăzut. Trecerea de la unul la altul trebuie să se facă în urma

unui studiu laborios în care să se ţină cont de debitul de aer, presiunea statică

suplimentară necesară, puterea frigorifică totală şi factorii climatici impuşi de noua

destinaţie a aparatului. Modificarea debitului de aer se face în general acţionându-

se asupra sistemului de antrenare a ventilatorului. Trebuie să se ţină seama şi de

comportamentul maşinii frigorifice la sarcină parţială. În cazul climatizoarelor de

gabarite mici, reglarea puterii nu se poate face decât prin oprire/pornire, la puteri

mari reglarea făcându-se în trepte. Pe piaţă există un foarte mare număr de astfel de

aparate de diferite dimensiuni şi puteri, cu caracteristici variind de la un producător

la altul [11.4].

În fig. 11.5 se prezintă schematic modul de funcţionare al unui roof-top,

instalaţie foarte mult utilizată pentru condiţionarea aerului în clădirile cu

dimensiuni mari.

Fig. 11.5. Secţiune prin o instalaţie de condiţionare tip roof-top.

Domeniile de utilizare a acestor aparate sunt: magazine, supermarket-uri,

birouri, săli de calculatoare, săli de conferinţă mici, laboratoare izolate, etc. care

necesită o tratare a aerului care să includă: răcire, încălzire, filtrare, aport de aer

nou. Puterile frigorifice ce caracterizează aceste aparate au în general valori

cuprinse între 6 şi 175 kW.

Reglarea acestor aparate se face în general cu un termostat plasat pe

reţeaua de recirculare.

Avantajul lor este aceleaşi ca la climatizoarele monobloc individuale iar

dezavantajul constă în imposibilitatea de a menţine o temperatură şi o umiditate

perfect constante iar presiune suplimentară disponibilă pentru reţeaua de ţevi este

de maxim 400 Pa (40 mmH2O).

5

Aparate cu elemente separate. În

acest caz, vaporizatorul cu ventilatorul său

sunt separate de maşina frigorifică (fig. 11.6),

care poate fi echipată cu un condensator de

răcire cu aer sau cu apă. În cazul maşinilor cu

răcire cu aer, există un număr mare de

modele. Vaporizatorul poate fi realizat sub

forma unui ventilo-convector care poate fi

plasat într-o nişă, pe un perete sau într-un

tavan fals. El poate fi prevăzut cu filtre, baterii

de pre- şi reîncălzire, jaluzele de reciclare şi

amestec pentru aer. Vaporizatorul şi maşina

frigorifică, care sunt legate prin ţevile de fluid frigorific, nu trebuie să fie prea

departe unul de celălalt, putându-se ajunge la distanţe de maxim 2030 m.

Domenii de utilizare sunt aceleaşi ca la unităţile de condiţionare a aerului.

Reglarea pentru maşina frigorifică se face pornind de la un termostat amplasat pe

reţeaua de recirculare, iar pentru restul, reglarea se face ca pentru o instalaţie de aer

condiţionat cu presiune joasă clasică.

Faţă de climatizoarele individuale şi unităţile de aer condiţionat prezentate

anterior, la aceste aparate se pot ajusta în fiecare caz particular puterile

vaporizatorului şi maşinii frigorifice, în funcţie de necesităţile reale.

Dezavantajul lor este legat de faptul că atunci când aparatul funcţionează

pe răcire, nu se pot atinge o temperatură şi o umiditate relativă foarte precise. Cu

aceeaşi maşină frigorifică, nu se poate deservi decât un număr limitat de

vaporizatoare („splituri”). Tubulatura prin care circulă fluidul frigorific determină

cheltuieli suplimentare de instalare.

Toate aparatele descrise anterior funcţionează cu detentă directă, putând fi

folosite şi ca pompă de căldură aer-aer pentru încălzire primăvara şi toamna, la

temperaturi exterioare ce nu coboară de obicei sub 0 oC. Coeficientul de

performanţă în acest caz este în jur de 2,5. Puterea frigorifică a acestor pompe de

căldură fabricate în serie se încadrează între 5 şi 50 kW.

11.2.2. Instalaţii de joasă presiune şi centrale de tratare a aerului

Sistemele de joasă presiune clasice presupun tratarea aerului într-o

centrală monozonală, adică o centrală care deserveşte doar o încăpere sau un grup

de încăperi în care sarcinile termice sunt practic identice. În fig. 11.1 s-a prezentat

realizarea practică a acestui tip de centrală. În funcţie de tipul de tratare a aerului ce

trebuie realizată, anumite elemente pot varia sau pot fi chiar suprimate: de

exemplu, înlocuirea bateriei de umidificare cu un umidificator cu vapori, absenţa

conductelor de recirculare a aerului, etc.

Centrala de tratare a aerului este deseori realizată dintr-o carcasă de tablă de oţel ce

include dispozitivele specifice puse într-o ordine dată (fig. 11.7). Pentru debite de

aer mari şi mai ales în instalaţiile industriale, se folosesc centrale de tratare zidite.

Răcirea aerului se poate face cu detentă directă, cu apă răcită de o instalaţie

frigorifică sau cu apă rece naturală provenită din pânza freatică. Răcirea prin

Fig. 11.6. Aparate cu elemente separate.

6

detentă directă este limitată la cazurile în care e necesară deservirea unei singure

centrale de tratare a aerului. În cazul mai multor centrale, răcirea se face cu o

instalaţie de producţie a apei reci.

Fig. 11.7. Secţiune printr-o instalaţie de condiţionare a aerului clasică.

Domeniile principale de utilizare ale instalaţiilor clasice sunt: amfiteatre,

teatre, săli de conferinţă, anumite raioane ale marilor magazine, centre de calcul,

antrepozite, interioarele clădirilor de birouri. Se recomandă utilizarea lor pentru

sarcini frigorifice interne practic uniforme. Acest sistem se pretează îndeosebi în

cazurile în care este nevoie de un debit de aer şi o sarcină frigorifică importantă.

Din punct de vedere al reglării există mai multe posibilităţi, de exemplu

reglarea temperaturii punctului de rouă, temperaturii ambiante, a umidităţii relative,

reglarea bateriilor de pre- sau reîncălzire.

Principalele avantaje sunt legate de calcul simplu, instalare şi reglare

uşoară, cheltuieli de investiţie scăzute, cheltuieli de exploatare rezonabile şi răcirea

în totalitate cu aer proaspăt.

Acest tip de instalaţie nu poate fi folosit pentru controlarea locală şi

individuală a temperaturii, ci doar pentru locaţii asemănătoare din punct de vedere

termic. Când debitele de aer sunt importante, reţeaua de tubulatură este pe măsura

lor şi astfel apar probleme suplimentare.

Un alt tip de instalaţie de joasă presiune este instalaţia clasică de joasă

presiune cu reîncălzire finală.

În comparaţie cu sistemul precedent, o asemenea instalaţie nu diferă decât

prin adăugarea bateriilor finale de reîncălzire (fig. 11.8), ceea ce permite utilizarea

ei pentru grupuri de încăperi în care sarcinile frigorifice sunt diferite. Astfel, este

posibilă deservirea mai multor grupuri de locaţii cu cerinţe diferite în ceea ce

priveşte temperatura aerului interior.

Reglarea temperaturii ambiante se face prin încălzirea aerului suflat în

fiecare încăpere. Temperaturile mai scăzute se compensează prin reîncălzirea

terminală.

Dezavantajul acestei instalaţii îl reprezintă cheltuielile de exploatare mai

ridicate ce apar cu răcirea şi încălzirea ocazională.

În cazul instalaţiilor multizonale de tip monoreţea, răcirea se efectuează

în acelaşi mod ca la instalaţia monozonală. Totuşi, între ele există un anumit număr

7

de diferenţe notabile (fig.11.9). Fiecare locaţie sau grup de locaţii (zonă

climatizată) este deservită de o reţea de aer distinctă, temperatura de suflaj

adecvată fiind obţinută prin amestecul aerului cald cu cel rece reglat prin

intermediul unor fante (jaluzele) dispuse la refularea centralei de tratare a aerului.

Poziţia fantelor este dirijată de termostatele pentru temperatura ambiantă, debitul

de aer rămânând constant. Numărul gurilor de suflaj este egal cu numărul zonelor

deservite şi este limitat de capacitatea aparatului.

Domeniile de utilizare ale acestor instalaţii sunt aceleaşi ca la instalaţiile de

joasă presiune clasice., dar se poate efectua o reglare individuală a temperaturii

pentru fiecare zonă.

Ven

tila

tor

de

sufl

aj

Bat

eria

rec

e

Centrala de

tratare a aerului

Bat

erie

de

inca

lzir

e

term

inal

a c

u v

ane

de

regla

j

Locatia 2

Locatia 1

Fig. 11.8. Instalaţie de joasă presiune cu reîncălzire terminală.

Ret

ea d

e su

flaj

co

mu

na

pen

tru

dif

erit

ele

zone

Co

nto

r d

e am

este

c

Ret

ea a

er r

ece

Bat

eria

rec

e

Cam

era

sub p

resi

un

e

Ven

tila

tor

de

sufl

aj

Bat

eria

de

pre

inca

lzir

e

Fil

tru

M contorului de amestecRetea aer

caldBateria de

incalzire

Fig. 11.9. Centrală de tratare a aerului multizonală.

8

În cazul acestei instalaţii cheltuielile de exploatare sunt mai mici decât la

instalaţia clasică de joasă presiune cu reîncălzire terminală dar reţelele de suflaj şi

de recirculare a aerului, reprezentate prin tubulatură de diferite grosimi şi lungimi,

sunt voluminoase şi relativ scumpe. De asemenea, nu este posibilă menţinerea

exactă a valorii umidităţii dorite iar scurgerile datorate neetanşeităţilor la nivelul

clapetelor şi îmbinărilor dintre tronsoanele de tubulatură sunt principalele cauze ale

pierderilor frigorifice şi calorifice.

Centrale de tratare a aerului sunt o altă variantă de realizarea a

instalaţiilor de joasă presiune. Acestea sunt folosite în instalaţiile de joasă presiune,

în instalaţiile cu reţea dublă, pentru tratarea aerului proaspăt în instalaţii cu ejecto-

convectoare, pentru instalaţiile de ventilare şi încălzire a aerului cald în care

debitele de aer şi presiunile sunt importante şi ori de câte ori, din motive financiare,

utilizarea dulapurilor de climatizare sau a climatizoarelor cu elemente separate este

nerentabilă.

Centralele de condiţionare a aerului (fig. 11.10) permit un număr mare de

variante, datorită uşurinţei de amplasare a carcaselor de diferite dimensiuni, în

particular în distribuţia aerului (recirculare, aer nou, by-pass), filtrare, răcire,

încălzire, umidificare şi ventilare. Se comercializează modele care ating debite de

100 000 m3/h, acestea fiind realizate cu elemente suprapuse. În tabelul 11.1 sunt

prezentate principalele caracteristici dimensionale şi tehnice ale unor astfel de

centrale, care se fabrică în serie.

Tabelul 11.1. Caracteristici ale centrale de condiţionare a aerului constituite din elemente

(blocuri) standard (Luwa) (fig.11.10)

Specificaţii U.M. Model Luwair SB

2,5 4 6,3 10 16 25

Plaja debitului de aer 103 m3/h 0,7-3 1-3,6 2-5,5 3-10 5,2-18 7,3-30

Debitul de aer nominal 103 m3/h 1,6 2,3 4 5,9 10,1 15,8

Sarcina calorifică (apă caldă

la 90 oC) kW 15,7 19,8 38,4 55,8 93 139,5

Sarcina frigorifică pentru o

temperatură de intrare a

aerului de +28 oC

kW 6,5 10 17,4 24,4 46,5 66,3

Puterea motorului

ventilatorului pentru o

presiune a ventilatorului de:

600 Pa

800 Pa

1200 Pa

kW

kW

kW

0,55

1,1

1,1

1,1

1,5

1,5

2,2

3

3

3

3

4

5,5

5,5

5,5

7,5

11

11

Dimensiuni principale:

Lungime A

Lăţime B

Înălţime C

mm

mm

mm

3382

532

532

3534

605

608

3838

760

760

4142

912

912

4598

1140

1140

5054

1368

1368

Masa kg 370 475 610 830 1135 1575

9

Bateria rece

VentilatorUmidificatorBateria

caldaFiltru

Volete de amestec

Fig. 11.10. Centrală de condiţionare a aerului (Luwa).

11.2.3. Instalaţii de condiţionare a aerului cu reţea dublă

La aceste instalaţii amestecul aerului rece cu cel cald nu se mai face în

grupul de tratare a aerului ca la instalaţiile multizonale, ci într-o cutie de amestec

dispusă în încăperea ce urmează a se condiţiona (fig. 11.11).

Spaţiile ce urmează a fi condiţionate sunt deservite de o reţea de aer cald şi

o reţea de aer rece, provenind de la centrala de tratare a aerului. Cu un asemenea

sistem, este posibilă efectuarea pe reţeaua principală a unor bifurcaţii în funcţie de

numărul de locaţii deservite. În aceste condiţii, domeniile de utilizare sunt clădirile

cu încăperi numeroase sau zonele în care sarcinile suferă fluctuaţii mari, cum ar fi

laboratoarele.

Aer reciclat

Aer

pro

asp

at

Aer

ev

acuat

Aer

rec

ircu

lat

Ventilator

recirculare

Volete aer proaspat

Baterie

preincalzire

Filtru

Ventilator

de suflajRetea aer

rece

Retea aer

cald

Bateria

calda

Bateria rece

Camera de amestec

Local nr. 3

Local nr. 2

Local nr. 1

Fig. 11.11. Instalaţie de condiţionare a aerului cu reţea dublă.

10

Reglarea acestor instalaţii se face pe două nivele: reglarea centrală de

temperatură şi umiditate a aerului destinată tubulaturii de aer cald şi rece şi reglarea

individuală de temperatură pentru fiecare încăpere sau zonă, prin amestecul aerului

cald şi rece în anumite proporţii în funcţie de temperatura ambiantă.

Principalul avantaj al unor astfel de instalaţii de condiţionare este legat de

posibilitatea de racordare la numărul de încăperi dorit ele sunt însă sisteme mai

scumpe.

11.2.4. Instalaţii cu debit de aer variabil

La aceste instalaţii aerul este tratat într-o centrală de condiţionare a aerului

şi apoi este trimis la o temperatură menţinută constantă între 10÷15 oC şi o

umiditate relativă între 35÷50 % în încăperea de condiţionat, prin intermediul unei

reţele monotubulare. Fiecare locaţie este alimentată doar cu debitul de aer rece

necesar pentru a menţine temperatura ambiantă dorită. Vara, aerul suflat are rolul

de a absorbi aporturile termice (căldura degajată de persoane, iluminat, maşini,

insolaţie, transmisii prin pereţi, etc.). Iarna se utilizează o instalaţie clasică de

încălzire centrală.

Reglajul se face prin controlul temperaturii şi umidităţii aerului suflat,

reglarea individuală a temperaturii prin modificarea debitului de aer suflat,

încălzirea centrală dirijată în funcţie de temperatura exterioară şi alegerea debitului

de aer recirculat în funcţie de debitul de aer suflat. Reglarea debitului de aer suflat

se poate face fie în funcţie de temperatura ambiantă sau de la incinta de amestec,

fie utilizând difuzori cu fante echipaţi cu un regulator de debit.

Domeniile de utilizare sunt în principal construcţiile cu încăperi numeroase

pentru care se doreşte o reglare individuală de temperatură sau în care zonele

interne sunt supuse sarcinilor fluctuante (clădiri de birouri, magazine, etc.).

Avantajele acestor instalaţii sun cheltuielile de exploatare competitive şi

cheltuielile de investiţie scăzute pentru o reglare individuală ce permite controlul

temperaturii şi umidităţii.

11.2.5. Instalaţii cu ejecto-convectoare

În acest caz aerul proaspăt (primar) este tratat într-o centrală de

condiţionare a aerului şi apoi este trimis într-un convector cu inducţie, plasat în

spaţiul de climatizat. Acest aer primar iese cu viteză mare din tuburile ejecto-

convectorului, ceea ce are ca efect antrenarea prin inducţie a unei anumite cantităţi

de aer din local (aer reciclat sau aer secundar) care trece printr-un schimbător de

căldură şi apoi se amestecă cu aerul primar înainte de a se introduce în încăpere

(fig. 11.12). Este recomandat ca ţevile reţelei de suflaj să aibă diametre reduse,

obţinându-se în acest fel o viteză mare a aerului de până la 25 m/s. Schimbătorul

de căldură al ejecto-convectorului este alimentat ori cu apă rece ori cu apă caldă,

ceea ce determină fie răcirea aerului secundar, fie încălzirea lui. Se determină

starea aerului primar şi debitul său pentru că el poate asigura reînnoirea aerului

minim pe persoană, evacuarea tuturor sarcinilor latente din local, menţinerea

umidităţii relative în limitele dorite şi compensarea pierderilor sau aporturilor de

căldură. Ejecto-convectorul poate fi alimentat cu apă caldă sau cu apă rece cu

11

ajutorul unui sistem cu două, trei sau patru ţevi. Cel mai folosit este cel cu două

pentru că este mai ieftin. Răcirea aerului care are loc în centrala de tratare a aerului

primar sau în ejecto-convector se face cu apă rece.

Domenii de utilizare sunt în general încăperile situate la exteriorul

imobilelor care prezintă numeroase locaţii individuale (birouri).

Reglare se face asupra aerului primar la punct de rouă constant, dar în care

temperatura de suflaj este variabilă cu temperatura exterioară. Reglarea

temperaturii aerului secundar se face prin fante (volete) plasate la nivelul ejecto-

convectorului sau prin modificarea debitului de apă rece sau caldă.

Fil

tru

Bat

erie

pre

inca

lzir

e

Bat

erie

rec

e

Um

idif

icat

or

Sep

arat

or

pic

atu

ri

Bat

erie

cal

da

Ven

tila

tor

Aer secundar

Schimbator de caldura

apa calda si rece

Local

climatizat

Aer

pri

mar

si

aer

secu

nd

ar

Ejecto-convector

Intrare aer

primar

Apa

caldaApa calda si

rece

Aer nou

Centrala tratare

aer primar

Gri

laj

intr

are

aer

pro

aspat

Fig. 11.12. Instalaţie de condiţionare a aerului cu ejecto-convectoare.

Prin utilizarea acestui sistem se permite controlul umidităţii relative

ambiante, reglarea individuală de temperatură şi a aportului de aer nou (primar). În

schimb, cheltuielile de investiţii sunt relativ mari.

11.2.6. Instalaţii cu ventilo-convectoare

În cazul acestor instalaţii fiecare locaţie este echipată cu ventilo-

convectoare, care în funcţie de modul de funcţionare, încălzire sau răcire, sunt

alimentate cu aer cald sau rece. Rolul ventilatorului incorporat este de a asigura

circulaţia aerului în schimbătorul de căldură. Aportul de aer proaspăt se poate face

printr-o nişă situată în perete, în spatele aparatului sau printr-o reţea asemănătoare

cu cea a sistemului cu inducţie.

Aceste tipuri de instalaţii se întâlnesc în general la imobilele de birouri,

hoteluri, etc.

Ca avantaje, putem menţiona: cheltuielile de investiţie şi exploatare mai

mici, calcul simplu şi reglarea individuală de temperatură. Dezavantaje sunt legate

12

de inexistenţa unui aport raţional de aer nou, zgomot datorat ventilatorului

incorporat, probleme de întreţinere a schimbătorului de căldură.

11.2.7. Instalaţii pentru săli de calculatoare

La aceste instalaţii, aerul aspirat direct în incinta ce urmează a fi

climatizată, trece mai întâi printr-un filtru de aer şi apoi în funcţie de temperatura şi

umiditatea dorite, este răcit, încălzit sau umidificat înainte de a fi suflat prin

tavanul fals (fig. 11.13). Aerul tratat penetrează apoi tavanul fals prin găuri de

suflaj corespunzătoare şi ajunge în incintă. Răcirea se poate face prin detentă

directă sau cu apă rece. Fiecare aparat este dotat cu propria instalaţie de reglare. Se

pot utiliza unul sau mai multe aparate în funcţie de puterea dorită sau din motive de

siguranţă. Pentru incinte care nu dispun decât de unul sau două aparate, din

aceleaşi motive în caz de avarie, se vor prevede două sisteme frigorifice

independente.

Aportul de aer proaspăt necesar în cazul instalaţiilor mici şi mijlocii este

furnizat de un aparat de ventilaţie separat. Nu sunt prevăzute ventilatoare de

recirculare, deoarece debitele de aer nou utilizate sunt în general mici, iar aerul în

exces având o uşoară suprapresiune este evacuat în mod natural prin interstiţii,

fante, etc.

1. Intrare aer recirculat

2. Filtru

3. Ventilator

4. Baterie calda

5. Baterie rece

6. Aer racit

7. Tavan fals

8. Aer suflat

9. Aer reciclat

10. Umidificator

1

10

9

8 8

7

6

5

4

3

2

Fig. 11.13. „Dulap” de condiţionare a aerului de tip compact pentru săli de calculatoare.

Aceste instalaţii se folosesc pentru condiţionarea sălilor de calculatoare în

care sarcinile interne sensibile sunt foarte ridicate şi necesită valori precise ale

temperaturii şi umidităţii şi un grad crescut de filtrare, condiţii care se regăsesc în

domeniul de confort uman (temperatura: 22÷26 oC, umiditatea relativă: 40÷60%).

13

Reglarea se face pentru fiecare aparat, la nivelul intrării aerului în aparat.

Raportul debit de aer/putere frigorifică permite evitarea temperaturii de suflaj prea

scăzute.

Avantajele sunt legate de siguranţă în funcţionare crescută datorită

prezenţei mai multor aparate şi mai multor circuite frigorifice. Creşterea puterii

frigorifice şi a debitului de aer furnizat într-o sală de calculatoare este uşor de

realizat. Se realizează o economie în exploatare datorită energiei mici consumate

de ventilatoare, are loc o recuperare a căldurii degajate la condensator şi utilizarea

acesteia pentru umidificare şi reîncălzire.

Ca principal dezavantaj menţionăm necesitatea amplasării conductelor de

apă în interiorul incintei iar aparatele de condiţionare sunt dispuse în sala de

calculatoare şi prin urmare, vor ocupa o bună suprafaţă a acesteia.

11.3. Instalaţii de condiţionare a aerului cu recuperarea energiei

Aerul recirculat dintr-un local destinat condiţionării are o temperatură

cuprinsă între 20 şi 28oC, valorile mai mici fiind obţinute iarna, iar cele mai mari

vara. Scopul recuperării energiei este de a permite reutilizare în ciclul de tratare a

aerului, a căldurii sau frigului conţinute în aerul evacuat.

11.3.1. Funcţionarea cu reciclare

În instalaţiile de condiţionare a aerului şi cel mai adesea după filtrare, se

poate recircula o parte din aerul interior numai dacă acesta este poluat într-o mică

măsură, adică nu generează mirosuri neplăcute şi nu prezintă, din punct de vedere

igienic, nici o contraindicaţie. În general, volumul de aer nou admis trebuie să

permită reînnoirea unui debit minim (tabelul 11.2.)

Tabel 11.2. Debitul de aer proaspăt minim [11.4]

Din motive de igienă, este preferabil să se mărească debitele de aer

precedente cu 10 m3/h şi ele pot fi chiar dublate în imobilele de înălţime mare care

au suprafeţe importante prevăzute cu ferestre.

Când debitul de aer necesar este fixat şi când există posibilitatea ca el să

funcţioneze în amestec, această metodă trebuie să facă obiectul unui studiu serios

deoarece este cel mai simplu procedeu de recuperare a energiei. Datorită costului

Temperatura

exterioară oC

Debitul de aer nou minim pentru locaţii

cu interdicţia

fumatului

fără interdicţia

fumatului

m3/h pe persoană

-20 8 12

-15 10 15

-10 13 20

-5 16 24

0÷26 20 30

>26 15 23

14

de investiţie redus şi a costului cu energia suplimentară practic nul (nu există

motoare, pierderi suplimentare de sarcină), funcţionarea cu amestec aer nou/aer

reciclat este metoda de recuperare a căldurii cea mai rentabilă.

11.3.2. Aparate cu regenerare

Dacă funcţionarea instalaţiei trebuie să se facă integral cu aer proaspăt, se

poate utiliza în cea mai mare parte a timpului un aparat cu regenerare în care atât

reţeaua de aer evacuat cât şi cea de aer nou traversează alternativ regeneratorul,

permiţând şi recuperarea în parte a căldurii sau frigului din reţeaua de aer evacuat.

Un tip de regenerator utilizat frecvent în instalaţiile de condiţionare a

aerului (econoventul) constă într-o masă acumulatoare în rotaţie lentă care trece în

timpul mişcării prin faţa reţelei de aer evacuat şi apoi prin faţa reţelei de aer nou.

Această masă acumulatoare poate fi realizată din material higroscopic, ceea ce

permite modificarea atât a căldurii sensibile, cât şi a umidităţii.

În diagrama aerului umed, amestecul aerului este evidenţiat printr-o

dreaptă ce uneşte condiţiile de intrare ale aerului evacuat şi ale aerului proaspăt.

Bateria de preîncălzire este folosită când stările aerului evacuat şi aerului nou sunt

de aşa natură încât, dreapta care uneşte cele două puncte intersectează curba de

saturaţie.

11.3.3. Aparate cu recuperare

Când se doreşte o funcţionare integrală cu aer nou, fără umidificarea

acestuia prin aerul evacuat, se pot utiliza două metode de recuperare a căldurii.

Fig. 11.14 prezintă un dispozitiv în care sunt montate două schimbătoare

de căldură, unul pe calea de circulare a aerului evacuat şi celălalt pe calea de

circulare a aerului nou. Transferul de energie se face printr-un purtător de căldură

intermediar, cel mai adesea un lichid cu punct de congelare coborât. Această

metodă este utilizată atunci când reţelele de aer nou şi de aer evacuat sunt situate la

distanţă una de cealaltă. Când trebuie adăugate schimbătoare-recuperatoare la o

instalaţie deja existentă şi care pune probleme de dispunere, această metodă este

practic singura care permite rezolvarea efectuând operaţii minime.

A doua metodă presupune că se pot racorda cele două reţele, de aer nou şi

aer evacuat, la un schimbător de căldură comun. Schimburile energetice între cele

două reţele se fac apoi direct prin convecţie. Schimbătoarele construite după acest

model sunt aparatele cu plăci în care cele două tubulaturi sunt separate prin foi de

aluminiu sau plăci de sticlă, transferul de căldură făcându-se prin intersectarea

curenţilor sau în contracurent. La acest tip de aparate, funcţionarea este întotdeauna

de tip uscat pentru o diferenţă de umiditate specifică Δx < 3 g/kg aer uscat, în acest

caz neavând loc condensarea umidităţii conţinute de aer evacuat. Dar cum adesea

valoarea lui Δx este mai mare de 3 g/kg aer uscat, are loc condensarea apei şi

pentru temperaturi exterioare mai mici de –4 oC, formarea gheţii. Cum aceasta din

urmă trebuie eliminată neapărat, producătorii unor asemenea schimbătoare de

căldură propun dispozitive anti-îngheţ corespunzătoare.

15

Pompa de

circulatie

Vas de expansiune

cald

cald

rece

rece

Aer evacuat

Schimbator de

caldura pe calea

aerului evacuat

Schimbator de

caldura pe calea

aerului nou

Aer proaspat

Fig. 11.14. Recuperarea energiei cu ajutorul a două schimbătoare de căldură.

Aceste două metode nu sunt utilizate în instalaţiile de condiţionare a

aerului decât pentru recuperarea căldurii, recuperarea frigului fiind în general

nesemnificativă datorită diferenţelor mici de temperatură.

O altă soluţie posibilă pentru recuperarea căldurii aerului evacuat dintr-o

instalaţie de condiţionare este cea în care se foloseşte o pompă de căldură. Această

variantă are aplicaţii însă limitate datorită costurilor mari [11.3, 11.4].

11.4. Calculul instalaţiilor de condiţionare

11.4.1. Elemente de calcul

Pentru calculul unei instalaţii de condiţionare a aerului este necesar să se

cunoască următoarele date referitoare la localul ce urmează a fi climatizat (date de

intrare):

- dispunerea geografică, direcţia vântului, amplasarea în raport cu alte

clădiri sau în interiorul aceleiaşi clădiri;

- valorile temperaturilor ambientale;

- dimensiunile uşilor, ferestrelor, structura pereţilor;

- aranjament interior, iluminare, motoare, dispunerea mărfurilor, număr

de persoane, destinaţia locaţiei, tipul activităţii.

Un anumit număr din elementele precedente sunt date de utilizator iar

altele sunt determinate prin calcule şi analize, acestea fiind elementele asupra

cărora vom insista în cele ce urmează.

16

Condiţii interioare

Condiţiile interioare pentru un confort termic corespunzător sunt de obicei

stabilite prin standarde specifice pentru fiecare ţară. În tabelul 11.3 se prezintă

recomandările pentru temperatura interioară şi umiditatea relativă valabile pentru

diferite locaţii, recomandate de ASHRAE (American Society of Heating,

Refrigerating and Air Conditioning Engineers) [11.4].

Tabelul 11.3. Condiţii interioare recomandate pentru lunile de vară şi iarnă

Domenii de

aplicaţie

Vara Iarna

Confort ridicat Normal Cu umidificare Fără umidificare

T oC

%

T oC

%

t

K

T oC

%

T

K

T toC

T

K

Cond

iţii

de

con

fort

no

rmal

e:

pav

ilio

ane,

apar

tam

ente

,

hote

luri

, b

irou

ri,

spit

ale,

şco

li, et

c.

23...24 50...45 25...26 50...45 1...2 23...24 35...30 -1,5...-2 24...26 -2

Mag

azin

e, b

ănci

,

salo

ane

de

coaf

ură

,

super

mag

azin

e,

etc.

24...26 50...45 26...27 50...45 1...2 23...24 36...30 -1,5...-2 23...24 -2

Am

fite

atre

,

bis

eric

i, b

aru

ri,

rest

aura

nte

,

bucă

tări

i, e

tc.

24...26 55...50 26...27 60...50 0,5...1 22...23 40...35 -1...-2 23...24 -2

Cli

mat

ind

ust

rial

:

hal

e d

e m

onta

j,

loca

luri

teh

nic

e,

etc.

26...27 55...46 26...29 60...50 2...3 20...22 35...30 -2...-3 2123 -3

T este temperatura termometrului uscat, în ºC; - umiditatea relativă, în %;

T – diferenţa de temperatură faţă de temperatura termostatului.

În unele cazuri temperaturile şi umidităţile recomandate sunt date şi în

funcţie de condiţiile de temperatură exterioare. Astfel, în tabelul 11.4 sunt

prezentate recomandările ASHRAE pentru săli de reuniune [11.7].

Tabelul 11.4. Temperatura interioară şi umiditatea relativă pentru diferite temperaturi

exterioare

Temperatura

exterioară

Iarna Vara

< 20 oC 20

oC 25

oC 30

oC 32

oC

Temperatura

interioară 22

oC 22

oC 23

oC 25

oC 26

oC

Umiditatea

relativă min.

max.

35 %

65 %

-

65 %

-

65 %

-

60 %

-

53 %

17

În tabelul 11.5 se prezintă valorile pentru temperatura interioară în funcţie

de temperatura exterioară, care permit un confort termic interior acceptabil [11.4].

Tabelul 11.5. Temperaturile interioare funcţie de temperaturile exterioare

Deoarece nici o temperatură nu este impusă de beneficiar, determinarea

temperaturilor interioare rămâne la alegerea proiectantului. În general se

recomandă să se adopte valori apropiate celor din tabelul 11.5.

Condiţii exterioare

Condiţiile exterioare variază în funcţie de aşezarea geografică, luna din an

şi oră. Există numeroase lucrări care indică condiţiile normale de bază pentru

diferite oraşe din România [11.8, 11.9]. Aceste condiţii de bază exterioare

corespund unor temperaturi uscate şi umede simultane, care pot fi depăşite doar în

anumite perioade ale anului.

Tipul activităţii, aşezarea geografică şi alte circumstanţe, pot conduce la

necesitatea efectuării calculelor pentru o altă lună sau o altă oră decât cele pentru

care condiţiile de bază sunt în general stabilite.

În unele cazuri se prezintă valorile exterioare pentru luna iulie la ora 1500

(tabelul 11.14).

Condiţiile de bază pentru altă ora şi luna considerate, sunt calculate

adăugându-se la condiţiile standard pentru luna iulie, ora 1500

, condiţiile de bază

pentru ora şi luna considerată (tabelele 11.6 şi 11.7).

Tabelul 11.6. Corecţiile pentru condiţiile de bază pentru funcţionarea la ora considerată

Ecart în

24 de ore1)

K

Temperatura uscată /umedă

oC

Ora din zi

8 10 12 14 15 16 18 20 22 24

5 uscată

umedă

-4,7

-1,0

-3,5

-1,1

-2,8

-0,5

-0,5

0

0

0

-0,5

0

-1,1

-0,5

-1,1

-0,5

-4,2

-1,0

-9,0

-1,0

7,5 uscată

umedă

-6,2

-1,5

-4,7

-1,1

-2,8

-0,5

-0,5

0

0

0

-0,5

0

-1,1

-0,5

-1,1

-0,5

-5,2

-1,5

-7,2

-1,9

10 uscată umedă

-7,4 -2,0

-5,2 -1,4

-2,8 -0,5

-0,5 0

0 0

-0,5 0

-1,5 -0,5

-1,5 -0,5

-6,0 -1,7

-8,5 -2,2

Temperatura

exterioară

Temperatura

interioară

20 oC 22

oC 26

oC 32

oC

Maximă

Medie

Minimă

25

22

22

25

-

22

25

24

22

27

26

24

18

12,5 uscată umedă

-8,4 -2,2

-5,5 -1,6

-2,8 -0,5

-0,5 0

0 0

-0,5 0

-1,7 -0,5

-1,7 -0,5

-6,5 -1,7

-9,5 -2,5

15 uscată

umedă

-9,4

-2,4

-6,5

-1,6

-3,0

-0,5

-0,5

0

0

0

-0,5

0

-1,9

-0,5

-1,9

-0,5

-7,7

-1,8

-10,5

-3,0

17,5 uscată

umedă

-10,5

-2,9

-7,0

-1,8

-3,5

-0,7

-0,5

0

0

0

-0,5

0

-2,6

-0,5

-2,6

-0,5

-8,8

-2,4

-12,2

-3,5

20 uscată

umedă

-12,0

-3,5

-8,0

-2,2

-4,1

-1,1

-0,5

0

0

0

-0,5

0

-3,4

-0,7

-3,4

-0,7

-10,3

-2,9

-13,8

-4,0

22,5 uscată umedă

-13,5 -3,9

-9,0 -2,3

-4,4 -1,1

-0,5 0

0 0

-0,5 0

-3,9 -1,1

-3,9 -1,1

-11,7 -3,4

-15,5 -4,7

25 uscată

umedă

-14,5

-3,9

-9,5

-2,8

-4,5

-1,1

-1,1

0

0

0

-1,1

-0,5

-4,5

-1,1

-4,5

-1,1

-13,3

-4,5

-17,2

-5,5

1) Ecartul în 24 de ore reprezintă diferenţa dintre temperatura uscată minimă şi maximă

într-o zi de bază

Tabelul 11.7. Corecţiile pentru condiţiile de bază pentru funcţionarea în luna

considerată

Ecart anual1)

K

Temperatura uscată /umedă

oC

Luna

Mar

tie

Ap

rili

e

Mai

Iunie

Iuli

e

Au

gu

st

Sep

tem

bri

e

Oct

om

bri

e

No

iem

bri

e

65 uscată umedă

-19,0 -11,1

-12,0 -5,5

-6,1 -2,8

-2,5 -1,1

0 0

0 0

-4,9 -2,0

-12,2 -5,9

-22,0 -13,0

60 uscată

umedă

-16,5

-8,3

-11,0

-5,5

-6,1

-2,8

-2,1

-1,1

0

0

0

0

-3,6

-1,7

-9,3

-4,4

-16,5

-8,9

55 uscată

umedă

-16,0

-7,8

-10,5

-5,5

-6,0

-2,8

-1,8

-1,1

0

0

0

0

-3,6

-1,7

-9,0

-4,4

-15,0

-7,8

50 uscată

umedă

-16,0

-7,8

-10,5

-5,5

-5,0

-2,8

-1,8

-1,1

0

0

0

0

-3,6

-1,7

-9,0

-4,4

-14,5

-7,8

45 uscată umedă

-14,0 -7,3

-9,2 -5,1

-4,5 -2,8

-1,8 -1,1

0 0

0 0

-3,6 -1,1

-6,9 -3,4

-11,5 -6,4

40 uscată

umedă

-7,8 -

3,9

-5,5

-2,7

-2,5

-2,3

-0,5

0

0

0

0

0

-2,5

-0,5

-4,1

-2,3

-8,2

-3,9

35 uscată umedă

-5,5 -2,4

-4,0 -1,8

-1,7 -1,1

-0,5 0

0 0

0 0

-1,1 -0,5

-3,0 -1,9

-6,2 -3,0

30 uscată

umedă

-3,7 -

1,9

-2,8

-1,2

-1,7

-0,8

-0,5

0

0

0

0

0

-1,1

-0,5

-2,5

-1,4

-4,5

-2,4

25 uscată umedă

-1,5 -1,3

-1,1 -1,0

-1,0 -0,4

-0,5 0

0 0

0 0

-1,1 -0,5

-1,9 -1,0

-3,2 -1,2

1)Ecartul anual de temperatură reprezintă diferenţa dintre temperaturile uscate de bază iarna

şi vara

Aportul de aer proaspăt

Pentru nevoile fiziologice ale organismului uman, se estimează că este

necesară furnizarea unei cantităţi minime de aer proaspăt, estimată în general la

(vezi tabelul 11.2):

- 20 m3/h per persoană pentru săli de şedinţe cu interzicerea fumatului;

- 30 m3/h per persoană pentru săli de şedinţe fără interdicţie de fumat.

19

Recomandările în ceea ce priveşte debitul de aer proaspăt sunt date în

funcţie de tipul locaţiei. Astfel, în tabelul 11.8 se prezintă recomandările existente

în SUA [11.4]: Tabelul 11.8. Recomandări privind aportul de aer nou pentru diferite destinaţii ale spaţiilor

climatizate

În anumite cazuri particulare, în funcţie de tipul activităţii (de exemplu în

laboratoare, hale industriale, spitale, etc.), instalaţiile funcţionează numai cu aer

proaspăt. În general este admisă reciclarea aerului numai dacă acesta nu este

purtătorul unor mirosuri sau substanţe nocive, iar temperatura lui este

corespunzătoare.

11.4.2. Calculul sarcinii frigorifice în regim de vară

Sarcinile frigorifice nominale ale aparatelor de aer condiţionat se

determină în general pentru cazurile cele mai defavorabile, dar nu putem spune cu

certitudine la ce moment din zi aceste sarcini sunt maxime. De exemplu, în cazul

birourilor cu suprafeţe mari vitrate, sarcina maximă se înregistrează când radiaţia

solară este maximă, iar în cazul încăperilor nevitrate sarcina maximă apare la alte

ore.

Sarcina termică de vară, cuprinde o componentă de căldură sensibilă şi una

de căldură latentă, aceste două componente distingându-se în formule prin indicii

“s”(uscat, sensibil) şi “l”(umed, latent). De asemenea, se consideră aporturile de

căldură interne QI şi externe QE. Sarcină termică se defineşte ca fluxul termic

extras la un moment dat dintr-un local pentru a menţine constante temperatura şi

umiditatea în incintă.

11.4.2.1. Sarcina termică internă QI

Sarcina termică internă este compusă din următoarele fluxuri termice: QI1

emis de organismele umane, QI2 rezultat din iluminare, QI3 datorată aparaturii şi

maşinilor ce funcţionează în local, QI4 datorată diverselor materii prime sau

materiale care intră calde în încăpere, QI5 ce provine de la încăperile vecine.

Destinaţia Observaţii Debit de aer nou pe

persoană (m3/h)

baruri mulţi fumători 51

magazine mari fumatul interzis 13

magazine mici fumatul interzis 13

hoteluri mulţi fumători 51

săli de conferinţe mulţi fumători 85

birouri puţini fumători 25

birouri mulţi fumători 51

restaurante mulţi fumători 20...25

20

Fluxul termic degajat de organismele umane

Fluxul termic QI1 degajat de organismul uman este indicată în tabelul 11.9

pentru diferite activităţi; ea este compusă din căldura sensibilă şi căldura latentă

[11.4].

Tabelul 11.9. Fluxul termic QI1 al organismului uman

Gra

dul

de

acti

vit

ate

Em

isii

ter

mic

e to

tale

Tem

per

atu

ra

(ter

mo

met

rul

ui

usc

at)

ambia

ntă

Gen

eral

Ex

emple

18

20

21

22

23

24

25

26

s l s l s l s l s l s l s l s l

Org

anis

m u

man

în

rep

aos

W

116

93

23

93

23

87

29

81

35

75

41

75

41

70

46

Em

isii

vap

ori

apa

g/h

35

35

40

50

60

60

65

Mun

că

dif

icult

ate

med

ie

W

267

157

110

140

127

122

145

116

151

110

157

105

162

93

174

Lip

să

acti

vit

ate

Tea

tre

W

102

77

26

67

35

62

40

Mer

s

len

t

Bir

ou

ri

W

131

84

47

72

59

63

68

Mun

că

uşo

ară

Ate

lier

e W

220

107

113

86

134

72

148

Dan

s

Dis

cote

ci

W

249

117

132

95

154

80

169

Mun

că

dif

icil

ă

Fab

rici

W

426

177

249

153

273

142

284

Fluxul termic degajat de corpurile de iluminat

Fluxul termic cedat prin iluminat se poate calcula cu relaţia:

21

eI pllPQ 212 [W], (11.1)

unde: P este puterea totală instalată a lămpilor, în W. Dacă valoarea lui P nu este

cunoscută în stadiul de proiectare, se pot utiliza într-o primă aproximare

valorile empirice date în tabelul 11.10;

l1 - factorul de simultaneitate la un moment dat. Determinarea sa se face

cunoscând dorinţele utilizatorului. Pentru birouri individuale cu iluminat

natural, se poate pleca de la regula generală că iluminatul este oprit când

soarele străluceşte, dar în cazul marilor birouri, iluminatul se reglează

automat în funcţie de luminozitatea exterioară.

l2 - factorul de căldură reziduală a încăperilor ventilate. În cazul încăperilor

neventilate, el este egal cu 1. El depinde de modul în care încăperile sunt

parcurse de aer (ventilaţie directă, parţial directă, indirectă) şi de tipul de

recirculare (reţea izolată sau neizolată). Valoarea lui l2 poate varia între 0,7

şi 0,2 (tabelul 11.11);

pe - factorul de ponderare al iluminatului. El depinde de modul de

dispunere al corpurilor de iluminat (suspendate sau încastrate), de tipul

constructiv (mai puţin acumulativ când podeaua este izolată de o mochetă

şi construcţia este simplă sau există tavan fals şi puternic acumulativă când

construcţia este complexă iar tavanul şi podeaua nu sunt izolate) şi de

durata dintre momentul punerii în funcţiune a iluminatului şi momentul din

zi pentru care trebuie calculată sarcina. Factorul de pondere ţine cont de

faptul că razele lămpilor ating podeaua, pereţii, plafonul şi obiectele de

mobilier, iar în urma reflexiei se produce o încălzire a celor din urmă.

Emisia calorifică în mediu se face în principal prin convecţie cu un anumit

decalaj în timp şi un amortisment. Valorile factorului pe sunt date în tabelul

11.12.

Tabelul 11.10. Nivelul iluminatului mediu şi a puterii racordate pentru diferite tipuri de locaţii

şi activităţi

Destinaţia locaţiei sau tipul de

activitate

Nivelul nominal

de iluminare,

lx

Puterea racordată, W/m2

Lămpi cu

incandescenţă

Lămpi

fluorescente

Antrepozite, încăperi,

restaurante, teatre 120 27 8

Muncă de birou necesitând un

iluminat normal, săli de curs,

holuri, muncă simplă pe linii de

montaj

300 55 36

Săli de lectură, săli de

calculatoare,laboratoare,

magazine, săli de expoziţie

500 110 32

22

Supermagazine, muncă de

precizie pe linii de montaj,

vopsire

750 135 40

Săli de operaţie, desen tehnic,

montaje ale aparatelor

mecanice şi electrice de precizie

1000 - 52

Montaj de extremă precizie a

unor piese, control de înaltă

calitate al culorilor

1500 - 78

Elemente electronice

miniaturizate, ceasornicărie 2000 - 104

Tabelul 11.11. Factorul de căldură reziduală l2 pentru încăperile cu recircularea aerului şi

lămpi fluorescente

Debit de aer pentru puterea lămpii de 36 W 20

m3/h

30

m3/h

50

m3/h

100

m3/h

Recirculare

peste grinzi

Corpuri de

iluminat cu

ventilaţie

directă 0,50 0,40 0,30 0,25

indirectă 0,60 0,50 0,40 0,35

parţial

directă 0,70 0,60 0,50 0,40

Recirculare

prin

tubulatură

neizolată

Corpuri de

iluminat cu

ventilaţie

directă 0,40 0,35 0,25 0,20

indirectă 0,50 0,45 0,35 0,30

parţial

directă 0,60 0,50 0,45 0,35

Recirculare

prin

tubulatură

izolată

Corpuri de

iluminat cu

ventilaţie

directă 0,25 0,20 0,20 0,20

indirectă 0,35 0,32 0,30 0,28

parţial

directă 0,50 0,45 0,38 0,35

Tabelul 11.12. Factorul de ponderare pe pentru iluminat

Timp

Tip corp

iluminat

Timpul scurs de la punerea

în funcţiune a iluminatului

(h)

Timpul scurs de la

oprirea iluminatului

(h)

<2 2÷8 8÷16 >16 <2 2÷6 >6

Corpuri de iluminat

incorporate în plafon sau

sub plafon într-o clădire

puţin acumulativă

0,75 0,9 1,0 1,0 0,2 0,1 0

Corpuri de iluminat

ventilate prin recirculare

(clădire foarte sau deloc

acumulativă)

0,6 0,75 0,9 1,0 0,15 0,15 0,1

Fluxul termic degajat de maşini, aparate, materii diverse

23

Determinarea fluxului termic QI3 degajat de aparate şi maşini diferite,

necesită cunoaşterea unui anumit număr de date cum ar fi: puterea absorbită,

randamentul şi durata de punere în funcţiune a motoarelor, emisiile calorifice ale

aparatelor, factorii de simultaneitate. Pentru calculul cantităţii de căldură degajate

de diverse materiale QI4 este necesară cunoaşterea masei acestora, a căldurii lor

specifice precum şi a temperaturilor de intrare şi de ieşire din încăpere.

Fluxul termic provenit de la locaţiile vecine

Fluxul termic QI5 transmis prin pereţii ce separă încăperea studiată de cele

vecine, în care temperaturile sunt diferite, se calculează cu relaţia:

TkSTTkSQ PIPIiaPIPII )(5 [W], (11.2)

unde: SPI este aria peretelui interior prin care pătrunde căldura din încăperea

alăturată (vecină), în m2;

kPI - coeficientul global de transfer de căldură al peretelui considerat, în

W/(m2·K);

Ti - temperatura aerului în încăperea climatizată, în oC;

Ta - temperatura aerului în încăperea învecinată, în oC;.

Diferenţa de temperatură ΔT se poate determina aproximativ astfel [11.4]:

local necondiţionat: T = Te - Ti - 3 0C;

bucătării: T = Te - Ti - 10 0C;

apartamente cu mansardă: T = Te - Ti + 3 0C;

apartamente fără mansardă: T = Te - Ti + 12 0C,

unde: Te este temperatura exterioară, în ºC.

Valorile orientative ale ΔT = Ta- Ti sunt indicate în tabelul 11.13, în

funcţie de orientarea peretelui exterior al încăperii învecinate [11.4].

Tabelul 11.13. Valori orientative ale diferenţei de temperatură ΔT

Orientarea peretelui exterior al încăperii

vecine celei climatizate

ΔT

[OC]

NV, N, NE 2

E 3

SE, S, SV 4

V 5

11.4.2.2. Sarcina termică externă

Sarcina termică externă se compune din fluxul termic QE1, ce pătrunde

prin intermediul pereţilor exteriori şi al acoperişului, fluxul termic QE2, datorat

radiaţiei solare prin ferestre şi fluxul termic QE3 , datorată convecţiei prin ferestre.

24

Aportul de căldură prin pereţii exteriori şi plafon (QE1)

Calculul fluxului termic QE1 nu diferă de metoda de calcul obişnuită, decât

prin faptul că diferenţa de temperatură este alta decât simplul ecart de temperatură

dintre interior şi exterior. Diferenţa de temperatură a suprafeţelor exterioare

însorite care se ia în considerare este influenţată într-un procent însemnat de

capacitatea lor de acumulare a căldurii.

Astfel, fluxul termic pătruns prin elementele cu inerţie termică, opace la

radiaţia solară, se calculează cu relaţia:

n

j

meeiimeSjE TTTTkSQ1

,,1 )]()([ [W], (11.3)

unde: j = 1... n reprezintă numărul elementelor de construcţie cu inerţie termică;

S - suprafaţa elementului de construcţie considerat, în m2;

kS - coeficientul global de transfer de căldură, calculat conform STAS

6472/3-75, în W/(m2·K);

Te - temperatura exterioară echivalentă de calcul (temperatura aerului

însorit), prezentată în tabelul 11.14 conform STAS 6648/1-82, în oC;

Te,m - temperatura medie exterioară echivalentă de calcul (temperatura

medie a aerului însorit), prezentată în tabelul 11.14, în oC;

Ti - temperatura de calcul a aerului interior, considerată constantă, în oC;

η - coeficientul de amortizare a oscilaţiilor de temperatură reprezentând

raportul dintre amplitudinea oscilaţiei de temperatură pe suprafaţa

interioară a elementului considerat şi amplitudinea oscilaţiei temperaturii

echivalente de calcul ( STAS 6648/1-82);

αi - coeficientul de schimb de căldură la interior, în W/(m2 ·K).

Tabelul 11.14. Temperatura aerului însorit Te [

oC] şi temperatura medie a aerului însorit Tem

[oC] (luna iulie)

Ora

Orientarea

peretelui

Temp.

aerului

exterior,

[oC]

NE E SE S SV V NV N

Su

pra

faţă

ori

zonta

lă

Te [oC]

0 23 23 23 23 23 23 23 23 23 23

2 22 22 22 22 22 22 22 22 22 22

4 21 21 21 21 21 21 21 21 21 21

6 21 38 41 32 23 23 23 23 26 27

8 25 44 56 51 32 30 30 30 30 48

10 31 37 52 59 51 37 37 37 37 66

12 33 40 40 51 58 51 40 40 40 74

25

14 34 41 41 41 55 63 56 41 41 70

16 34 39 39 39 41 60 65 53 39 56

18 32 35 35 35 35 43 52 50 37 39

20 28 28 28 28 28 28 28 28 28 28

22 25 25 25 25 25 25 25 25 25 25

Val

oar

e

med

ie,

Te,

m [

ºC]

27 35 38 38 37 38 38 35 33 44

Observaţii:

1. Valorile sunt valabile pentru localităţi cu temperatura medie a aerului Te,m =

27 ± 1 oC.

2. Temperaturile au fost calculate pentru un coeficient de absorbţie A = 0,8.

3. Pentru alte luni valorile de calcul Te, Te,m se vor micşora respectiv cu: 2 oC

pentru iunie; 5 oC pentru mai şi septembrie; 10

oC pentru aprilie şi octombrie.

Aportul de căldură datorat radiaţiei solare prin ferestre (QE2)

Încălzirea aerului interior cauzată de insolaţie nu este efectul radiaţiei

directe decât într-o mică măsură, deoarece aerul este un gaz aproape diaterm (nu

emite şi nu absoarbe radiaţie). Razele solare ating pereţii, plafoanele şi diferitele

obiectele din încăpere, care se încălzesc şi ajung la temperaturi mai mari decât

temperatura ambiantă, emisia căldurii în aerul ambiant având loc prin convecţie de

la suprafaţa mai caldă la aerul interior. Cum pereţii care limitează locaţia au o

anumită capacitate de acumulare, cantitatea de căldură instantanee transmisă prin

convecţie în aer este mai redusă decât cantitatea de căldură provenită de la insolaţia

solară directă şi absorbită de aceşti pereţi. Factorul de acumulare reduce deci

valoarea instantanee a cantităţii de căldură cedată. Pentru a ţine cont de acest efect

de acumulare, cantitatea de căldură transmisă la un moment dat de soare prin

ferestre, se recalculează după formula:

sISSaISQ mdifE ])([ ,1max12 [W], (11.4)

unde: S1 este suprafaţa însorită a ferestrei, în m2;

S - suprafaţa totală a ferestrei, în m2;

Imax - maximul lunar al însoririi globale pentru o fereastră simplă cu

orientarea şi luna din an considerate (conform tabelului 11.15), în W/m2;

a - factorul de perturbaţie a radiaţiei solare, cu valorile [11.4]:

- în atmosferă curată a=1,15;

- în atmosfera marilor oraşe a=1;

- în atmosferă industrială a=0,87;

- pentru Nord, întotdeauna a=1.

Idif,,m - maximul lunar datorat radiaţiei difuze pentru suprafeţe vitrate simple

expuse spre nord (conform tabelului 11.15), în W/m2;

- coeficientul de emisie al sticlei şi al eventualelor ecrane antisolare

(tabelul 11.16);

}

pentru toate orientările

mai puţin Nord

26

s - factorul de acumulare, indicat în tabelul 11.17.

Tabelul 11.15. Maximul lunar al însoririi globale Imax pentru ferestre simple

Luna U.M. Punctul cardinal Suprafaţa

orizontală NE E SE S SV V NV N

Februarie W/m2 85 414 654 694 654 414 85 77 378

Martie W/m2 209 520 669 666 669 520 209 98 556

Aprilie W/m2 335 591 619 580 619 591 335 114 695

Mai W/m2 420 590 555 471 555 590 420 128 766

Iunie W/m2 436 594 528 429 528 594 436 129 787

Iulie W/m2 420 590 555 471 555 590 420 128 766

August W/m2 313 559 602 561 602 559 313 115 675

Septembrie W/m2 184 485 620 630 628 485 184 99 531

Octombrie W/m2 78 376 592 648 592 376 78 78 362

Tabelul 11.16. Coeficientul de emisie pentru diferite tipuri de sticlă şi ecrane antisolare

Sticlă Ecran antisolar complementar

Sticlă obişnuită

Vitraj simplu

Vitraj dublu

Sticlă absorbantă

Vitraj simplu

Vitraj dublu (la exterior sticlă

absorbantă, la interior sticlă

obişnuită)

Sticlă absorbantă suspendată la

cel puţin 5 cm

Sticlă reflectorizantă

Vitraj simplu (oxizi metalici la

exterior)

Vitraj dublu (strat reflectorizant

1,0

0,9

0,7

0,6

0,5

0,6

La exterior

Storuri, unghi de deschidere 45o

Perdea de pânză ventilată sus şi

lateral

Perdea de pânză netezită sus şi

lateral

Între ferestre

Storuri, unghi de deschidere 45o

La interior

Jaluzele veneţiene, unghi de

deschidere 45o

Perdea de bumbac sau material

sintetic

Folie de material plastic

0,15

0,3

0,4

0,5

0,7

0,5

0,7

27

pe faţa interioară a ferestrei

interioare, sticlă obişnuită la

interior)

Plăci de sticlă ridate (100 mm)

incolore

- cu suprafeţe netede

fără umplutură opacă

cu umplutură opacă

- cu suprafaţă structurată

(renuri,alte motive)

fără umplutură opacă

cu umplutură opacă

0,5

0,6

0,4

0,4

0,3

Prin combinarea diferitelor ecrane

antisolare, se obţine un coeficient

global aproximativ multiplicând cei doi

coeficienţi, unul cu celălalt.

Exemplu:

1. Sticlă reflectorizantă cu vitraj

dublu (1=0,5)

2. perdea de bumbac (2=0,5)

Rezultă coeficientul global: = 1 · 2 =

0,5 · 0,5 = 0,25

Tabelul 11.17. Factorul maximal de acumulare (amortizare) s a radiaţiei solare prin ferestre

Orientare

Calcul efectuat în iunie

Protecţie antisolară externă

sau fără

Protecţie antisolară internă

Construcţie

cu acumulare

redusă

Construcţie

cu acumulare

puternică

Construcţie cu

acumulare

redusă

Construcţie cu

acumulare

puternică

Ora s Ora s Ora s Ora s

NE 8.00 0,56 8.00 0,46 8.00 0,74 8.00 0,69

E 10.00 0,59 10.00 0,50 10.00 0,78 10.00 0,74

SE 11.00 0,65 11.00 0,53 11.00 0,81 11.00 0,75

S 13.00 0,7 13.00 0,57 13.00 0,83 13.00 0,77

SV 14.00 0,67 14.00 0,55 14.00 0,83 14.00 0,76

V 16.00 0,65 16.00 0,53 16.00 0,81 16.00 0,75

NV 17.00 0,66 17.00 0,53 17.00 0,81 17.00 0,75

N 18.00 0,71 18.00 0,58 18.00 0,83 18.00 0,77

Cantitatea de căldură QE2 reprezintă o parte considerabilă a sarcinii termice

totale şi pentru a diminua efectele ei nu există decât o soluţie: alegerea adecvată a

sticlei şi protecţiilor antisolare încă din stadiul de proiect. Dispozitivele exterioare

ca sticla reflectorizantă, constituie cele mai eficace ecrane antisolare, deoarece atât

factorul de emisie cât şi factorul de acumulare au valori minime.

Aportul de căldură datorat convecţiei prin ferestre (QE3)

Cantitatea de căldură QE3 se calculează cu relaţia:

)(3 ieE TTSkQ [W], (1.5)

28

unde: k este coeficientul de transfer de căldură al ferestrei în W/(m2.K), având

următoarele valori [11.4]:

- fereastră simplă cu tâmplărie de lemn: 5,23 W/(m2.K);

- fereastră simplă cu tâmplărie de metal: 5,82 W/(m2.K);

- fereastră dublă (lamă de aer de 12 mm) şi tâmplărie de lemn: 3,26

W/(m2.K);

- fereastră dublă (lamă de aer de 6 mm) şi tâmplărie de lemn: 3,95

W/(m2.K);

S - suprafaţa totală a ferestrei, în m2;

Te - temperatura exterioară instantanee (conform tabelelor 11.6 şi 11.7), în

ºC;

Ti - temperatura interioară, în ºC.

Majorările aduse la sarcina frigorifică pentru a ţine cont de

pierderile de transport

Între locul din care aerul condiţionat părăseşte aparatul de tratare a aerului

şi locul în care el pătrunde în locaţia deservită, au loc pierderi de căldură.

Pierderi prin neetanşeităţi (QP1)

Aceste pierderi au loc atât sub formă de căldură sensibilă cât şi sub formă

de căldură latentă şi depind de calitatea asamblării tronsoanelor de tubulatură.

Debitul de aer care străbate bateria de răcire trebuie să fie mărit cu debitul pierdut

prin neetanşeităţi. Nu se va ţine cont de pierderile care au loc în localul ce urmează

a fi condiţionat.

Când asamblările între ţevi sunt de bună calitate, aceste pierderi nu

depăşesc 10% din debitul total. În caz contrar, procentul poate fi mult mai mare.

Pierderi frigorifice în reţeaua de suflaj (QP2)

Aceste pierderi sunt funcţie de dimensiunile geometrice ale reţelei de

suflaj, de izolaţia sa termică şi de diferenţa de temperatură între aerul circulat şi

aerul locaţiilor necondiţionate traversate de ţevi. Aceste schimburi de căldură pot fi

calculate cu relaţia:

2

212

TTTkLPQ eP [W], (1.6)

unde: P este perimetrul reţelei de suflaj, în m;

L - lungimea tronsonului de reţea considerat, în m;

k - coeficientul de transfer de căldură al reţelei, în W/(m2.K), cu

următoarele valori [11.4]:

k=0,63 W/(m2· K) pentru conducte izolate cu vată de sticlă de

50 mm;

29

k=1,28 W/(m2· K) pentru conducte izolate cu vată de sticlă de

25 mm;

k=2,67 W/(m2· K) pentru ţevi izolate cu manşon;

k=6,28 W/m2·K pentru ţevi neizolate.

Te - temperatura mediului înconjurător (exterioară), în oC;

T1 - temperatura aerului tratat, la intrarea în tronsonul de tubulatură

considerat, în oC;

T2 - temperatura aerului tratat, la ieşirea din tronsonul de tubulatură

considerat, corespunzătoare temperaturii de suflaj Ts, în ºC.

Cum valoarea temperaturii T2 nu este decât uşor superioară temperaturii T1,

iar T1 nu este cunoscută, este posibilă simplificarea relaţiei printr-o aproximaţie,

factorul 1,1 ţinând seama de faptul că se neglijează T1. Relaţia devine:

)(1,12 seP TTkLPQ [W]. (11.7)

Dacă nu se cunoaşte perimetrul reţelei, acesta se poate determina cu

ajutorul fig. 11.15. Valorile din diagramă au fost stabilite pornind de la o viteză a

aerului de 6 m/s, un ecart al temperaturii de suflaj de 8 K şi o tubulatură de secţiune

rectangulară unde raportul cotelor este de 1 la 2 [11.4].

în

m

Fig. 11.15. Perimetrul tubulaturii funcţie de sarcina frigorifică (QE+QI)s

Pentru alte viteze şi alte intervale ale temperaturii de suflaj, perimetrul P se

obţine prin multiplicare cu factorii din tabelul 11.18.

Tabelul 11.18. Factori de conversie a valorilor din fig. 11.12 pentru alte viteze şi intervale ale

temperaturii de suflaj

Ts

K

Viteza [m/s]

4 6 8 10

6 1,42 1,16 1,00 0,90

8 1,21 1,00 0,84 0,79

10 1,10 0,90 0,79 0,69

30

Căldura degajată de ventilatorul de suflaj (QP3)

Când într-o centrală de tratare a aerului, ventilatorul este plasat după de

bateria de răcire, aportul de căldură datorat ventilatorului reprezintă o pierdere

frigorifică sensibilă suportată de aerul vehiculat prin reţea. Aportul de căldură

corespunzător este:

)(1000

3 EsIs

s

P QQT

pQ

[W], (11.8)

unde: p reprezintă presiunea manometrică totală (statică şi dinamică) a

ventilatorului, în Pa;

Ts - diferenţa dintre temperatura interioară a spaţiului condiţionat şi

temperatura de suflaj (ecart de suflaj), în K;

- coeficient dat în tabelul 11.19, în funcţie de randamentul ventilatorului

.

Tabelul 11.19. Valorile coeficientului

Majorarea sarcinii frigorifice totale pentru compensarea

pierderilor din reţeaua de recirculare

Dacă au loc pierderi frigorifice pe traseul aerul recirculat, va rezulta o

creştere a temperaturii aerului reciclat, de care va trebui să se ţină seama.

Pierderi prin neetanşeităţi (QP4)

Pierderile de aer recirculat prin neetanşeităţi conduc la micşorarea

raportului de recirculare cu efect direct asupra performanţelor instalaţiei.

Pierderi frigorifice în conductele de aer recirculat şi reciclat ( 5PQ )

Deoarece diferenţa dintre temperatura aerului recirculat şi reciclat şi

temperatura aerului înconjurător este în general redusă, această pierdere nu

intervine decât într-o mică măsură. Calculul este identic cu cel de la reţeaua de

suflaj:

Dispunerea motorului de

antrenare

Ventilator, =0,7

Instalaţie

centralizată

Ventilator, =0,5

Instalaţie

descentralizată

La exteriorul conductei de aer 0,92 1,46

La interiorul conductei de aer 1,16 1,82

31

S

CieP

V

VTTkLPQ )(9,05 [W], (11.9)

unde: P, L şi k au aceeaşi semnificaţie ca în cazul anterior;

Ti - temperatura interioară, în oC;

VC - debitul de aer reciclat, în m3/h;

VS - debitul de aer suflat, în m3/h.

Factorul 0,9 ţine cont de faptul că debitul de aer recirculat este inferior

debitului de aer suflat. Pentru determinarea lui P se pot utiliza fig. 11.12 şi tabelul

11.18.

Căldura degajată de ventilatorul de recirculare (QP6)

Echivalentul calorific QP6 al lucrului mecanic transformat în căldură de

ventilatorul de recirculare trebuie adăugat la cantitatea de căldură totală conţinută

în volumul de aer extras. El se calculează similar ca pentru aerul de suflaj:

)(1000

6 EsIs

S

C

s

P QQV

V

T

pQ

[W]. (11.10)

Răcirea aerului proaspăt

Răcirea aerului proaspăt include o componentă sensibilă şi o componentă

latentă, care se pot calcula astfel:

- pentru componenta sensibilă:

iNsNNs TTVQ 34,0 [W]; (11.11)

- pentru componenta latentă:

iNNNl xxVQ 825,0 [W], (11.12)

unde: VN este debitul de aer proaspăt, în m3/h;

TNs - temperatura termometrului uscat pentru aerul exterior, în oC;

Ti - temperatura interioară, în oC;

xN - umiditatea specifică a aerului exterior, în g/kg aer uscat;

xi - umiditatea specifică a aerului ambiant (din incinta climatizată), în g/kg

aer uscat;

Debitul de aer proaspăt VN se determină după indicaţiile de la paragraful

11.3.1.

Rezultă în final că sarcina frigorifică în regim de vară fa fi:

32

NPEI

NlNs

i

Pi

i

Ei

i

IiF

QQQQ

QQQQQQ

6

1

3

1

5

1 [W], (11.13)

11.4.3. Calculul necesarului termic la funcţionarea în regim de iarnă

În general, instalaţia de aer condiţionat este folosită şi iarna pentru

încălzirea spaţiilor, aportul de aer nou şi umidificare. În anumite cazuri, sunt

prevăzute în spaţiile condiţionate, suprafeţe de încălzire statice cu rolul de a

acoperi pierderile de căldură.

Ca şi în cazul sarcinii frigorifice, sarcina termică se compune din trei părţi:

necesarul calorific al locaţiei, pierderile datorate transportului aerului prin încăperi

cu temperaturi inferioare şi încălzirea aerului nou [11.3, 11.4].

Necesarul calorific

Doar variaţiile de căldură datorate transmisiei prin pereţi şi prin infiltraţii

constituie transferuri negative (pierderi), în timp ce celelalte sarcini, datorate de

exemplu radiaţiilor solare sau căldurii degajate de ocupanţi sau iluminat, constituie

sarcini pozitive, contribuind la încălzirea spaţiului chiar şi iarna. Deseori, iarna

sarcina frigorifică este mai importantă decât sarcina calorifică, deci uneori aerul

trebuie răcit chiar şi în această perioadă. De asemenea, este necesar să se asigure o

încălzire suficientă iarna, chiar şi atunci când spaţiile nu sunt locuite (noaptea sau

la sfârşit de săptămână).

Cantitatea de căldură pierdută prin transmisie prin pereţii exteriori se

poate calcula cu aceeaşi relaţie folosită la determinarea sarcinii termice externe QE.

Valorile coeficientului k utilizate pentru pereţii exteriori, pereţii interiori şi ferestre

sunt identici. Ca diferenţă de temperatură se consideră diferenţa dintre temperatura

exterioară şi cea interioară, valori prevăzute în STAS 6648/1-82 şi STAS 6648/2-

82.

Pierderi prin infiltraţie sunt similare cu cele precizate anterior.

Pierderi în timpul transportului aerului

La calculul sarcinii frigorifice se ţine cont după cum s-a văzut, de

pierderile prin neetanşeităţi în reţeaua de aer, crescând debitul de aer cu un anumit

procent. Pentru calculul pierderilor calorifice în reţeaua de suflaj, recirculare sau

reciclare se procedează în acelaşi mod. Trebuie menţionat însă, că tubulaturile de

reciclare şi recirculare au pierderi foarte mici.

Cantitatea de căldură degajată de ventilator este întotdeauna o sarcină

pozitivă şi determinarea sa a fost deja dată în calculul sarcinii frigorifice.

Încălzirea aerului proaspăt

Cantitatea de căldură necesară pentru încălzirea aerului nou admis, se

calculează cu relaţia:

33

NsiNCN TTVQ 34,0 [W], (11.14)

11.4.4. Calculul instalaţiei de condiţionare a aerului

Pentru calculul instalaţiei de condiţionare (fig. 11.1) a aerului se poate

folosi o metodă grafo-analitică cu utilizarea simultană a diagramei aerului umed

(fig. 11.16 şi 11.17) [11.1, 11.4, 11.7].

Fig. 11.16. Evoluţia aerului în regim de vară:

(a) diagrama Mollier (i-x); (b) diagrama Carrier (x-T).

Fig. 11.17. Evoluţia aerului în regim de iarnă:

(a) diagrama Mollier (i-x); (b) diagrama Carrier (x-T).

N

F

M

S

I

R TS

TR

TN

iS

iR iI

iN

iM

xN xI xF x

i

= 100% I’

iF xM

a

N

H

F

M

S I R

TM TI TR TN

xN

xI

x

T

= 100%

TB

C

xM

I

b

BC

F

iH = iBC

TS

N

BC

M

S

I

R

TS TR

TN

iS iR iI

iN

iM

xN xM = xBC xI = xR = xS x

i

= 100%

a

H

F

H iBC =iH

N

F

M

S

I R

TS TI ≈TI’ TR TN

xN

xI xF

x

T

= 100%

I’

TF

xM

I

b

34

Funcţionarea pe timpul verii (fig. 11.13)

Calculul debitului de aer suflat VS se face plecând de la sarcina frigorifică

nominală şi alegând o anumită diferenţă de temperatură între temperatura interioară

şi temperatura de suflaj, Ts:

s

EIs

T

QQVs

34,0 [m

3/h]. (11.15)

unde: QIs este căldura sensibilă degajată de ocupanţi (tabelul 11.9).

Este important să se realizeze o concordanţă între diverşii parametrii cum

ar fi reînnoirea aerului, tipul gurilor de suflaj şi dimensiunile spaţiului, astfel încât

să se evite formarea unor curenţi de aer în incinta supusă condiţionării, care pot

deteriora confortul termic. Gurile de suflaj clasice şi dispozitivele echivalente

admit diferenţe de temperatură Ts = 6...8 K pentru cicluri de reînnoire a aerului

cuprinse între 8 şi 12 ori pe oră. Dacă sarcina frigorifică determină un debit Vs care

conduce la un număr mai mare de reînnoiri ale aerului este necesar să se introducă

aerul în încăpere prin guri de difuzare potrivite sau să se aleagă modele care admit

diferenţe de temperatură mai importante. În acest ultim caz, se aleg guri de suflaj în

care proporţia de inducţie este importantă. În aceste aparate, aerul suflat aspiră prin

efectul ejecţiei o anumită cantitate din aerul incintei de condiţionat, cu care se

amestecă, ceea ce are ca efect scăderea temperaturii de suflaj până la o valoare

foarte apropiată de temperatura ambiantă, evitându-se riscul de inconfort.

Când proporţia de reînnoire a aerului este cu adevărat foarte importantă,

există şi o altă posibilitate de suflaj, care constă în introducerea aerului prin

intermediul unui plafon perforat. Dacă din calcul va reieşi că adoptând diferenţa de

temperatură Ts, distribuţia aerului rezultată nu este foarte corectă, va trebui reluat

calculul cu o altă temperatură de suflaj. După caz, ar putea fi necesară şi circularea

prin by-pass a unei părţi din aerul suflat pe bateria de răcire.

La ieşirea din bateria rece, debitul de aer VBC trebuie să fie egal cu debitul

de aer suflat VS, mărit cu pierderile prin fisuri care se produc în reţeaua de suflaj:

%1( BCV prin neetanşeităţi) sV [m3/h]. (11.16)

Aerul suflat trebuie să poată absorbi şi sarcina frigorifică latentă, fără ca

umiditatea relativă interioară să depăşească punctul stabilit. Deci, umiditatea

specifică a aerului suflat calculată prin formula următoare, trebuie să fie mai mică:

S

Il

V

Qx

825,0 [g/kg aer uscat]. (11.17)

unde: QIl este căldura latentă degajată de ocupanţi (tabelul 11.9).

35

În cazul unui ventilator aspirant (ventilator plasat în aval de bateria de

răcire), căldura degajată de acesta şi aportul de căldură datorat transmisiei prin

pereţii tubulaturii, duc la creşterea temperaturii aerului tratat. De aici, apare

necesitatea răcirii aerului puţin mai intens, pentru a dispune încă de temperatura de

suflaj dorită Ts la intrarea în locaţia supusă climatizării. Această diferenţă de

temperatură este:

234,0

)( 32

SBC

PPBRSVS

VV

QQTTt [K]. (11.18)

La fel, căldura degajată de ventilatorul de recirculare şi aportul de căldură

în reţeaua de recirculare şi reciclare măresc temperatura aerului reciclat. Rezultă o

diferenţă de temperatură:

R

PPVR

V

QQt

34,0

65 [K]. (11.19)

Pornind de la valorile calculate anterior, stările aerului exterior şi ambiant

şi a procentului de aer proaspăt (nou) admis, se poate continua calculul grafic.

Se dispun condiţiile aerului interior şi ale aerului exterior pe diagrama

aerului umed (puncte I şi N). Pentru condiţiile aerului recirculat (punctul R), se

pleacă de la punctul I la care se adaugă 1K, umiditatea absolută rămânând

constantă.

Se leagă punctul R de punctul N reprezentativ pentru starea aerului

exterior. Punctul M ce caracterizează amestecul se găseşte pe dreapta RN.

Pentru a găsi poziţia punctului M se scoate din lungimea RN procentul

reprezentând debitul de aer nou VN raportat la debitul de aer total VBC, valoarea

astfel obţinută fiind considerată plecând de la punctul R.

Plecând de la punctul I, se adaugă, după calcul, diferenţa de umiditate

absolută datorată aporturilor de căldură latentă (x), determinându-se astfel punctul

I` situat pe dreapta de temperatură constantă.

De la punctul I` se aduce la umiditatea absolută constantă ΔTS şi ΔTVS, ceea

ce permite obţinerea stărilor de aer F şi respectiv S, la extremitatea reţelei (după

bateria de răcire) şi după gura de suflaj.

Se unesc apoi punctele M şi F printr-o dreaptă care se prelungeşte până la

curba de saturaţie, pentru care umiditatea relativă este egală cu 100%; punctul de

intersecţie reprezintă punctul de rouă al aerului din baterie. În realitate, curba MF

nu este o dreaptă, dar pentru a simplifica, putem presupune fără probleme că ea se

apropie de o curbă.

Diferenţa de entalpie dintre punctele M şi F poate fi utilizată pentru

calculul puterii frigorifice şi apoi pentru calculul bateriei de răcire.

)(2,1 FMBCF iiVQ [W] (11.20)

36

Puterea frigorifică totală se va determina cu relaţia 11.13. Bateria de răcire

trebuie dimensionată pentru această putere frigorifică.

Funcţionarea pe timpul iernii (încălzire şi umidificare)(fig. 11.14)

Fluxurile termice pozitive sau negative, rezultate din calculul sarcinilor

termice prezentate în paragrafele anteriore sunt sintetizate în tabelul 11.20.

Tabelul 11.20. Sinteza fluxurilor termice

Tipul sarcinii Pozitiv Negativ

Fluxul termic degajat de organismele umane QI1

Fluxul termic degajat de corpurile de iluminat QI2

Fluxul termic degajat de aparate şi maşini QI3

Căldura degajată de diverse materiale QI4 QI4

Fluxul termic provenit de la încăperile vecine QI5

Aportul de căldură prin pereţi şi plafon QE1

Aportul de căldură datorat radiaţiei solare prin ferestre QE2

Aportul de căldură datorat convecţiei prin ferestre QE3

Deoarece o parte dintre fluxurile prezentate nu sunt permanente se

defineşte o sarcină termică maximă, când fluxurile cu efect pozitiv se consideră

nule iar cele cu efect negativ sunt maxime şi o sarcină termică minimă atunci când

fluxurile pozitive sunt maxime. Schimbătoarele de căldură pentru încălzirea aerului

se dimensionează la sarcina termică maximă.

Calculul se desfăşoară asemănător cazului funcţionării pe timp de vară.

Debitul de aer suflat la încălzire se recomandă să fie acelaşi cu cel utilizat pentru

funcţionarea pe timp de vară, cu condiţia ca diferenţa de temperatură de suflaj Ts

să nu fie în limite inacceptabile. Această diferenţă de temperatură se calculează cu

relaţia:

S

C

sV

QT

34,0

max, [K]. (11.21)

Pentru a evita răcirea aerului suflat prin pierderi calorifice la nivelul reţelei

de suflaj, temperatura după bateria de încălzire trebuie să fie superioară

temperaturii de suflaj.

V34,0 BC

2

P

VS

Qt [K], (11.22)

unde: QP2 reprezintă pierderile calorifice în reţeaua de suflaj, în W;

VBC - debitul de aer după bateria de încălzire, în m3/h.

37

Rezultă că temperatura de preîncălzire a aerului va fi egală cu Ti + TS +

TVS.

În unele cazuri, încălzirea aerului are loc mai întâi într-o baterie de

preîncălzire şi se definitivează în bateria de încălzire.

Umidificarea aerului ce urmează a fi suflat trebuie să se facă de la

conţinutul de umiditate xM corespunzătoare punctului de amestec până la conţinutul

de umiditate dorit în incintă xI, ţinându-se seama pe de altă parte şi de umiditatea

degajată în interiorul incintei.

În consecinţă, umidificarea suplimentară xh ce trebuie introdusă în incintă

va fi:

xxxx MIh )( [g/kg aer uscat], (11.23)

unde: xI este conţinutul de umiditate în condiţii interioare, în g/kg aer uscat;

xM – conţinutul de umiditate al amestecului aer proaspăt (nou) – aer

reciclat, în g/kg aer uscat;

x - creşterea umidităţii aerului suflat în încăpere, în g/kg aer uscat (relaţia

11.17);

Această valoare x poate fi reprezentată pe diagramă, obţinându-se astfel

curba (dreapta) umidităţii absolute constante până la care poate avea loc

umidificarea într-un umidificator cu pulverizarea apei.

Umidificarea prin pulverizare are loc la o entalpie aproape constantă

atingându-se o saturaţie a aerului suflat de 9095 %. Punctul de intersecţie al

dreptei de umiditate absolută constantă cu curba de umidificare (=ct.)

corespunzătoare saturaţiei atinse este punctul H care reprezintă starea aerului în

amonte de bateria de încălzire.

Punctul de intersecţie al aceleiaşi curbe de umidificare cu dreapta de

umiditate constantă ce trece prin M este punctul BC ce reprezintă starea aerului

după bateria de preîncălzire.

Sarcinile termice ale bateriilor de preîncălzire şi reîncălzire se calculează

astfel:

- bateria de preîncălzire:

65)(34,0 PPBCMBCBC QQVTTQ [W], (11.24)

unde: QBC este sarcina termică a bateriei de preîncălzire, în W;

TBC - temperatura după bateria de preîncălzire, în oC;

TM - temperatura amestecului aer nou/aer reciclat (punctul M), în oC;

VBC - debitul de aer după bateria de încălzire (debit-volum de aer vehiculat

de ventilatorul de suflaj), în m3/h;

QP5 - pierderi calorifice în reţeaua de recirculare şi reciclare, în W;

QP6 – fluxul termic degajat de ventilatorul de recirculare a aerului, în W.

- bateria de încălzire:

38

3)(34,0 PBCVSSUAIRC QVTTTTQ [W], (11.25)

unde: QRC este sarcina termică a bateriei de încălzire, în W;

TI - temperatura interioară, în oC;

TUA -temperatura după instalaţia de umidificare, în ºC;

TS - diferenţa de temperatură la suflare, în K;

TVS - reducerea temperaturii aerului suflat, în K;

QP3 - căldura degajată de ventilatorul de suflare a aerului, în W.

Bibliografie

[11.1] Bouteloup, J., Le Guay, M., Ligen , J. Climatisation Conditionnement d’air

- Traitement de l’air. Chaud-Froid-Plomberie, Paris, 1996.

[11.2] Carabogdan, I., Gh., Badea, A., Ionescu, L., Leca, A., Ghia, V., Nistor, I.,

Cserveny, I. Instalaţii termice industriale. Editura Tehnică, Bucureşti,

1978.

[11.3] Jones, W., P. Air Conditioning. Applications and Design. Butterworth-

Heinemann, Bristol, 1998.

[11.4] Maake, W., Eckert, H.-J., Cauchepin, J-L. Le nouveau Pohlmann. Manuel

technique du froid. Deuxième tirage. Thome 1. PYC Edition, Paris, 1988.

[11.5] Popa, B, Carabogdan, Gh., Badea, A., ş.a. Manualul inginerului

termoenergetician. Vol. 1, 3. Bucureşti, Editura Tehnică, 1961.

[11.6] Reinmuth, F. Climatisation & Conditionnement d’air modernes par

l’exemple. PYC Livres, Paris, 1999.

[11.7] *** Techniques de l’ingénieur, vol. B2 – I, Génie Energétique – Génie

Climatique, Paris, 1995.

[11.8] *** STAS 6648/1-82 Calculul aporturilor de căldură din exterior.

Bucureşti, 1982.

[11.9] *** STAS 6648/2-82 Calculul parametrilor climatici exteriori. Bucureşti,

1982.