OPTIMIZAREA SISTEMELOR DE INSTALA ȚII ECHIPATE CU … · externi și cu alte institu ții recunoscute la nivel interna țional, putem afirma c ă Strategia Na țional ă 2014-2020

UNIVERSITATEA “GHEORGHE ASACHI” DIN IAȘI

FACULTATEA DE CONSTRUCȚII ȘI INSTALAȚII

OPTIMIZAREA SISTEMELOR DE INSTALAȚII ECHIPATE CU

POMPE DE CĂLDURĂ PENTRU VALORIFICAREA FORMELOR

DE ENERGIE REGENERABILĂ ȘI RECUPERABILĂ

- REZUMAT TEZĂ DE DOCTORAT –

Doctorand,

Ing. BARAN Andreea Irina

Conducător științific,

Prof. Univ. Dr. Ing. MATEESCU Theodor Dorin Dumitru

IAȘI - 2019

Optimizarea sistemelor de instalații echipate cu pompe de căldură pentru valorificarea formelor de energie regenerabilă și recuperabilă

2


3


4


5

CUPRINS CAPITOLUL I - INTRODUCERE ..............................................................................................................................7

I.1. CONTEXT ....................................................................................................................................................7

I.1.1. STRATEGII ȘI POLITICI ENERGETICE ....................................................................................................7

I.2. DIRECȚII DE CERCETARE ÎN CONTEXTUL ACTUAL ......................................................................................9

I.3. OPORTUNITATEA ȘI OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT ......................................................................... 10

I.4. CONȚINUTUL TEZEI PE CAPITOLE ........................................................................................................... 10

CAPITOLUL II - INSTALAȚII ECHIPATE CU POMPE DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE MECANICĂ DE VAPORI ........ 12

I.1. STRUCTURA INSTALAȚIEI ........................................................................................................................ 12

II.1.1. SURSA RECE CU POTENȚIAL TERMIC REDUS .................................................................................. 13

II.1.2. POMPA DE CĂLDURĂ ...................................................................................................................... 13

II.1.3. CONSUMATORUL ........................................................................................................................... 14

II.2. INDICATORI DE PERFORMANȚĂ ............................................................................................................ 14

II.2.2. INDICATORI ECONOMICI ................................................................................................................ 16

CAPITOLUL III - STOCAREA ENERGIEI TERMICE ................................................................................................ 17

III.1. FORME DE STOCARE A ENERGIEI TERMICE .......................................................................................... 18

III.1.1. STOCAREA ÎN CĂLDURĂ LATENTĂ ................................................................................................. 18

III.1.2. STOCAREA ÎN CĂLDURĂ SENSIBILĂ ............................................................................................... 19

III.1.3. STOCAREA ÎN CĂLDURA REACȚIILOR CHIMICE .............................................................................. 21

CAPITOLUL IV - SOLUȚII NECONVENȚIONALE .................................................................................................. 22

IV.1. STOCATOARE TERMICE CU COMPENSARE SEZONIERĂ ........................................................................ 22

IV.2. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU GEOMETRIE VARIABILĂ ................................................................. 28

IV.2.1. REZOLVĂRI CONCEPTUALE ............................................................................................................ 28

IV.2.2. SCHIMBĂTOR MODULAR TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ..................................................................... 29

IV.2.3. SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ TIP REGISTRU CILINDRIC ................................................................... 31

IV.3. NANOFLUIDELE .................................................................................................................................... 34

IV.4. MULTIFUNCȚIONALIZAREA INSTALAȚIILOR ......................................................................................... 36

CAPITOLUL V - CERCETĂRI EXPERIMENTALE ȘI NUMERICE .............................................................................. 43

V.1. PROGRAMUL DE CERCETARE ................................................................................................................ 43

V.2. PROPRIETĂȚILE AGENȚILOR DE LUCRU ȘI A MEDIILOR DE STOCARE .................................................... 43

V.3. GEOMETRIILE SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ STUDIATE ................................................................ 44

V.3.1. SCHIMBĂTOR MODULAR TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ...................................................................... 44


6

V.4. MODELAREA NUMERICĂ ....................................................................................................................... 45

V.2. SCHIMBĂTOR TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ ............................................................................................... 46

V.3. SCHIMBĂTOR TIP REGISTRU CILINDRIC ................................................................................................. 47

V.4. CERCETĂRI EXPERIMENTALE PE MODEL FIZIC ...................................................................................... 48

V.7.2. CERCETAREA EXPERIMENTALĂ ...................................................................................................... 50

CAPITOLUL VI .................................................................................................................................................... 53

STUDIU DE CAZ ................................................................................................................................................. 53

CAPITOLUL VII - CONCLUZII, CONTRIBUȚII PERSONALE ȘI PERSPECTIVE ......................................................... 57

VII.1. CONCLUZII FINALE ............................................................................................................................... 57

VII.2. CONTRIBUȚII PERSONALE ................................................................................................................... 58

VII.3. DIRECȚII DE VALORIFICARE ULTERIOARĂ ............................................................................................ 59


7

CAPITOLUL I - INTRODUCERE

I.1. CONTEXT

Lumea contemporană se află în fața unor probleme majore generate atât de caracterul epuizabil al

combustibililor fosili, cât și de impactul nociv al acestora asupra mediului.

Îngrijorarea firească față de această perspectivă și consecințele asupra evoluțiilor socio-economice

la nivel mondial, a generat apariția unor noi concepte precum “dezvoltare durabilă”, menită să

raționalizeze consumul de resurse primare.

Ținând seama de cerințele fundamentale ale acestor concepte, strategiile și politicile energetice

globale și regionale stimulează perfecționarea și dezvoltarea tehnologică.

În acest sens, obiectivele impuse pentru valorficarea surselor regenerabile de energie, ca soluție de

substituție, conduc în mod direct la creșterea performanțelor echipamentelor specifice și la realizarea

unor sisteme eficiente de instalații pentru producerea energiei termice și a energiei nucleare.

În ultimii ani, pe lângă formele de energie hidraulică, eoliană și solară, s-a acordat o atenție

deosebită și energiei solului, de mică și de medie adâncime, care reprezintă o sursă primară eficientă

atât sub aspect energetic cât și economic, pentru producerea căldurii și a frigului.

Integrarea pompelor de căldură în sisteme locale de instalații, conferă utilizatorilor autonomie

funcțională și reprezintă soluția ideală pentru deservirea obiectivelor izolate, cu necesar redus de

energie termică, recomandabilă atât pentru realizarea unor lucrări noi, cât și pentru modernicarea

instalațiilor existente.

Strategiile energetice concepute la nivelul Uniunii Europene și în concordanță cu acestea la nivel

național pentru secolul 21 – cu perspectivă pe termen mediu și lung până în anii 2030 și 2050, includ

măsuri de securitate energetică prin interconectarea sistemelor naționale/regionale, cu obiective și

acțiuni punctuale fenomenelor majore.

I.1.1. STRATEGII ȘI POLITICI ENERGETICE

În ceea ce privește energia provenită din surse regenerabile în cadrul actual de politică la nivelul


8

Uniunii Europene, operează Directiva privind energia din surse regenerabile, care a inclus, pentru

orizontul temporal al anului 2020 trei obiective principale (figura 1.1), obiective care au fost

îmbunătățite între timp prin conținutul altor măsuri, reglementări, strategii, politici energetice.

În anul 2014 Comisia Europeană a adoptat, un nou cadru în domeniul energiei și al climei, care

conține noi obiective de realizat până în anul 2030, revizuit ulterior (noiembrie 2016) și prezentat sub

numele de “Energie curată pentru toți europenii” sau „Pachetul de iarnă” (figura 1.2).

Fig. 1.1 – Obiectivele stabilite prin Directiva privind

energia din surse regenerabile pentru 2020

Fig. 1.2 - Strategia europeană pentru

anul 2050 în domeniul energiei

Întrucăt obiectivul global pe termen mediu și lung este de a limita creșterea temperaturii medii

globale la 2°C comparativ cu perioada preindustrială, ambițiile Uniunii Europene cresc, astfel că

pentru anul 2050 obiectivele propuse sunt majore, conform figurii 1.3.

Fig. 1.3 - Strategia europeană pentru anul 2050 în domeniul energiei

Prin Hotărârile de Guvern 890/2003 – „Foaia de parcurs în domeniul energiei” și 1535/2003 –


9

“Strategia de valorificare a surselor regenerabile de energie”, România a făcut primii pași în

valorificarea surselor regenerabile de energie, ulterior fiind adoptate și alte măsuri și acte legislative

care vin în completarea celor inițiale.

Plecând de la politicile promovate la nivelul Uniunii Europene și de la documentele prezentate mai

sus, ținând seama și de experiența și cunoștințele acumulate în urma colaborărilor avute cu parteneri

externi și cu alte instituții recunoscute la nivel internațional, putem afirma că Strategia Națională

2014-2020 abordează problematica schimbărilor climatice din două perspective: reducerea emisiilor

de gaze cu efect de seră și adaptarea la efectele pe care le produc schimbările climatice.

I.2. DIRECȚII DE CERCETARE ÎN CONTEXTUL ACTUAL

Cercetarea în domeniu sistemelor de valorificare a energiei de la suprafața solului urmărește liniile

generale de dezvoltare a cercetărilor în domeniul sistemelor de generare a energiei pentru clădiri,

respectiv dezvoltarea sistemelor care să deservească:

• clădirile ce urmează a fi renovate;

• orașele inteligente;

• decarbonatarea.

Organismele internaționale și europene, cercetătorii, producătorii, investitorii s-au mobilizat pentru

a sintetiza cele mai potrivite direcții de cercetare a sistemelor de valorificare a energiei geotermale de

suprafață.

În cadrul tehnologiilor de tip ”Ground source heat pump (Gshp) systems” focalizează următoarele

obiective generale: creșterea eficienței globale a sistemelor de valorificare a energiei geotermale

(energetică, ecologică, etc.), a eficienței costurilor sistemelor și extinderea ariilor tehnologice.

Concomitent cu aceste direcții de dezvoltare, s-au definit și direcțiile de creare a cadrului de

materializare: formularea și promovarea standardelor de proiectare, pentru materiale și metodele de

implementare; programe educaționale și de formare în scopul asigurării implementării unor sisteme

cu calitate apropiată de optimul teoretic; costuri marginale accesibile utilizatorilor, proiectanților,

evaluatorilor pentru a permite analize pertinente în promovarea sistemelor.


10

I.3. OPORTUNITATEA ȘI OBIECTIVELE TEZEI DE DOCTORAT

Obiectivul principal al tezei este analiza posibilităților de optimizare funcțională și energetică

a sistemelor locale de instalații echipate cu pompe de căldură reversibile.

În corelație, au fost tratate ca obiective conexe:

• Autonomizarea sursei reci cu potențial termic redus, prin înlocuirea acesteia cu

stocatoare de căldură cu caracteristici controlate și autocompensare sezonieră

• Dezvoltarea și promovarea unor schimbătoare de căldură noi, cu structură modulară

pentru descărcarea uniformă a căldurii în mediul de stocare

• Utilizarea ca agent de lucru a unui fluid cu caracteristici termofizice superioare

(nanofluid)

• Analiza unor soluții de compensare a deficitului termic prin utilizarea unor instalații

suplimentare (instalație solară)

• Efectuarea unui studiu de caz pentru aplicarea soluțiilor propuse.

I.4. CONȚINUTUL TEZEI PE CAPITOLE

Teza de doctorat este structurată pe șapte capitole și trei anexe, astfel:

CAPITOLUL 1. INTRODUCERE

Sunt prezentate o serie de aspecte generale cum ar fi strategiile în domeniul energiei atât la nivelul

Uniunii Europene cât și la nivel national, dar și oportunitatea, actualitatea și obiectivele cercetării în

domeniul sistemelor de instalații echipate cu pompe de căldură.

CAPITOLUL 2. INSTALAȚII ECHIPATE CU POMPE DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE

MECANICĂ DE VAPORI

Sunt prezentate noțiuni generale, principiul de funcționare și structura instalațiilor echipate cu

pompe de căldură cu compresie mecanică de vapori, precum și indicatorii de performanță și stadiul

actual și perspectivele cercetărilor în domeniu.


11

CAPITOLUL 3. STOCAREA ENERGIEI TERMICE

Sunt prezentate, pe scurt, principalele metode de stocare a energiei termice și principiile

termodinamice de la baza acestora..

CAPITOLUL 4. SOLUȚII NECONVENȚIONALE

Sunt propuse serie de soluții inovatoare de optimizare a echipamentelor componente care intră în

alcătuirea sistemului: sursă rece, schimbătoare de căldură cu geometrie variabilă, nanofluide, dar și

noțiuni legate de multifuncționalizarea compoenentelor sistemului.

CAPITOLUL 5. CERCETĂRI EXPERIMENTALE ȘI NUMERICE

Sunt analizate numeric și validate experimental soluțiile propuse, în modul de încălzire, cu ajutorul

programului AUTODESK CFD și al standului experimental realizat la scară redusă.

CAPITOLUL 6. STUDIU DE CAZ

Studiul are ca scop integrarea soluțiilor propuse în teză, fiind dezvoltat comparativ pentru clima

dee calcul corespunzătoare celor cinci zone climatice specifice României.

CAPITOLUL 7. CONCLUZII, CONTRIBUȚII PERSONALE ȘI PERSPECTIVE

Ultimul capitol prezintă concluziile finale ale cercetării efectuate, contribuții personale, precum și

perspective și direcții de dezvoltare.

ANEXE

Anexa I – Spectrele de temperatură și de viteză din cadrul simulărilor numerice

Anexa II – Rezultatele simulării experimentale

Anexa III – Date studiu de caz


12

CAPITOLUL II - INSTALAȚII ECHIPATE CU POMPE DE CĂLDURĂ CU COMPRESIE MECANICĂ DE VAPORI

I.1. STRUCTURA INSTALAȚIEI

Sistemele de instalații echipate cu pompe de căldură sunt alcătuite din consumator, generator,

sursă termică adițională și instalațiile auxiliare pentru vehicularea agenților de lucru.

Folosind ca energie de aport energia solară, în mod direct sau înmagazinată în mediul natural (aer,

apă, sol), practic inepuizabilă și disponibilă, în măsură mai mare sau mai mică în orice loc, sistemele

echipate cu pompe de căldură sunt autonome din acest punct de vedere și aplicabile independent de

amplasament.

Acest avantaj le recomandă pentru deservirea unor obiective izolate, cu funcțiune rezidențială sau

socială, pentru producerea agentului termic - de încălzire/răcire și/sau a apei calde de consum.

Principalele componente ale sistemului sunt pompa termică, sursa rece și instalația de utilizare.

Figura 2.1 – Schema de principiu a pompei de căldură


13

II.1.1. SURSA RECE CU POTENȚIAL TERMIC REDUS

Sub aspectul eficienței energetice globale, este indicat să fie adoptată sursa cu cel mai ridicat nivel

de temperatură.

Din relațiile de bilanț energetic, rezultă cantitățile de căldură disipate/emise de sursă:

• pentru modul de lucru “încălzire”:

�� î�� = �� + �� (2.1)

sau în funcție de coeficientul de performanță al pompei:

�� î�� = �� î�� 1 − �� (2.2)

• pentru modul de lucru “răcire”:

�� ă�� = �� − �� (2.3)

respectiv:

�� ă�� = �� ă�� 1 + �� (2.4)

II.1.2. POMPA DE CĂLDURĂ

Alegerea pompei presupune precizarea tipului funcțional după scopul utilizării (producere căldură

sau frig), felul sursei reci (soare, aer, apă, sol) și a capacității nominale, în funcție de sarcina termică

necesară.

În cazul echipării sistemului cu pompe reversibile, în modul de lucru “încălzire”, agregatul

funcționează ca pompă de căldură, iar în modul “răcire” - prin inversarea sensului de circulație a

agentului frigorific -, ca instalație frigorifică.

Prin alegerea pompei de căldură se precizează toți parametrii funcționali necesari pentru

dimensionarea sistemului - capacitatea nominală (Qînc;Qrăcire), puterea absorbită (P), coeficienții

de performanță (COP; EER), debitul agentului intermediar și regimul de temperaturi al

acestuia.


14

II.1.3. CONSUMATORUL

Consumatorul de căldură impune regimul și parametrii funcționali, determinând capacitatea

sistemului. Corespunzător cerințelor consumatorului, energia termică furnizată de sistem poate fi

utilizată pentru:

• Încălzirea/climatizarea spațiilor, folosind diferite tipuri de instalații, diferențiate prin regimul

de temperaturi ale agentului termic;

• Încălzirea apei pentru diferite folosințe;

• Deservirea unor procese tehnologice.

Pe cât posibil, este recomandabil ca soluțiile adoptate să permită funcționarea sistemului în regim

monovalent - reversibil.

II.2. INDICATORI DE PERFORMANȚĂ

• Coeficientul de performanță

Poate cel mai important indicator ce caracterizează funcționarea pompei de căldură este

coeficientul de performanță (COP). Acesta este definit ca fiind raportul dintre puterea termică

utilă produsă (EU = Et) și puterea de acționare a pompei de căldură (EA = Eel).

�� = �� = �� = �� (2.5)

În cazul pompelor de căldură reversibile, ce funcționează în modul “încălzire”, coeficientul de performanță este de forma:

�� = �� (2.6)

QPC – puterea termică a pompei, [W];

PE – puterea electrică necesară compresorului, [W].


15

În cazul funcționării în regim de răcire, eficiența energetică se exprimă în BTU/(h*W) și este definită ca:

! = �0� (2.7)

EER – eficiența energetică în modul răcire;

Q0 – puterea termică de răcire a pompei, [BTU/h];

PE – puterea de acționare a pompei de căldură, [W].

Luând în calcul faptul că factorul de transformare a Watt-ului în BTU/h este de 2.412, coeficientul

de performanță pentru răcire ia forma:

�� = ��#.%�# (2.8)

• Consumul specific de energie electrică

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

&�� = �'(#.)*+,,. (2.14)

• Coeficientul de performanță sezonier

Este raportul dintre sarcina termică sezonieră și energia furnizată de pompa de căldură

corespunzător puterii nominale și numărului echivalent de ore de funcționare în plină sarcină (Hech) și

se exprimă cu relația:

/��0 = 12�3.4�562/8292�3∗�26;<28� (2.15)

Reglementările la nivel european recomandă ca aceasta valoare să fie de minim 2,5.

• Energia regenerabilă furnizată de pompa de căldură

Este funcție de coeficientul de performanță și are expresia:

�� = �=0�> 1 − ��2�� (2.16)


16

Performanțele pompelor de căldură de diferite tipuri pot fi comparate corect dacă se uniformizează

energia de acționare. Astfel, puterea termică utilă livrată annual (Qu,an) se raportează la consumul

anual de combustibil echivalent (Bce,an) ce este necesar pentru a produce puterea de acționare,

rezultând gradul de utilizare al combustibilului (φan) în kW/kg.

?@� = 1A,82B3�,82 (2.17)

II.2.2. INDICATORI ECONOMICI

• Durata de recuperare a investiției

Utilizarea sistemelor echipate cu pompa de căldură presupune o economie de combustibil și

implicit a cheltuielilor de exploatare (ΔC) comparativ cu sistemul clasic cu centrală termică, dar

sistemul cu pompe de căldură presupune o investiție suplimentară (IPC) față de instalația clasică (ICT),

pentru producerea aceleiași cantități de căldură. (Ionela Cazacu, 2016)

Plecând de la calculul sporului de investiție:

CI = E�� − E�F

și

rezultă timpul de recuperare al investiției:

G = �<2HI�82 83�A8�<58� [an] (2.21)

unde TR < TR normat, iar pentru ca sistemul să fie mai mult decăt acceptabil: TR normat = 8÷10 ani.


17

CAPITOLUL III - STOCAREA ENERGIEI TERMICE

Pentru utilizarea eficientă a surselor regenerabile de energie precum și pentru conservarea energiei

sunt importante tehnologiile de stocare.

Avantajele implementării unor astfel de sisteme de stocaj în instalațiile de încălzire/climatizare

sunt: oferă autonomie sistemului având în vedere dependența pompei de căldură de sursele cu

potențial termic redus, scad consumurile și costurile energetice, scad costurile inițiale precum și cele

de mentenanță, și emisiile de gaze cu efect de seră.

Criteriile de clasificare a metodelor de stocare a energiei termice sunt:

1. forma de energie sub care este realizată stocarea:

• în căldură latentă;

• în căldură sensibilă;

• termochimică.

2. durata perioadei de stocare:

• pe termen scurt – pentru acoperirea în totalitate sau a vârfurilor de consum dar și pentru

acumulare;

• pe termen mediu (zilnic/săptămânal) – utilizată adesea în scopul stocării energiei termice

solare pentru uz casnic sau tehnologic;

• pe termen lung (stocare sezonieră) – a cunoscut o promovare crescută în ultimii ani, folosind

ca material de stocare apa sau solul.

3. materialul de stocare – este o componentă esențială a sistemelor de stocaj și alegerea lui se face

pe baza următoarelor criterii:

• proprietăți termofizice recomandabile – cele mai bune materiale pentru stocarea energiei

termice sunt cele care prezintă o bună capacitate termică masică și volumică și o conductivitate

termică ridicată;

• stabilitate termică și chimică – în scopul utilizării pe o perioadă cât mai îndelungată de timp,

fără risc toxic, de inflamabilitate/de explozie și de degradare a proprietăților termofizice;

• cost scăzut și disponibilitate – cele mai des întâlnite materiale care pot fi folosite ca materiale

de stocare sunt apa, solul, piața, betonul, o serie de uleiuri, parafine și săruri hidratate.


18

III.1. FORME DE STOCARE A ENERGIEI TERMICE

III.1.1. STOCAREA ÎN CĂLDURĂ LATENTĂ

Un sistem de stocare latent se bazează pe cantitatea de căldură absorbită sau cedată de

mediul de stocare la trecerea dintr-o stare de agregare în alta (schimbare de fază). (Adrian

Dumitru Căilean, 2011)

Astfel, materialele folosite în sisteme de stocare în căldură latentă poartă denumirea de materiale

cu schimbare de fază, iar căldura acumulată/cedată la o temperatură constantă sau aproximativ

constantă (temperatură de schimbare de fază) pe durata procesului este denumită căldură latentă.

Formele de schimbare de fază sunt caracteristice indiferent de materialul ales:

• lichid – gaz și solid – gaz;

• solid – solid;

• solid – lichid.

Ecuațiile care exprimă energia termică stocată într-un sistem latent sunt:

� = J K ∗ �L� ∗ MG + K ∗ �N + J K ∗ �LN ∗ MGFOFP FPF< (3.1)

� = K ∗ �L� ∗ QGI − G�R + K ∗ �N + K ∗ �LN ∗ SGT − GIU (3.2)

În care:

CpS – căldura specifică a materialului cu schimbare de fază solid, [J/kgK];

CpL – căldura specifică a materialului cu schimbare de fază lichid, [J/kgK];

m – cantitatea de material, [kg];

Ti – temperatura inițială, [K];

Tf – temperatura finală, [K];

TF – temperatura de schimbare de fază, [K];

QL – căldura latent, [J/kg].


19

Avantajul acestui tip de stocare este datorat posibilității de a oferi o densitate mare de energie

stocată pe unitatea de volum dar și capacității de acumulare/cedare a energiei termice la o

temperatură relativ constantă.

Pentru a realiza și implementa cu succes un

sistem de stocare a energiei termice în căldură

latentă trebuie cunoscute și corelate trei

elemente:

• materialul cu schimbare de fază;

• unitatea de stocare;

• schimbătorul de căldură.

În funcție de natural lor, există trei categorii

de materiale cu schimbare de fază ce pot fi

utilizate în sisteme de stocare a energiei

termice:

• Organici: parafinele;

• Anorganici: săruri hidratate;

• Amestecuri (eutectici).

Sistemele de stocare a energiei termice în materiale cu schimbare de fază sunt utilizate în

diferite sisteme active sau pasive pentru încălzirea și răcirea clădirilor. (Adrian Dumitru Căilean,

2011).

III.1.2. STOCAREA ÎN CĂLDURĂ SENSIBILĂ

Această modalitate presupune stocarea energiei termice prin modificarea temperaturii

mediului de stocare care poate fi reprezentat de un material solid sau lichid. (Adrian Dumitru

Căilean, 2011)

Căldura specifică a materialului utilizat ca mediu de stocare, cantitatea de material și diferența

dintre temperatura dintre inițială și cea finală a mediului de stocare influențează capacitatea de stocare.

Energia termică totală stocată de un sistem sensibil se exprimă cu relația:

� = K ∗ �� ∗ CG = V ∗ �� ∗ W ∗ SGT − G�U (3.3)

în care:

m – cantitatea de material, [kg];

Cp – căldura specifică a materialului folosit ca mediu de stocare, [J/kg·K];


20

∆T – ecartul de temperatură, [K];

ρ – densitatea materialului, [kg/m3];

V – volumul de material, [m3];

Ti – temperatura inițială a mediului de stocare, [K];

Tf – temperatura finală a mediului de stocare, [K].

Pentru ca un material să poată fi folosit ca mediu de stocare sensibil, acesta trebuie să aibă

capacitatea termică mare pe unitatea de masă și de volum și, totodată, să asigure o bună rată de transfer

termic.

III.1.2.1. Stocarea energiei termice în piatră

Un alt material recomandat ca mediu de stocare ce este disponibil la scară largă, și care are costuri

reduse este piatra. În comparație cu apa, prezintă avantajul că poate fi utilizată și la temperaturi mai

mari de 100°C, iar ca dezavantaj menționăm necesitatea utilizării unor rezervoare cu dimensiuni de

aproximativ 3 ori mai mari pentru a acumula aceeași cantitate de energie termică datorită înjumătățirii

capacității termice pe unitate de volum.

III.1.2.2. Stocarea energiei termice în sol

Studierea și implementarea sistemelor de stocaj în sol a început în America de Nord și în nordul

Europei în anii 1970, cu scopul conservării energiei și creșterii eficienței energetice. Cele mai

evidențiate concepte au fost stocarea în strat acvifer și stocarea în sol prin intermediul forajelor

verticale.

Aceste tipuri de sisteme sunt utilizate pentru stocarea sezonieră a căldurii pe timp de vară, sau a

frigului pe timp de iarnă (autocompensare sezonieră), pentru a fi utilizate ulterior în aplicații de

încălzire și climatizare a spațiilor sau în diferite procese tehnologice.

Sistemele de stocare în strat acvifer utilizează, ca mediu de acumulare a energiei termice,

straturile acvifere existente în sol prin realizarea unor puțuri forate. Sunt caracterizate de o anumită

porozitate fiind alcătuite dintr-o masă solidă - nisip, calcar, pietriș - și apă în proporție variabilă.

Energia termică este acumulată atât în masa solidă cât și masa lichidă. Deoarece bazinele acvifere sunt


21

de dimensiuni foarte mari (milioane de metri cubi), se pot realiza sisteme de stocare ce pot acumula

cantități foarte mari de energie termică.

În vederea realizării unui sistem eficient de stocare trebuie ținut cont de structura straturilor

acviferului și de permeabilitatea acestora, precum și de nivelul, direcția și viteza de deplasare a apelor

subterane.

În ceea ce privește sistemele de stocare în sol prin foraje verticale, sunt utilizate ca medii de

acumulare a energiei termice straturile de roci din scoarța terestră, prin realizarea de foraje verticale.

Acestea sunt pozate la distanțe 4 - 8 metri, în funcție de proprietățile termofizice ale tipului de rocă,

având diametre și adâncimi cuprinse între 150 și 200 mm, respectiv 50 și 200 m. Sunt recomandate

schimbătoarele de căldură din țeavă tip ”U” ce asigurară transferul termic la încărcarea/descărcarea

mediului de stocare, iar pentru a-l intensifica puțurile pot fi umplute cu apă sau diferite materiale de

umplutură: nisip, mortar, argilă.

III.1.3. STOCAREA ÎN CĂLDURA REACȚIILOR CHIMICE

Aceste tipuri de stocaj sunt bazate pe căldura absorbită si degajată la desfacerea si refacerea

legăturilor moleculare dintr-o reacție chimică reversibilă.

AB + căldură ⇔ A + B

Compusul AB absoarbe căldura până la momentul descompunerii în A și B. Ulterior, cei doi

compuși se combină, rezultând compusul AB și are loc cedarea căldurii stocate inițial.

Energia stocată se exprimă conform relației:

� = Y� ∗ K ∗ Cℎ� (3.4)

Avantajele sistemelor de stocare în reacții chimice sunt:

• capacitate de stocare superioară comparativ cu sistemele sensibile și latente;

• posibilitatea de a stoca energie pe perioade lungi fără pierderi termice.

Ca și dezavantaj, menționăm gradul de reversibilitate al reacțiilor, nivelul de toxicitate al

componentelor, complexitatea și dimensiunile unităților de stocare și costul ridicat al materialelor.


22

CAPITOLUL IV - SOLUȚII NECONVENȚIONALE Având în vedere eficiența globală ridicată a instalațiilor echipate cu pompe de căldură și potențialul

de amplificare a acesteia, se prezintă în continuare o serie de soluții neconvenționale, aplicabile în

acest scop:

• Substituirea surselor reci cu stocatoare termice cu structura controlată și compensare

sezonieră;

• Utilizarea schimbătoarelor de căldură modulare cu geometrie variabilă;

• Folosirea unor materiale de stocare și agenți caloportori, cu caracteristici termofizice

superioare;

• Multifuncționalizarea unor componente ale sistemului, prin integrare cu funcțiuni

distincte, în diferite categorii de instalații.

În acest sens, se prezintă în continuare câteva rezolvări neconvenționale, în concordanță cu

obiectivele enunțate, soluții analizate în cadrul cercetărilor proprii.

IV.1. STOCATOARE TERMICE CU COMPENSARE SEZONIERĂ

Caracterul aleatoriu al condițiilor naturale și de amenajare a teritoriului, induce ideea necesității

unor soluții optimizate și general valabile, pentru realizarea surselor reci, cu parametri controlați.

Principial, măsurile de optimizare trebuie orientate spre realizarea următoarelor obiective:

o maximizarea capacității termice, prin folosirea diferitelor materiale de stocare;

o uniformizarea încărcării termice a stocatorului, prin concepția adecvată a schimbătoarelor

de căldură;

o minimizarea consumului de energie auxiliară în circuitul secundar al pompei de căldură,

prin utilizarea unor fluide cu parametri termofizici superiori;

o recuperarea energiei reziduale din instalație și compensarea sezonieră a necesarului de

energie termică pentru răcire și încălzire;

o hibridizarea instalațiilor, prin folosirea în comun a unor componente aparținând diferitelor

sisteme de instalații funcționale disponibile.


23

Conform conceptului prezentat, sursa cu potențial termic redus, se realizează ca stocator termic cu

compensare sezonieră, dimensionat corespunzător asigurării aportului necesar funcționării instalației

în regim de încălzire.

Cantitatea de căldură se asigură prin recuperarea căldurii reziduale provenită din instalația de

climatizare și completarea deficitului se face cu o instalație termo-solară.

• Calculul capacității termice a stocatorului

Se face în funcție de necesarul de căldură al obiectivului, pe întreaga durată a sezonului de încălzire

și de caracteristicile pompei termice adoptate, cu relația:

�[=�[ă.î�� = \î�� ∗ �î�� (4.1)

• Calculul volumului stocatorului

Volumul stocatorului se determină în funcție de parametrii termofizici ai materialului utilizat și de

ecartul de temperatură impus, sub forma:

W[0]�@0]� = 14A.4ă.î23^�_` (4.2)

• Cantitatea de căldură recuperată

Cantitatea de căldură recuperată din instalația de climatizare, rezultă în mod similar, în funcție de

durata sezonului cald și de sarcina termică de răcire, cu relația:

�[=�[ă.�>�a = \�>�a ∗ ��>�a (4.3)

• Capacitatea de compensare a instalației solare

Capacitatea de compensare a instalației solare, pentru acoperirea deficitului și a pierderilor

inevitabile de căldură din sistem, rezultă în consecință:


24

�[]>@� = 1,15 ∗ Q�[=�[ă.î�� ∗ �[=�[ă.�>�aR (4.4)

• Duratele perioadelor de încălzire/răcire

Se determină pe curbele de variație ale temperaturilor medii lunare aferente locului, prin intersecția

acestora cu paralele la axa absciselor corespunzătoare temperaturilor „de echilibru”:

1. Pentru sezonul rece - ϴe = 12°C

2. Pentru sezonul cald - ϴe = ϴemz, conform figurilor 4.1 și 4.2 (Andreea Irina Baran ș.a., 2018)

Fig. 4.1 – Durata sezonului de încălzire Fig. 4.2 – Durata sezonului de răcire

Temperatura “de echilibru”(ϴemz) se calculează cu relația: (Andreea Irina Baran, ș.a., 2018)

c�ad = c� − e<∗ 14A.4ă9∗f5 (4.5)

în care:

θi – temperatura interioară de calcul pentru

climatizare;

Qsursă – aport solar și surse interioare;

H – transmitanța – conform relației (4.6);

τz – 86400 secunde – durata unei zile;

ηi ≅ 0,65 – factorul de utilizare a pierderilor de

căldură.


25

h = ∑ j<< = ∑ j<kl<m kl�m ∑no�� (4.6)

unde:

Ai- suprafețele perimetrale de transfer ale

spațiului deservit;

Ri-rezistențele globale de transfer

corspunzătoare acestora;

hi – 8 m2K/W, 6 m2K/W – pentru elemente

verticale/orizontale;

he – 22 m2K/W, 12 m2K/W – pentru elemente

verticale/orizontale.

• Eficiența energetică a sistemului

Se determină ca raport între energia utilă produsă anual de sistem și energia totală consumată, cu

relația:

�[�[0�a = �A�<��3624A;8� (4.7)

unde:

=0�> = \î��î�� + \�>�a��>�a (4.8)

și:

�]�[=a@0 = \î�� 1î23��î23 + �@=p.î�� + \�>�a 13�<;��3�<; + �@=p.�>�a� + Q∑ q� \�R�@=p.[]>@� (4.9)

cu:

τînc, τclim - duratele de funcționare sezonieră a

sistemului;

Qînc, Qclim - sarcinile termice încălzire/răcire

aferente obiectivului;

ΣZi.τi - numărul de ore de funcționare a

instalației solare;

Paux.j - puterea auxiliară a instalațiilor de

încălzire/climatizare/solară.


26

• Capacitatea termică de stocare

- Regim încălzire

��î�� = �î��[�d]� ∗ 1 − �� [kcal] (4.10)

- Regim climatizare

��>�a = ��>�a[�d]� ∗ 1 + �*� [kcal] (4.11)

- Volum stocator

W = 1rsî23^�_` [mc] (4.12)

• Instalația solară adițională (pe durata sezonului cald)

- Capacitate termică necesară

�[]>@� = ��î�� − ��>�a

�[]>@� = S��î�� − ��>�aU − 12�3î23�� + 12�33�<;

* � (4.13)

- Numărul mediu de ore de funcționare posibil

t = ∑ uv∗wv∑ wv [ore/zi] (4.14)

cu:

Nj – numărul mediu de ore strălucire soare/zi în lunile sezonului cald (-j);

Zj – numărul mediu de zile însorite în luna j.

• Coeficientul de amestec

Pentru caracterizarea distribuției temperaturilor în masa de apă – stratificat sau uniform – se

propune ca indicator “coeficientul de amestec” (Ca) definit ca raport al bilanțurilor termice globale la

un moment dat, corespunzătoare celor două moduri de funcționare posibile – cu stratificare sau cu

amestec.

�Y = ∑ 1[0�@0�T��@0x∑ 1@a�[0��x (4.17)


27

• Pierderile de căldură

Pierderile de căldură se produc prin pereții rezervorului (uscați și/sau udați) către mediul exterior

care poate fi aer sau sol, corespunzător coeficientului de transfer aferent:

�L��y�� = z {� ∗ |� ∗ C}� - Pierderile de căldură prin suprafața în contact cu aerul exterior (supraterană uscată)

�=[�@0 = �@�]L��ș + �[=L�@T@ță >@0��@>ă

�=[�@0 = Q{� ∗ |� + {# ∗ |#RQ }@ ��0�@�� − }@ [0]�@0]�R (4.20)

- Pierderile de căldură prin suprafața în aerul exterior (suprafața laterală supraterană udată)

�=y@0 = �[=L�@T@ță >@0��@>ă

�=y@0Q�R = {� ∗ |��Q }� @Lă − }@ �p0��]�R (4.21)

- Pierderile de căldură în sol

�=y@0 = �[=L�@T@ță >@0��@>ă + ��@y�� =y@0Q�R = Q{% ∗ |%� + {� ∗ |�RQ }� @Lă − }[]>R (4.22)

în care:

A1 – suprafața acoperișului;

A2 – suprafața laterală uscată;

A3i – suprafețe laterale udate la diferite temperaturi stratificate Θi în contact cu aerul;

A4j – suprafețe laterale udate la diferite temperaturi stratificate Θi în contact cu solul;

A5 – suprafața radierului rezervorului.

• Temperatura aerului la suprafața apei

- Temperatura aerului la suprafața oglinzii de apă se calculează cu relația:

}@� = Qjk∗�kmj�∗��R`8 ��m �8�ă∗`;8�∗�jk∗�kmj�∗��m�8�ă∗� (4.25)

cu:

Sapă – suprafața oglinzii de apă

și

� = �HQjk∗�kmj�∗��RQjk∗�kmj�∗��RQ`;8�`8 ��R�1H (4.26)


28

unde: Qv – căldura degajată prin vaporizare de suprafața oglinzii de apă și care se determină cu relația:

�� = ��Q�' + 0,44 ∗ }a @LăR (4.27)

Gv – cantitatea de vapori degajată interioară la suprafața apei:

�� = /@Lă ∗ ��Q�[ − ��R ∗ �)'B [kg/h] (4.28)

Cv – coeficientul de vaporizare:

�� = 0,0299 + 0,0174� = 0,0403 (4.29)

cu:

r0 = 597,3 [kcal/kg] – căldura latentă de vaporizare a apei la 0°C;

v ≈ 1,0 [m/s] – viteza de circulație a aerului la suprafața oglinzii de apă;

ps - [mmHg] – presiunea de saturație a vaporilor de apă la temperatura medie a apei Θam;

pv =0,8 ps [mmHg] – presiunea parțială a vaporilor de apă în aerul din bazin;

B ≈ 760 [mmHg] – presiunea barometrică.

IV.2. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ CU GEOMETRIE VARIABILĂ

IV.2.1. REZOLVĂRI CONCEPTUALE

Fluxul termic transferat variază în lungul conductelor determinând solicitarea neuniformă

a masivului de pământ.

Realizarea schimbătoarelor de căldură cu geometrie variabilă, constituite din module înseriate

având suprafețele de transfer în raport invers proporțional cu temperatura medie a agentului de lucru,

determină uniformizarea flxurilor termice, asigurând solicitarea echilibrată a masivului de

pământ prin omogenizarea densității termice și, în consecință, reducerea suprafețelor de teren,

respectiv a lungimii forajelor necesare pentru amenajarea sursei.

În continuare sunt prezentate principiile constructive și metodele de calcul pentru două

schimbătoare cu geometrie variabilă: schimbător modular tip spirală progresivă și schimbător de

căldură tip registru cilindric.


29

IV.2.2. SCHIMBĂTOR MODULAR TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ

Este alcătuit din elemente circulare înseriate sub formă tronconică, dispuse în planuri secante la un

unghi constant față de orizontală și având pasul p1.

Lungimea modulelor ia în calcul principiul egalității cantităților de căldură cedate/primite de

către fiecare element rezultând astfel o încărcare uniformă a stocatorului.

Astfel, cedarea specifică este constantă si se

exprimă cu următoarea relație:

� = 1� = { ∗ � ∗ M ∗ ��QG� − }R = ��. (4.30)

unde:

k - coeficientul global de transfer termic al

schimbătorului, [W/m2 K];

� = 9L = î�ă>ț�a�@ 0]0@>ă

L@[=> [L��@>�� - numărul modulelor;

G� = F<kmF<�# – temperatura medie a agentului de

lucru pe tronsonul curent;

θ - temperatura solului, constantă pe durata

procesului.

Figura 4.5 – Schimbător de căldură tip

spirală progresivă

În cazul pompelor de căldură de tip apă-sol reversibile, diferența de temperatură care trebuie

realizată în schimbător (CG = G0=� − G��0=�) este diferită în funcție de sezon:

- în regim de climatizare: 15°C - 20°C;

- în regim de încălzire: aproximativ 15°C.


30

O altă caracteristică pe care aceste tipuri de schimbătoare o prezintă e că pentru fiecare element

diferența dintre temperatura de intrare și cea de ieșire este aceeași:

G�� − G�# = _F� = � (4.31)

unde:

CG = G0=� − G��0=� = G� � − G� # (4.32)

În cazul primului element având lungimea (L1) impusă, temperatura de ieșire este exprimată cu

relația:

G� # = G� � ± � (4.33)

iar temperatura medie are forma:

G�� = �# G� � + G� #¡ = G� � ± ¢

# (4.34)

Pentru ultimul element relațiile de calcul sunt:

- în secțiunea de intrare:

G� � = G� � ± Q� − 1R� (4.35)

- în secțiunea de ieșire:

G� = G� � ± � = G� � ± Q� − 1R�¡ ± � (4.36)

- temperatura medie:

G�� = F2kmF2�# = G� � ± Q� − 1R� ± ¢# = G� � ± � − �

#� � (4.37)

În ecuațiile în care intervine suma algebrică, semnul (-) se aplică în regim de climatizare iar semnul

(+) în regim de încălzire.


31

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

£�� = QG�� − ¤R = £��QG�� − ¤R (4.38)

respectiv:

�� = �� Fk��¥F2��¥ =

¦ §k# ∙ Fk��¥F2��¥ (4.39)

unde D1 este diametrul cercului din planul secant.

©� = L[��ª (4.40)

Înlocuind ©� în (4.39) rezultă:

«¬ = ®¯ °±² ³ ∙ ´µ��¶

´¬��¶ (4.41)

Cu G�� conform (4.34) si G�� conform (4.37) se obține forma finală:

«¬ = ¦ L¯·¸¬³

F�A.±n��¥F�A.± ��k��¢�¥ (4.42)

Cu valoarea determinată pentru Ln rezultă diametrul ultimului modul:

©� = # N2¦ (4.43)

IV.2.3. SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ TIP REGISTRU CILINDRIC

Schimbătorul de căldură este constituit din registre concentrice înseriate, alcătuite cu număr

variabil de țevi din cupru/inox, cu diametru constant și suprafețele de transfer crescătoare în progresie

aritmetică, corespunzător numărului de țevi, - figura 4.7.


32

Fig. 4.7 - Schimbător de căldură tip registru cilindric

Vitezele de circulație în registrele parcurse succesiv sunt descrescătoare, influențând coeficienții

de transfer termic în corelație cu variația ecartului de temperatură interior și exterior.

Conexarea registrelor se face alternativ, pentru a realiza parcurgerea acestora în contracurent în

scopul compensării fluxurilor termice în lungul țevilor. Efectul obținut, în ansamblu, este de

uniformizare a densității sarcinii termice în masa stocatorului.

Dimensionarea implică determinarea numărului de țevi al fiecărui registru, din condiția de

asigurare a densității uniforme a sarcinii termice în întreg volumul stocatorului, pentru condiții

constructiv-funcționale impuse - structura dimensională, încărcare termică și temperaturi extreme.

Ecartul total al temperaturilor interioare impus schimbătorului, CG = G��0=� − G0=�, se

repartizează registrelor în pondere inversă ponderii suprafețelor de transfer aferente.

Regimul termo-hidraulic, determinat de viteza de curgere a agentului caloportor prin țevi (vi) și de

coeficientul global de transfer de căldură (Ki), variază în lungul schimbătorului, de la registru la

registru.

Calculul se efectuează succesiv, cu condiția realizării temperaturii de ieșire din ultimul modul, cel

puțin egală cu temperatura de retur impusă - (T2N≥TR).

Dacă cerința nu este satisfăcută, se continuă calculul în una din următoarele alternative:

o Înserierea cu un al doilea schimbător de căldură cu structură similară, căruia se repartizează

diferența de temperatură TR-T2N;


33

o Amplificarea suprafeței de transfer prin adăugarea unor registre suplimentare;

o Creșterea numărului de schimbătoare (S), cu care urmează a fi echipat stocatorul, în scopul

diminuării sarcinii termice unitare (QS).

� ∗ �� ∗ QG¹ − GF¹R = W[0]� ∗ Va ∗ �# ∗ S}T��@> − }��0�@>U = £ ∗ / ∗ CGa (4.47)

cu:

£ = 1!

! = 1� ∗ M� ∗ �� + 12�ºL ln M�M� + �∗

�� = ºTM� t½

t½ = 0.023 ∗ !¾'.¿ ∗ ��'.%

!¾ = � ∗ M�ÀT

� = 13600 ∗ �0.785 ∗ M�# ∗ �

� = 11000 ∗ ��[0]�� ∗ QG¹ − GF¹R

�∗ = 1� ∗ Ã/�/ ∗ 2 ∗ ºL ∗ ºaºL + ºa + /T/ ∗ º@L@Ä

Δ=0.001 ; �3� = 0.06 − 0.08 ;

�O� = 0.94 − 0.92

CGa = }a − Ga = `O<28��`<2<�<8�# − FsÅ�FÆÅ# sau CGa = FsÅ�FÆÅÇÈ ÉO<28�ÊÆÆÅÉ<2<�<8�ÊÆsÅ

• Sarcina/modul

�Ë = 1<23Ë (4.48)

• Debitul/modul

Debitul agentului de lucru aferent schimbătorului se determină în funcție de sarcina termică totală,

numărul de schimbătoare propus și ecartul de temperatură impus, cu relația:

�Ë = ��''' ∗ 1Ì�Lk∗QFsÅ�FÆÅR (4.49)

• Viteza în țevi

� = ��)'' ∗ ÍÌ'.�¿�∗y<�∗u = �Î�Ï�Y�� (4.50)

• Regimul de curgere

!¾ = ÍÌ�)''∗'.�¿�∗y<∗u∗Ð (4.51)


34

• Suprafața necesară de transfer/modul

/Ë�� = ÍÌ∗�k∗QFsÅ�FÆÅRÑ∗Q`Ì�FÌR (4.52)

• Înălțimea modulelor

hË�� = �ÌQ<R2�3�.�%∗y�∗u (4.53)

IV.3. NANOFLUIDELE

Raportat la fluidele clasice – apă, glicol, ulei - nanofluidele prezintă o creștere remarcabilă a

conductivității termice precum și a coeficientului de transfer convectiv.

Beneficiul direct constă în obținerea unor sisteme de transfer termic cu dimensiuni mai

reduse, cu eficiență energetică îmbunătățită și cu costuri de capital mai mici.

În cazul unei dispersii corespunzătoare a particulelor se obțin următoarele caracteristici:

conductivitate termică ridicată, mobilitatea particulelor, stabilitate, reducerea eroziunii,

reducerea energiei de pompare.

În literatura de specialitate sunt consemnate cercetări pentru determinarea conductivității termice

a nanofluidelor, având concentrații volumice ale fazei solide între 0,5 și 4%, și diferite fluide de bază.

La aceste valori ale concentrației volumice, s-au evidențiat creșteri ale conductivității termice de

aproximativ 25% faţă de cele ale fluidelor de bază utilizate .

Ca particularități ale nanofluidelor, au fost evidențiate dependența ridicată de temperatură

a valorii conductivității termice raportată la fluidul de bază, o creștere mare a conductivității

termice și a fluxului de căldură, dar și o îmbunătățire a coeficientului de transfer convectiv.

o Conductivitatea termică

Literatura de specialitate prezintă o serie de modele analitice atât clasice – (4.54), (4.55), (4.56) -

cât și îmbunătățite – (4.57), (4.58), (4.59) - pentru determinarea conductivității în cazul nanofluidelor.

- Maxwell

º�T = Ò�m#ÒOm#QÒ��ÒORÓÒ�m#ÒO�QÒ��ÒORÓ ºT (4.54)


35

- Hamilton & Crosser

º�T = Ò�mQ��RÒOmQ��RQÒ��ÒORÓÒ�mQ��RÒO�QÒ��ÒORÓ ºT (4.55)

� = �Ô (4.56)

- Chon (ține cont de Mișcarea Browniană)

º�T = 1 + 64.7 Õ'.�%)' ÖyOy�×'.�)Ø' ÖÒOÒ�×'.�%�) ��'.ØØ��!¾�.#�#� (4.57)

- Xuan (ține cont de aglomerarea particulelor)

Ò2OÒO = Ò�m#ÒOm#QÒ�� ÒORÓ

Ò�m#ÒO�QÒ�� ÒORÓ + ^�Ó�L�#ÒO Ù �ÚF�¦�Û.eO (4.58)

- Sitprasert (ține cont de învelișul lichid din jurul particulelor)

º�T = QÒ��ÒORÓÒk #ªk(�ª(m�¡mQÒ�� #ÒORªk( Óª(QÒ<mÒORmÒO¡ªk(QÒ�m#Ò<R�QÒ�m Ò<RÓ ªk(mª(m�¡ (4.59)

o Vâscozitatea

O altă proprietate importantă a nanofluidelor o reprezintă vâscozitatea, rezultatele măsurătorilor

experimentale evidențiind, la fel ca în cazul conductivității termice, că scade o dată cu creșterea

temperaturii și crește o dată cu creșterea concentrației volumice.

Relațiile pentru determinarea vâscozității au fost împărțite în două categorii, asemănător

conductivității: relații clasice - (4.60), (4.61) – și îmbunătățite – (4.62), (4.63), (4.64), (4.65).

- Einstein Ü�T = Q1 + 2.5ÕRÜT (4.60)

- Brikman

Ü�T = �Q�mÓR�.Ý ÜT (4.61)

- Franel & Acrivos

Ü�T = Ø¿ Þ ßß;�k/(

�� ßß;�k/(à ÜT (4.62)


36

- Batchelor Ü�T = Q1 + 2.5Õ + 6.5Õ#RÜT (4.63)

- Nguyen Ü�T = Q1 + 0.025Õ + 0.015Õ#RÜT (4.64)

Ü�T = Q0.904¾'.�%¿�ÓRÜT (4.65)

o Densitatea

Expresia densității nanofluidelor este de forma:

V�T = Q1 − ÕRVT + ÕVL (4.66)

în care:

Φ - concentrația volumică, [%];

ρp - densitatea particulelor, [kg/m3];

ρf - densitatea fluidului de bază, [kg/m3].

o Căldura specifică

Pentru căldura specifica, au fost dezvoltate două relații:

��T = Q1 − ÕR��T + Õ��L (4.67) și QV��TR = Q1 − ÕRQV��RT + ÕQV��RL (4.68)

Întrucât rezultatele celor două ecuații au diferențe mai mici de 10%, ambele pot fi utilizate pentru

determinarea căldurii specifice a nanofluidelor.

IV.4. MULTIFUNCȚIONALIZAREA INSTALAȚIILOR

O soluție posibilă de eficientizare globală a investițiilor constă în multifuncționalizarea

componentelor sistemelor de instalații, prin valorificarea complexă a diferitelor capacități instalate,

cu condiția compatibilității funcțiunilor atribuite în diferitele sisteme asociate.

În cazul obiectivelor deservite cu pompe de căldură, pot fi luate în considerare următoarele

rezolvări, ce vor fi detaliate în continuare:

1. Folosirea reversibilă a aceluiași agregat în moduri de lucru încălzire/climatizare;


37

2. Utilizarea instalației solare pentru prepararea apei calde de consum, inclusiv pentru încărcarea

sursei reci;

3. Integrarea rezervorului de incendiu în circuitul secundar al pompelor de căldură, ca stocator

termic;

4. Producerea energiei electrice necesară acționării echipamentelor auxiliare, cu panouri

fotovoltaice.

• Utilizarea pompei de căldura in sistem reversibil

Din punct de vedere funcțional, pompele de căldură sunt concepute pentru încălzire sau pentru

încălzire și răcire activă, utilizabile, după caz, cu funcțiune exclusivă ori alternativă.

În soluția reversibilă, prin intermediul unui robinet cu patru căi, acționat automat, se realizează

schimbarea sensului de circulație al agentului frigorific și, implicit, inversarea rolului vaporizatorului

și al condensatorului, conform schemelor din figura 4.8a) și b).

Figura 4.9 a) – Modul “încălzire” Figura 4.9 b) – Modul “climatizare”

Același efect se poate obține și pentru pompa concepută pentru funcțiune unică - încălzire, prin

intervenție adecvată în circuitele exterioare ale celor două schimbătoare de căldură.

Schemele de interconectare a circuitelor în regim de funcționare pentru încălzire, respectiv pentru

climatizare, sunt prezentate în figura 4.9.


38

Figura 4.9 – Schema de principiu a pompei de căldură reversibile

Soluția poate fi aplicată din faza de proiectare inițială, sau pe parcurs, pentru flexibilizarea unor

instalații existente.

• Utilizarea instalației solare de preparare a apei calde de consum

Pentru completarea deficitului de căldură al sursei reci la nivelul necesarului pentru sezonul de

încălzire, se folosește apa caldă produsă de instalația solară, folosită ca agent primar în schimbătorul

de căldură adițional montat în rezervorul de stocare (figura 4.10)

Figura 4.10 – Cuplarea sursei solare adiționale

În același scop, schimbătorul poate fi alimentat direct cu agent solar, produs într-un câmp de

panouri, special destinate deservirii sursei reci. În acest mod crește eficiența de valorificare a energiei

solare, prin eliminarea unui transfer intermediar.


39

• Integrarea rezervorului de incendiu ca stocator termic în circuitul secundar al pompelor

de căldură

Din punct de vedere energetic, apa prezintă cel mai mare potențial de acumulare a căldurii,

implicând însă costuri suplimentare pentru amenajarea corespunzătoare a stocatorului în ceea ce

privește etanșeitatea și izolarea termică.

În cazul folosirii stocării în apă, compensarea sezonieră a sarcinii termice impune suplimentarea

energiei reziduale recuperate, cu energie furnizată de o sursă adițională, în mod obișnuit solară.

În cazul stocatorului cu stratificare termică, este indicat ca agentul secundar să fie apa din rezervor

și circuitul deschis - fără schimbător de căldură – iar în situația amestecului complet poate fi aplicată

și soluția cu circuitul secundar închis cu apă sau orice alt agent de lucru.

În concordanță cu obiectivul principal al temei de cercetare, pentru optimizarea globală a

sistemelor de instalații echipate cu pompe de căldură, se propune o soluție originală de

hibridizare a acestora prin utilizarea ca sursă rece a rezervoarelor de acumulare a volumului

intangibil de apă pentru stingerea incendiilor.

Soluția propusă este de a cupla circuitul secundar al pompei de căldură și al instalației solare

adiționale cu rezervorul de incendiu aferent obiectivului, folosit și ca stocator termic. Aceasta prezintă

ca principal avantaj reducerea efortului de investiție, prin eliminarea costurilor pentru amenajarea

stocatorului necesar sistemului echipat cu pompă de căldură cu compresie mecanică de vapori.

Din punct de vedere constructiv-funcțional, se elimină schimbătorul de căldură din circuitul

secundar al PC, alimentarea vaporizatorului realizându-se în circuit deschis, cu apă din rezervorul de

incendiu. (Halime O. Paksoy, 2005)

În acest scop, instalația hidraulică a rezervorului trebuie completată cu sisteme de difuzie și de

colectare, concepute corespunzător pentru valorificarea și menținerea stratificării termice a volumului

de apă, sisteme care pot fi realizate în diferite variante – figurile 4.11 și 4.12 -.


40

Figura 4.11 - Sistem de difuzie a apei in rezervor Figura 4.12 – Încărcarea rezervorului

Pentru caracterizarea distribuției temperaturilor în masa de apă din rezervor, la un moment

dat, se propune ca indicator – gradul/coeficientul de amestec, definit ca raport al bilanțurilor

energetice corespunzătoare celor două situații posibile de funcționare a stocatorului – cu

stratificare respectiv cu amestec complet.

În cazul obiectivelor dotate cu gospodărie de apă pentru incendiu, existența rezervei intangibile de

apă, oferă un mediu de stocare termică, utilizabil ca sursă rece cu compensare sezonieră, în instalația

echipată cu pompe de căldură. Cele două funcțiuni nu sunt incompatibile având în vedere că apa este

utilizată ca agent caloportor, în circuit deschis, între rezervor și vaporizatorul pompei de căldură - fără

consum efectiv - ori ca mediu de stocare a căldurii iar, pe de altă parte, rezerva intangibilă este

permanentă, refacerea ei - în situații excepționale - fiind obligatorie în 24-72 ore. Aplicarea soluției

prezintă avantajul reducerii efortului de investiție pentru realizarea sursei reci, însă impune unele

adaptări ale instalațiilor hidraulice aferente rezervorului.

Influența reciprocă a instalațiilor interconectate nu este de natură a împiedica realizarea

funcțiunilor esențiale pentru care au fost concepute, după cum urmează:

• Din circuitul secundar al PC și din circuitul instalației solare nu se extrag volume de apă de

consum, astfel încât volumul rezervei intangibile de incendiu nu este afectată;

• Temperatura agentului de stingere nu influențează efectul de izolare a focarului de incendiu;


41

• Durata scoaterii accidentale din funcțiune a rezervorului de stocare este limitată la maximum

două ore;

• În sezonul de încălzire, funcțiunea PCCMV poate fi îndeplinită de sursa independentă de

siguranță.

În funcție de ipoteza de stocare termică acceptată - cu stratificare sau cu amestec - rezervorul se

echipează cu difuzoare/colectoare la nivelele superior/inferior (figura 4.13) sau cu ejector central

(figura 4.14).

Figura 4.13 - Stratificare termică naturală Figura 4.14 - Omogenizare termică naturală

În primul caz, apa din rezervor este recirculată, ca agent secundar, între rezervor și vaporizatorul

pompei de căldură. În faza de încărcare/regim de climatizare, alimentarea rezervorului se face prin

intermediul difuzoarelor prevăzute la partea superioară, în timp ce în faza de descărcare/regim de

încălzire, introducerea apei se face pe la partea inferioară a rezervorului și preluarea de la nivelul

superior.

În cel de-al doilea caz, apa din rezervor cu temperatura uniformă, servește ca mediu termic, solicitat

prin intermediul schimbătoarelor de căldură înfășurate spiralat pe ejectorul tubular, în interiorul căruia

recircularea apei din rezervor se produce prin convecție liberă.

Pentru omogenizarea temperaturii în masa de apă se poate activa recircularea apei din rezervor prin

intermediul pompelor de incendiu, conectate periodic (figura 4.15). De altfel, măsura răspunde și unor

recomandări specifice privind testarea stării de funcționare a pompelor de incendiu.


42

Figura 4.15 - Omogenizare termică forțată (prin intermediul grupului de pompare)


43

CAPITOLUL V - CERCETĂRI EXPERIMENTALE ȘI NUMERICE

V.1. PROGRAMUL DE CERCETARE

În cadrul programului de cercetare au fost studiate modalitățile de optimizare a sistemelor echipate

cu pompe de căldură cu compresie mecanică de vapori reversibile.

Astfel, au fost concepute două tipuri de schimbătoare de căldură cu geometrie variabilă pe modele

la scară redusă 1/5, s-au analizat comparativ efectele utilizării, ca agent de lucru, a apei și a

nanofluidului pe bază de apă și particule de Al2O3, precum și a stocatoarelor cu caracteristici

controlate și autocompensare sezonieră, având următoarele ipoteze de lucru:

• Temperatura de intrare: 20, 30 și 40°C;

• Debitul agentului: schimbător spirală progresivă: 21, 35 și 49 l/h;

schimbător tip registru cilindric: 500, 600 și 750 l/h;

• În cazul schimbătorului tip spirală progresivă, concentrația nanoparticulelor: 0% - 2%.

Programul de cercetare a fost realizat atât numeric, cât și experimental - în scopul validării

rezultatelor obținute analitic.

V.2. PROPRIETĂȚILE AGENȚILOR DE LUCRU ȘI A MEDIILOR DE STOCARE

Proprietățile fizice ale fluidelor utilizate ca agenți de lucru diferă în funcţie de concentraţia

volumică şi temperatura de lucru, astfel:

Tabel 5.1 – Proprietăți fizice apă

Temperatura [°C]

Temperatura [K]

Densitatea ρ [kg/m3]

Căldura specifică Cp

[J/kg.K]

Vâscozitatea dinamică η

[kg/m.s]

Conductivitatea termică λ [W/m.K]

20 293,15 997,4 4147,8 0,001 0,603 30 303,15 994,7 4158,3 0,00079 0,617 40 313,15 991,5 4769,4 0,00065 0,630


44

Tabel 5.2 – Proprietăți fizice nanofluid 1%

Temperatura [°C]

Temperatura [K]



[J/kg.K]


[kg/m.s]


20 293,15 1046,2 4113,8 0,00109 0,6196 30 303,15 1043,5 4124,2 0,00087 0,6347 40 313,15 1040,3 4135,3 0,00071 0,6483

Tabel 5.3 – Proprietăți fizice nanofluid 2%

Temperatura [°C]

Temperatura [K]



[J/kg.K]


[kg/m.s]


20 293,15 1095,1 4080,1 0,0012 0,6373 30 303,15 1092,3 4090,4 0,00096 0,6528 40 313,15 1089,0 4101,3 0,00078 0,6667

Tabel 5.4 – Proprietăți fizice nisip umed


Căldura specifică Cp [kJ/kg.K]


1900 - 2200 1500 1,0 – 1,9

V.3. GEOMETRIILE SCHIMBĂTOARELOR DE CĂLDURĂ STUDIATE

V.3.1. SCHIMBĂTOR MODULAR TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ

Figura 5.1 – Schimbător modular tip spirală progresivă


45

Schimbătorul este din Cupru cu diametrul exterior De = 6 mm, respectiv diametrul interior

Di = 5 mm, cu înălțimea H = 45 cm, diametrul bazei mici b = 20 cm si diametrul bazei mari

B = 40 cm.

V.3.2. SCHIMBĂTOR MODULAR TIP REGISTRU CILINDRIC

Figura 5.2 – Schimbător modular tip registru cilindric

Este executat tot din țeavă de Cupru, cu următoarele diametre: intrarea, ieșirea și inelele superioare

și inferioare au diametrul exterior De = 15 mm respectiv diametrul interior Di = 13 mm, iar țevile

verticale au diametrul exterior De = 6 mm și diametrul interior Di = 5 mm. Înălțimea schimbătorului

este H = 50 cm iar diametrul inelului exterior este Dsch = 36,5 cm.

V.4. MODELAREA NUMERICĂ

Pentru descrierea geometriei modelelor, s-au utilizat programele GAMBIT și AUTODESK

INVENTOR, iar pentru analiza numerică s-a folosit programul AUTODESK CFD.


46

V.2. SCHIMBĂTOR TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ

Realizarea geometriei schimbătorului tip spirală progresivă s-a efectuat cu programul GAMBIT,

iar modelarea acestuia cu AUTODESK CFD.

Pentru schimbătorul tip spirală progresivă s-a utilizat ca mediu de stocare apa, în următoarele

ipoteze de lucru: agent caloportor – apă și nanofluid Al2O3 în concentrații de 1% și 2%, regimul

de temperatură - 30°C și regimul de debit – 35 l/h.

Este indicată păstrarea concentrației nanoparticulelor sub 5% pentru a împedica creșterea

vâscozității, prin urmare și creșterea energiei de pompare.

Rezultatele modelării numerice sunt sub forma unor spectre de temperaturi, prezentate mai

jos și în anexa I.

a) b) c)

Figura 5.4 – Spectrele de temperatură pentru schimbătorul tip spirală progresivă

a) Agent de lucru - apa DEBIT DEBIT DEBIT DEBIT [L/H][L/H][L/H][L/H] INTRAREINTRAREINTRAREINTRARE [[[[°C]C]C]C] IEȘIREIEȘIREIEȘIREIEȘIRE [[[[°C]C]C]C]

35 30 24,4

b) Agent de lucru – nanofluid 1% DEBIT DEBIT DEBIT DEBIT [L/H][L/H][L/H][L/H] INTRARE INTRARE INTRARE INTRARE [[[[°C]C]C]C] IEȘIRE IEȘIRE IEȘIRE IEȘIRE [[[[°C]C]C]C]

35 30 25.9 c) Agent de lucru – nanofluid 2% DEBIT DEBIT DEBIT DEBIT [L/H][L/H][L/H][L/H] INTRARE INTRARE INTRARE INTRARE [[[[°C]C]C]C] IEȘIRE IEȘIRE IEȘIRE IEȘIRE [[[[°C]C]C]C]

35 30 29.5


47

V.3. SCHIMBĂTOR TIP REGISTRU CILINDRIC

Realizarea geometriei schimbătorului tip registru cilindric s-a efectuat cu programul AUTODESK

INVENTOR, iar modelarea acestuia cu AUTODESK CFD.

Pentru schimbătorul tip registru cilindric s-a utilizat ca mediu de stocare nisipul cu următoarele

caracteristici (ρ = 2000 kg/m3, Cp = 1500 kJ/kgK, λ = 1,16 W/mK), în următoarele ipoteze de lucru:

agent caloportor – apă, regimul de temperatură - 30°C și regimul de debit – 750 l/h.

Figura 5.5 - Schema echivalentă corespunzatoare modelului real și condițiile de lucru

0

5

10

15

20

25

30

35

1

Comparație între tipurile de agenți caloportori

Apă Nano 1% Nano 2%

M1 M2 M3 M4

Se [mp] 1 3 5 7

Qi [ kcal/h] 0.18 0.37 0.55 0.73

gi [ mc/h] 0.19 0.06 0.04 0.03

vi [m/s] 8.0 2.7 1.6 1.1

Re 2713 2747 2713 2611

Pr 5.43 5.43 5.43 5.43

Nu 25.3 25.5 25.3 24.5

αi 519.5 524.7 519.5 503.8

α* 99.1 100.1 99.1 96.1

Ki [W/mp.°C] 33.33 33.34 33.33 32.30

T11=Ttur 30.00 28.90 28.10 27.40

T2 28.90 28.10 27.40 26.70

δi [m] 0.13 0.38 0.64 0.89

δe [m] 0.135 0.385 0.645 0.895


48

Rezultatele modelării numerice sunt sub forma unor spectre de temperaturi, prezentate mai

jos și în anexa I.

Comparativ, în scopul verificării s-a

efectuat simularea și prin aplicarea

programului TRNSYS, rezultatele fiind

prezentate în anexa I.

Figura 5.6 – Spectrele de temperatură pentru

schimbătorul tip registru cilindric

V.4. CERCETĂRI EXPERIMENTALE PE MODEL FIZIC

Sistemul conceput si realizat în cadrul Departamentului de Ingineria Instalațiilor de la

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași permite verificarea performanțelor atât a

schimbătoarelor de căldură cu geometrie specială, cât și a nanofluidelor ca agent de lucru

caloportor, în regim de încărcare/încălzire, plecând de la diverse ipoteze de lucru (temperaturi

de intrare și debite). De asemenea, pentru reglarea debitelor s-a prevăzut și by-pasarea sursei

de căldură.

Cercetările efectuate au vizat:

• Determinarea coeficienților globali de transfer și a randamentelor termice și termodinamice

ale schimbătoarelor;

• verificarea capacității stocatorului precum și a compensării cerințelor sezoniere;

• validarea simulărilor numerice.

Gs Θ exterior

T

inițială T11 T21 T31 T41

T51

(Tfinal)

[mc/h] [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [°C] [°C]

0.75 10 30 28.7 24.6 21.4 19.7 14.5


49

LEGENDĂ:

1. Sursa de căldură 2. Pompă 3. Distribuitor 4. Stocator 5. Schimbător de căldură 6. Rotametru

Figura 5.13 – Schema standului experimental

Figura 5.14 – Standul experimental


50

V.7.2. CERCETAREA EXPERIMENTALĂ

Cercetarea experimentală a fost efectuată cu scopul verificării coeficientului de transfer

pentru cele două schimbătoare de căldură propuse.

În mod particular au fost adoptate următoarele ipoteze de lucru:

• Pentru schimbătorul de căldură spirală progresivă au rezultat nouă cazuri de studiu:

- 3 regimuri de debite: 21; 35; 49 l/h;

- 3 regimuri de temperaturi: 20, 30, 40 °C;

• Pentru schimbătorul tip registru cilindric au rezultat nouă cazuri de studiu:

- 3 regimuri de debite: 500; 600; 750 l/h;

- 3 regimuri de temperaturi: 20, 30, 40 °C;

Determinările efectuate pe standul experimental au utilizat ca:

• mediu de stocare apa – pentru schimbătorul tip spirală progresivă – și nisipul – pentru

schimbător tip registru concentric;

• agent de lucru apa – pentru ambele schimbătoare de căldură și 2 concentrații de nanofluid (1%

si 2%) pentru schimbătorul tip spirală progresivă

Dimensiunile stocatorului utilizat sunt:

• Lungimea = 0,55 m, lățimea = 0,45 m și înălțimea = 1 m.

• SCHIMBĂTORUL TIP SPIRALĂ PROGRESIVĂ Gi [mc/h] Lstocator [m] 0.55 Hstoc [m] Qmax

0.021 lstocator [m] 0.45 1 3.5

Temperatura stocator (apa)

Ttur Tretur ΔTi ΣΔTi θi Δθi ΣΔθi

1 00:00:42 22.5 19 3.5 3.5 17.6 20.8 3.2 0.726 0.252

2 00:30:42 23.1 20.9 2.2 5.7 18.4 0.8 0.8 22.0 3.6 0.457 0.288

3 01:00:42 24.5 22.3 2.2 7.9 18.9 0.5 1.3 23.4 4.5 0.457 0.360

4 01:30:42 25.3 22.8 2.5 10.4 19.8 0.9 2.2 24.1 4.3 0.519 0.340

5 02:00:42 26.2 23.8 2.4 12.8 20.2 0.4 2.6 25.0 4.8 0.498 0.384

6 02:30:42 26.5 24.5 2 14.8 21.0 0.8 3.4 25.5 4.5 0.415 0.360

7 03:00:42 26.9 25.1 1.8 16.6 21.4 0.4 3.8 26.0 4.6 0.373 0.368

3.8 Qcedat= 3.445 2.352

Qcedat =

Qtransferat

K

[mp] [mc] kcal [kcal/m²°C]

0.02 0.25 0.94 72.70 1.463 96.07 98.41

2.5

εη

Tmed - Θ Qcedat 0.08*(Tmed-Θ)K0.0063 0.45

Nr. Crt. TimeTemperatura agent Tmed = 1/2(Ttur -

Tretur)

de schimbator [m] Hschimbator [m]

Stotal Vstoc ΣQ Ε

30 grade, 21 l/h

mediu de stocare

apa

l


51

Din analiza rezultatelor în cazul schimbătorului tip spirală progresivă rezultă că utilizarea

nanofluidului Al2O3 ca agent de lucru are efect benefic asupra transferului de căldură, prin

creşterea semnificativă a coeficientului de transfer convectiv, confirmând astfel și rezultatele

obținute analitic.

Evoluția temperaturilor în cazul celorlalte regimuri de lucru este prezentată în anexa II.

• SCHIMBĂTORUL TIP REGISTRU CILINDRIC

Gi [mc/h] Lstocator [m] 0.55 Hstoc [m] Qmax

0.021 lstocator [m] 0.45 1 3.7



1 00:00:42 27.9 24.2 3.7 3.7 23.7 26.1 2.4 0.768 0.188

2 00:30:42 28.6 25.1 3.5 7.2 23.7 0 0 26.9 3.2 0.726 0.252

3 01:00:42 28.7 25.3 3.4 10.6 23.9 0.2 0.2 27.0 3.1 0.706 0.248

4 01:30:42 28.8 26.4 2.4 13 25 1.1 1.3 27.6 2.6 0.498 0.208

5 02:00:42 28.8 27.3 1.5 14.5 25.1 0.1 1.4 28.1 3.0 0.311 0.236

6 02:30:42 29.9 28.8 1.1 15.6 26.0 0.9 2.3 29.4 3.4 0.228 0.268

7 03:00:42 29.9 29.1 0.8 16.4 26.4 0.4 2.7 29.5 3.1 0.166 0.248

2.7 Qcedat= 3.403 1.648

Qcedat =

Qtransferat

K


0.02 0.25 0.67 80.36 2.146 96.07 91.97

Stotal Vstoc ΣQ Ε

30 grade, 21 l/h

mediu de stocare

apa

l

η



Tretur)


2.5

ε


0.021 lstocator [m] 0.45 1 3.5



1 00:00:42 29 25.5 3.5 3.5 24.3 27.3 3.0 0.726 0.236

2 00:30:42 29.3 26.1 3.2 6.7 24.9 0.6 0.6 27.7 2.8 0.664 0.224

3 01:00:42 29.4 26.8 2.6 9.3 25.3 0.4 1 28.1 2.8 0.540 0.224

4 01:30:42 30.7 27.6 3.1 12.4 25.4 0.1 1.1 29.2 3.8 0.643 0.300

5 02:00:42 30.8 28.8 2 14.4 26.3 0.9 2 29.8 3.5 0.415 0.280

6 02:30:42 31.2 29.7 1.5 15.9 27.0 0.7 2.7 30.5 3.5 0.311 0.276

7 03:00:42 31.5 30.6 0.9 16.8 27.4 0.4 3.1 31.1 3.7 0.187 0.292

3.1 Qcedat= 3.486 1.832

Qcedat =

Qtransferat

K


0.02 0.25 0.77 77.99 2.569 96.07 99.60

2.5

εη



Tretur)


Stotal Vstoc ΣQ Ε

30 grade, 21 l/h

mediu de stocare

apa

l


0.063 lstocator [m] 0.45 1 5.1

Temperatura stocator (nisip)


1 00:00:42 28.1 23.0 5.1 5.1 15.1 25.6 10.5 1.058 0.836

2 00:30:42 28.3 24.2 4.1 9.2 16 0.9 0.9 26.3 10.3 0.851 0.82

3 01:00:42 28.9 24.6 4.3 13.5 18.1 2.1 3 26.8 8.7 0.892 0.692

4 01:30:42 29.2 25.1 4.1 17.6 18.9 0.8 3.8 27.2 8.3 0.858 0.661

5 02:00:42 29.6 25.9 3.7 21.4 20.3 1.4 5.2 27.8 7.5 0.775 0.597

6 02:30:42 30.0 28.4 1.6 23.0 20.4 0.1 5.3 29.2 8.8 0.339 0.705

7 03:00:42 30.4 29.0 1.4 24.4 22 1.6 6.9 29.7 7.7 0.297 0.617

6.9 Qcedat= 5.070 4.929

Qcedat =

Qtransferat

K


0.12 0.25 1.71 66.32 1.029 33.68 99.41

εModulul 1

Stotal Vstoc ΣQ Ε η

Qcedat 0.08*(Tmed-Θ)K0.0063 0.75


Tretur)

30 grade, 500 l/h

mediu de stocare

nisip umed

n


Tmed - Θ

8


52

Din analiza rezultatelor în cazul schimbătorului tip registru cilindric rezultă că pe fiecare

modul coeficientul global de transfer (K) este aproximativ egal (Modulul 1 = 1,029 kcal/m2°C;

Modulul 2 = 1,017 kcal/m2°C și Modulul 3 = 1,098 kcal/m2°C), confirmând astfel și rezultatele

obținute analitic.

Evoluția temperaturilor în cazul celorlalte regimuri de lucru este prezentată în anexa II.

Rezultatele obținute în urma simulării confirmă rezultatele experimentale pentru perioada

în care s-au realizat măsurătorile.


0.031 lstocator [m] 0.45 1 4



1 00:00:42 23 21.3 1.7 1.7 15.1 22.2 7.1 0.353 0.564

2 00:30:42 24.2 22.4 1.8 3.5 16 0.9 0.9 23.3 7.3 0.374 0.584

3 01:00:42 24.6 22.9 1.7 5.2 18.1 2.1 3 23.8 5.7 0.353 0.452

4 01:30:42 25.1 23.6 1.5 6.7 18.9 0.8 3.8 24.4 5.5 0.311 0.436

5 02:00:42 25.9 24.1 1.8 8.5 20.3 1.4 5.2 25.0 4.7 0.373 0.376

6 02:30:42 28.4 24.7 3.7 12.2 20.4 0.1 5.3 26.6 6.2 0.768 0.492

7 03:00:42 29 25 4 16.2 22 1.6 6.9 27.0 5.0 0.830 0.4

6.9 Qcedat= 3.362 3.304

Qcedat =

Qtransferat

K


0.16 0.25 1.71 49.20 1.017 50.80 84.04

εModulul 2




Tretur)

30 grade, 500 l/h

mediu de stocare

nisip umed

n


16

20 +39:55grade, 500 l/h mediu de stocare nisip umedLstocator [m] 0.55 Hstoc [m] Qmax

0.021 lstocator [m] 0.45 1 2.5



1 00:00:42 21.3 19.1 2.2 2.2 15.1 20.2 5.1 0.457 0.408

2 00:30:42 22.4 19.9 2.5 4.7 16 0.9 0.9 21.2 5.2 0.519 0.412

3 01:00:42 22.9 21 1.9 6.6 18.1 2.1 3 22.0 3.9 0.394 0.308

4 01:30:42 23.6 21.7 1.9 8.5 18.9 0.8 3.8 22.7 3.8 0.394 0.3

5 02:00:42 24.1 22.9 1.2 9.7 20.3 1.4 5.2 23.5 3.2 0.249 0.256

6 02:30:42 24.7 23.6 1.1 10.8 20.4 0.1 5.3 24.2 3.8 0.228 0.3

7 03:00:42 25 24.2 0.8 11.6 22 1.6 6.9 24.6 2.6 0.166 0.208

6.9 Qcedat= 2.407 2.192

Qcedat =

Qtransferat

K


0.24 0.25 1.71 29.05 1.098 70.95 96.28

εModulul 3




Tretur)

30 grade, 500 l/h

mediu de stocare

nisip umed

n


24


53

CAPITOLUL VI - STUDIU DE CAZ

În scopul evaluării performanțelor energetice și economice pentru sistemele echipate cu pompe de

căldură reversibile, ce utilizează forme de energie regenerabile și recuperabile, utilizate pentru

încălzirea și climatizarea spațiilor, a fost propus un studiu de caz.

Obiectivul analizat este amplasat în toate cele cinci zone climatice ale României, având funcțiunea

de centru medical. Suprafața utilă este de 911,2 m2 iar regimul de înălțime este P+1E.

Figura 6.1 – Plan parter Figura 6.2 – Plan etaj

Necesarul pentru încălzire și cel pentru răcire, pentru toate cele cinci zone climatice, a fost calculat

cu ajutorul programului WinWatt ce lucrează cu SR 1907/1997 (Anexa III).


54

Fluxul termic pentru încălzirea/răcirea încăperilor este asigurat cu ajutorul ventiloconvectoarelor

carcasate de tavan, respectiv prin intermediul corpurilor de încălzire statice – convectoradiatoare tip

panou din tablă de oțel – pentru incintele care nu necesită climatizare (grupuri sanitare, holuri).

Fig.6.6 - Consumul anual de energie pentru climatizarea clădirii

În cazul clădirilor, soluțiile clasice de încălzire și climatizare au, de regulă, cheltuieli de investiție

mai reduse dar cheltuieli de exploatare, de cele mai mult ori, mari.

Astfel, am propus echiparea clădirii cu o pompă de căldură reversibilă geotermică sol-apă,

capabilă să acopere necesarul, DIMPLEX SI 75TER+.

Fig.6.7 – Pompa de căldură DIMPLEX SI 75TER+


55

Sistemul de climatizare ales produce atât frig cât și căldură, energia termică necesară provenind

din sol, de unde este extrasă/injectată prin intermediul unui fluid caloportor (etilen-glicol 25% -apă).

Agregatul pompei de căldură are puterea termică de încălzire de 67,9 kW la o temperatură

a fluidului de lucru în schimbător între 0°C și de 35°C în circuitul corpurilor de încălzire.

Coeficientul de performanță al pompei este 4,0.

Capacitatea de răcire, la temperatura fluidului de lucru în schimbător cuprinsă între 15°C

și 18°C, în circuitul corpurilor de răcire este 75 kW. Eficiența energetică este de 4,5.

Dimensionarea schimbătorului de căldură aferent obiectivului se face conform relațiilor:

� = 11000 ∗ �� ∗ QG¹ − GF¹R

• Numărul total de țevi

t = 13600 ∗ �0.785 ∗ M�# ∗ ��a

• Diametrul, suprafața și progresia sarcinii/modul

D1=d; r=2d; S1=0.785d2

D2=d+2d=3d; S2=0.785(D22-D1

2)

Dn=D1+(n-1)r=d+(n-1)2d=d+2nd-2d=d(2n-1)

Sn=0.785[(2n-1)2d2-(2n-3)d2]

Sn=0.785x8(n-1)d2

• Numărul de țevi (Nji) aferent modulelor (Mji) corespunzător pi

t�� = �� ∗ t

• Sarcina termică (Qi) aferentă modulelor (Mji) pentru pi

�� = �� ∗ ��

• Suprafața necesară de transfer pe schimbător (totală)

|�� = ��£ ∗ Q}a − GaR


56

• Lungimea totală necesară/schimbător

�0]0@> = z �� = |��3.14 ∗ M¾

Tabelul 6.4 – Determinarea volumului stocatorului si dimensiunilor schimbătorului

Pentru extinderea rezultatelor cercetării în scopul analizei comportamentului

schimbătorului tip registru cilindric în regim dinamic, respectiv a capacității de

încărcare/descărcare uniformă s-a realizat un model al schimbătorului de căldură și în Trnsys care a

fost analizat în diferite ipoteze funcționale, respectiv diferite locații, diferite regimuri de debit (500,

600, 750 m3/h), diferite regimuri de temperaturi (20, 30, 60 0C).

Rezultatele sunt prezentate în Anexa III.

Zona I Zona II Zona I Zona II Zona I

Qincălzire [kw] 52 56 60 63 67

Durata [zile] 135 150 165 180 200

Qsursa [kw] 7020 8400 9900 11340 13400

Qsursa [J] 168480000 201600000 237600000 272160000 321600000

Vstocator [mc] 5.6 6.7 7.9 9.1 10.7

q 1250 1250 1250 1250 1250

G [mc/h] 0.47 0.56 0.66 0.76 0.89

N 409 489 576 660 780

Nji 818 978 1152 1320 1560

Qji 14040 16800 19800 22680 26800

A nec/schimbător [mp] 301.9 361.3 425.8 487.7 576.3

L total/schimbător [m] 89.0 106.5 125.5 143.8 169.9


57

CAPITOLUL VII - CONCLUZII, CONTRIBUȚII PERSONALE ȘI PERSPECTIVE

VII.1. CONCLUZII FINALE

Tema se încadrează în tematica actuală în ceea ce privește promovarea echipamentelor și

tehnologiilor care economisesc resursele energetice primare și le înlocuiesc cu cele regenerabile

sau recuperabile în scopul reducerii impactului negativ asupra mediului.

Teza, în ansamblul ei, răspunde obiectivelor și strategiilor impuse la nivel european și național

pentru etapele 2020 și 2030, cu perspectiva anului 2050, în domeniul eficienței energetice prin

analiza și dezvoltarea de noi soluții inovative.

Pe parcursul tezei au fost abordate și rezolvate următoarele probleme:

• A fost propusă organizarea surselor reci sub forma unor stocatoare termice cu structura

controlată și autocompensare sezonieră, pentru care au fost realizate modele de calcul;

• Au fost propuse două noi variante de schimbătoare de căldură cu geometrie variabilă, cu

scopul de a uniformiza încărcarea solului, pentru care au fost dezvoltate modele analitice în

scopul dimensionării și verificării termo-hidraulice;

• Cercetările experimentale în cazul celor două tipuri de schimbătoare au confirmat

fezabilitatea și eficiența acestora în cazul uniformizării solicitării termice a stocatorului;

• Prin simulările numerice efectuate cu ajutorul programelor AUTODESK CFD și TRNSYS,

au fost verificate caracteristicile schimbătoarelor propuse, în diferite ipoteze de lucru

(temperaturi și debite diferite), având ca agent de lucru apa și apa cu două concentrații de

nanoparticule (1% și 2%);

• Concluziile studiului numeric au evidențiat intensificarea transferului de căldură, în cazul

utilizării nanofluidelor, comparativ cu apa, cu până la 55%;

• La partea de studiu de caz, a fost studiată o clădire ce are funcțiunea de centru medical, în

toate cele cinci zone climatice, fiind calculate necesar urile de încălzire și climatizare și

dimensionate elementele componente.


58

CONCLUZII GENERALE:

• În cazul sistemelor echipate cu pompe de căldură cu compresie mecanică de vapori, se poate mări

eficiența globală dacă se adoptă soluții suplimentare care să disipez energia termică

excedentară (pentru obiectivele care au și sistem de climatizare) în situația în care necesarul

pentru încălzire este mai mare (instalații hibride).

• Pentru uniformizarea solicitării termice dar și pentru micșorarea suprafețelor necesare de

amenajare a sursei reci, schimbătoarele de căldură modulare cu geometrie variabilă

reprezintă o soluție posibilă.

• Utilizarea nanofluidelor are efect benefic asupra transferului de căldură deoarece crește

semnificativ coeficientul de transfer convectiv, chiar și în concentrații reduse.

VII.2. CONTRIBUȚII PERSONALE

În cadrul tezei de doctorat se regăsesc următoarele contribuții personale cu caracter de originalitate:

• A fost analizat și sintetizat un important volum de informații privind stadiul actual al

cercetărilor efectuate la nivel global și național în domeniul instalațiilor echipate cu pompe

de căldură, dar și în domeniul nanofluidelor utilizate ca agent caloportor;

• Au fost concepute și realizate două noi schimbătoare de căldură modulare cu geometrie

variabilă;

• A fost adoptat mediul de simulare numerică AUTODESK CFD pentru modelarea

comportamentului termo-hidrodinamic al nanofluidelor prin schimbătorul de căldură tip

spirală progresivă și TRNSYS pentru compararea rezultatelor obținute în cazul

schimbătorului tip registru cilindric;

• Au fost propuse variante de amenajare a stocatoarelor folosind rezervoarele de incendiu

deja existente cu care sunt echipate clădirile, fiind oferite diferite soluții în ceea ce privește

stratificarea și omogenizarea termică;

• Au fost propuse o serie de soluții originale de multifuncționalizare a componentelor

sistemului, prin utilizarea acestora pentru funcțiuni specifice în diferite categorii de

instalații;


59

• A fost conceput și realizat un stand experimental, la scară redusă, prin care s-a analizat

comportamentul termo-hidraulic al nanofluidelor, fiind validat ulterior cu rezultatele

obținute în urma simulării numerice;

VII.3. DIRECȚII DE VALORIFICARE ULTERIOARĂ

• Utilizarea nanofluidelor în sisteme de instalații active sau pasive, pentru îmbunătățirea

eficienței energetice a clădirilor și instalațiilor aferente;

• Analiza comparativă în condiții similare atât din punct de vedere termo-hidraulic cât și

economic a unor diferite tipuri de schimbătoare de căldură, urmărind valoarea coeficientului

global de transfer;

• Analiza creșterii capacității de stocare și cedare a solului amendarea caracteristicilor acestuia

– de exemplu prin utilizarea materialelor cu schimbare de fază sau prin umidificare.

Documents

OPTIMIZAREA SISTEMELOR DE INSTALA ȚII ECHIPATE CU … · externi și cu alte institu ții recunoscute la nivel interna țional, putem afirma c ă Strategia Na țional ă 2014-2020