UNIVERSITATEA TEHNICĂ DE CONSTRUCȚII BUCUREȘTI
Facultatea de Inginerie a Instalațiilor Catedra de Instalații Hidraulice,Termice și Protecția Atmosferei
TEZA DE DOCTORAT
STUDIUL VENTILĂRII PERSONALIZATE
ȘI
STUDIUL MIŞCĂRII AERULUI ÎN
SISTEMELE DE VENTILARE
PERSONALIZATĂ
Doctorand
ing. CRUCEANU S.R IUNIA-ANTONIA
Conducător de doctorat
prof.univ.dr.ing. Iolanda COLDA
BUCUREŞTI 2013
2
Titularul prezentei teze de doctorat a beneficiat pe întreaga perioadă a studiilor
universitare de doctorat de bursă atribuită prin proiectul strategic „Burse oferite
doctoranzilor în Ingineria Mediului Construit”, beneficiar UTCB, cod
POSDRU/107/1.5/S/76896, proiect derulat în cadrul Programului Operaţional
Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane, finanţat din Fondurile Structurale
Europene, din Bugetul Naţional şi cofinanţat de către Univeritatea Tehnică de
Construcții București.
3
Cuprins 1 Introducere .......................................................................................................................................... 12
1.1 Context ........................................................................................................................................ 12
1.2 Obiective ..................................................................................................................................... 14
1.3 Organizarea tezei. ....................................................................................................................... 15
2 Calitatea ambientală și ventilarea ....................................................................................................... 19
2.1 Corpul uman sursă de căldură ..................................................................................................... 19
2.1.1 Confortul termic .................................................................................................................. 19
2.1.2 Panașul termic ..................................................................................................................... 23
2.2 Necesarul de aer pentru ventilare ................................................................................................ 28
2.3 Consumul de energie pentru ventilare......................................................................................... 31
2.3.1 Descrierea localului............................................................................................................. 32
2.3.2 Scenariul de ocupare și sarcinile interioare ......................................................................... 33
2.3.3 Descrierea sistemului de ventilare ...................................................................................... 34
2.3.4 Programul de simulare ........................................................................................................ 35
2.3.5 Cazurile simulate................................................................................................................. 40
2.3.6 Rezultatele obținute............................................................................................................. 41
2.3.7 Concluzii ............................................................................................................................. 50
3 Modelarea numerică ............................................................................................................................ 51
3.1 Modelarea numerică a panașului termic studiile publicate în literatură ...................................... 52
3.2 Modele zonale ............................................................................................................................. 56
3.2.1 Introducere .......................................................................................................................... 56
3.2.2 Istoric .................................................................................................................................. 57
3.2.3 Modele existente ................................................................................................................. 58
3.3 Modelarea numerică a persoanei și panașului convectiv cu ajutorul modelelor zonale ............. 63
4
3.4 Prezentarea mediului de simulare SPARK ................................................................................. 63
3.5 Implementarea modelului zonal al panasului termic în SPARK................................................. 66
3.5.1 Implementarea modelelor zonale în mediul de simulare SPARK ....................................... 66
3.5.2 Construcția simulării ........................................................................................................... 69
3.6 Rezultate ..................................................................................................................................... 77
3.7 Modelarea numerică a sistemului de ventilare personalizată în literatură .................................. 91
3.8 Modelarea zonală a sistemului de ventilare personalizată .......................................................... 94
3.8.1 Implementarea dispozitivului de ventilare personalizată în modelarea zonală și cuplarea
acestuia cu modelul panașului termic creat de ocupant ...................................................................... 94
3.9 Rezultatele modelării numerice a sistemului de ventilare personalizată ..................................... 97
4 Studii experimentale privind jetul convectiv creat în jurul corpului uman și terminalul de introducere
pentru ventilația personalizată .................................................................................................................... 99
4.1 Studii experimentale în literatură .............................................................................................. 100
4.1.1 Studii experimentale privind curentul convectiv creat în jurul corpului uman ................. 100
4.1.2 Studii experimentale asupra sistemului de ventilare personalizată ................................... 104
4.2 Manechinul experimental .......................................................................................................... 115
4.3 Principii de măsură și echipamente utilizate ............................................................................. 121
4.4 Campania experimentală ........................................................................................................... 127
5 Sinteza rezultatelor studiului actual .................................................................................................. 141
6 Concluzii generale, perspective și contribuții personale ................................................................... 157
Bibliografie ............................................................................................................................................... 160
5
TABEL DE FIGURI
Figura 1.1 Schemă a sistemului de ventilare personalizată ([1]) ................................................................ 14
Figura 2.1 Scala de evaluare a senzației termice resimțite ASHRAE ([6]) ............................................... 23
Figura 2.2.Variația numărului Grashof cu înălțimea pentru un corp având temperatura medie 33°C, aflat
într-un mediu stagnant cu temperatura de 20°C. Zona punctată din jurul corpului reprezintă curentul
convectiv din jurul corpului uman după ([8]) ............................................................................................. 25
Figura 2.3. Valorile coeficienților de convecție pentru diferite părți ale corpului după Brohus ([10],
H.Brohus, Personal Exposure to Contaminant Sources in Ventilated Rooms) ........................................... 26
Figura 2.4 Geometria salii de clasă modelată ............................................................................................. 33
Figura 2.5 Variația sursei de căldura în interiorul localului pentru lunile aprilie si mai............................. 34
Figura 2.6 Schema de discretizare a peretelui după ([24]) .......................................................................... 36
Figura 2.7 Mecanismele de transfer radiativ extern ale modelului nostru după ([23]) ............................... 37
Figura 2.8 Modelul de radiație cu lungime scurtă de undă într-un local (la stânga) și modelul de radiatie
cu lungime mare de undă într-un local (dreapta). ....................................................................................... 38
Figura 2.9 Reprezentarea unei zone ............................................................................................................ 39
Figura 2.10 Consumul energetic necesar pentru a răci aerul introdus în funcție de debitul de aer și
temperatura maximă de introducere pentru ventilatia clasică (CV)(a) ventilația personalizată (PV)(b) .... 43
Figura 2.11 Consumul de energie necesar încălzirii aerului introdus pentru PV (a) si VC( b) .................. 44
Figura 2.12 Variația frecvenței cumulate (FC) pentru ambele sisteme de ventilație clasic (CV-b) și
personalizat (PV- a) .................................................................................................................................... 45
Figura 2.13 Variatia temperaturii interioare pentru diferite temperaturi de introducere............................. 46
Figura 2.14 Temperatura de introducere a aerului prin sistemul PV în funcție de temperatura aerului din
exterior ........................................................................................................................................................ 48
Figura 3.1.Reprezentarea vitezelor medii în panașul termic pentru cele trei tipuri de sisteme de ventilare
după ([25]) .................................................................................................................................................. 53
Figura 3.2. Componenta verticală și orizontală a vitezei medii după ([2]) ............................................... 55
Figura 3.3. Componenta verticală a vitezei medii (a) si (b) Câmpul de viteză instantanee la momentul-
143s ([2]) ..................................................................................................................................................... 55
Figura 3.4 Profilele de temperatură în panaşul termic pentru 300s, 501s şi 685s de la începutul simulării
([2]) ............................................................................................................................................................. 56
Figura 3.5 Realizarea unei probleme în SPARK ([24]) .............................................................................. 65
Figura 3.6 Organizarea librăriei claselor folosite pentru modelarea zonală ............................................... 67
Figura 3.7 Modalitatea de conexiune a claselor celulă și interfață, pentru modelul zonal ([24]) ............... 68
6
Figura 3.8 Geometria încăperii ................................................................................................................... 70
Figura 3.9 Schema de specificare a problemei ([24]) ................................................................................. 70
Figura 3.10 Descrierea geometriei modelului zonal al unei încăperi în interiorul căreia se află o persoană
în poziție șezând .......................................................................................................................................... 71
Figura 3.11 Distribuția de temperatură în încăpere pentru cazurile a) fără debit de aer impus în jurul
ocupantului și b) cu debit de aer impus în jurul ocupantului, plan sagital pentru t=3000s ......................... 73
Figura 3.12 Distribuția circulației aerului în încăpere a) cazul în care nu sunt impuse debite de aer; b)
cazul în care sunt impuse debitele de aer de jur împrejurul corpului, plan sagital t=3000s........................ 75
Figura 3.13 Prezentarea geometriei încăperii și a manechinului în modelul zonal 3D ............................... 76
Figura 3.14 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m la diferite momente în timp, respectiv
t=690s și t=900s, plan sagital ...................................................................................................................... 77
Figura 3.15 Profilul de temperaturi din încăpere pentru x=1,305m la diferite momente în timp, respectiv
t=690s si t=900s, plan coronal .................................................................................................................... 78
Figura 3.16 Câmpul de temperaturi deasupra capului pentru y=0,9 la t=690s, plan coronal .................... 79
Figura 3.17 Circulația aerului în încăpere plan y=0,9m la momentul t=690s, plan coronal ...................... 79
Figura 3.18 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s, plan coronal ...................... 80
Figura 3.19 Temperatura medie orizontală pe suprafață a) model zonal la timpul t=690s ; b) model CFD-
Jiu ................................................................................................................................................................ 81
Figura 3.20 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m pentru a) t=690s și b) t=2660s, plan
sagital .......................................................................................................................................................... 84
Figura 3.21 Temperatura medie orizontală pe suprafață - model zonal la momentul t=690s pentru
manechinul având temperatura corpului asemenea unei ființe umane ........................................................ 84
Figura 3.22 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s pentru temperatura corpului
reală, a) plan coronal; b) plan sagital .......................................................................................................... 85
Figura 3.23 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz
experimental, plan sagital ........................................................................................................................... 87
Figura 3.24 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz experimental
reducerea dimensiunii celulei din fața trunchiului manechinului (a); (b) detaliu al aceluiași caz, plan
sagital .......................................................................................................................................................... 88
Figura 3.25 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz experimental
reducerea dimensiunii celulei de deasupra capului manechinului (a); (b) detaliu al aceluiași caz, plan
sagital .......................................................................................................................................................... 89
7
Figura 3.26 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru condițiile modelului experimental a) plan sagital;
b) plan coronal ............................................................................................................................................ 90
Figura 3.27 Profilul de viteze la nivelul feței cu PV(dreapta 1l/s) și fără introducerea aerului prin sistemul
PV (stânga) după ([41]) .............................................................................................................................. 91
Figura 3.28 Profilele de viteză pentru cazul sistemului de ventilare personalizată debit 1l/s, debit x=1.3m
(stânga) y=1,2m dreapta după ([41])........................................................................................................... 92
Figura 3.29 Profilul de temperatura în jurul ocupantului. Cu roșu punctele de măsură, cu negru rezultate
obtinute cu CFD [41] .................................................................................................................................. 92
Figura 3.30 Distribuția concentrației de poluant pentru diferite poziții ale sursei de poluant a)Poziție față
jos; b) Poziție față sus c) Poziție spate jos dupa[42] ................................................................................... 93
Figura 3.31 Reprezentarea geometrică a manechinului și a dispozitivului de ventilare personalizată în
modelul zonal al încăperii ........................................................................................................................... 95
Figura 3.32 Terminalul de introducere pentru ventilația personalizată ...................................................... 95
Figura 3.33 Legea de variație a debitului de aer cu distanța ....................................................................... 96
Figura 3.34 Profilul temperaturilor în încăpere pentru modelul ocupantului și al sistemului PV dispus
deasupra picioarelor a)plan sagital b) plan coronal..................................................................................... 97
Figura 3.35 Circulația aerului în încăpere pentru modelul ocupantului și a sistemului PV a)plan sagital; b)
plan coronal ................................................................................................................................................. 98
Figura 4.1 Simulatoare termice întruchipând corpul uman de diferite complexități ([44]) ..................... 100
Figura 4.2 Scheme de amplasare sistem de ventilare personalizată ( Figura a) după ([19]) ..................... 104
Figura 4.3 Sistem de ventilare personalizată cu posibilitate de reglare, înglobat în scaun după ([18]) .... 105
Figura 4.4 Tipuri de terminale de introducere pentru ventilația personalizată după ([18]) ...................... 106
Figura 4.5 Sistem de ventilare personalizată cuplat cu tetiera de la scaun după ([21]) ............................ 107
Figura 4.6 Dispozitive de introducere ventilare personalizată după Zukowska ([48]) ............................. 108
Figura 4.7 Câmpurile de viteze medii în panașul termic la înălțimea y=0,7m deasupra capului
manechinului după ([48]) .......................................................................................................................... 109
Figura 4.8 Izotermele diferențelor de temperatură la înălțimea y=0.7m deasupra capului manechinului
după ([48]) ................................................................................................................................................ 109
Figura 4.9 Senzația termică resimțită în timp a) la nivel general b) la nivelul capului după ([53]) ........ 111
Figura 4.10 Percepția calității aerului în diferite condiții de introducere a aerului prin sistemul de ventilare
personalizată după ([54]) .......................................................................................................................... 112
Figura 4.11 Sistem de ventilare personalizată - terminale de introducere aer cu intensitate turbulenta mică
și mare după ([56]) .................................................................................................................................... 113
8
Figura 4.12 Geometria manechinului experimental .................................................................................. 116
Figura 4.13 Grafic temperatură medie film alimentat la tensiunea de 230V ............................................ 117
Figura4.14 Grafic temperatură medie film (Tfilm) neacoperit şi temperatura film acoperit cu material
termoizolant (pentru verificarea posibilităţii de îngropare a filmului în PEX). Experimentul a fost oprit la
temperatura de 65ºC din motive de protecţie a filmului. .......................................................................... 118
Figura4.15 Folie încălzitoare pentru pardoseală ECOFILM ..................................................................... 118
Figura4.16 Schema de îmbrăcare a manechinului termic ......................................................................... 119
Figura4.17 a) Acoperirea manechinului cu bandă încălzitoare b) Manechinul acoperit cu folie de aluminiu
.................................................................................................................................................................. 120
Figura4.18 Efectul SEEBECK .................................................................................................................. 121
Figura4.19 Principiul de măsură al termocuplului .................................................................................... 122
Figura4.20 ................................................................................................................................................. 123
Figura 4.21 Camera infraroșu utilizată tip B620 ....................................................................................... 124
Figura4.22 Amplasarea planului de măsură IR pentru validarea experimentală în celula experimentală b)
Imagine reală IR a planului de măsură ...................................................................................................... 125
Figura 4.23 Sistemul Confort Sense- Unitate de achizitie și sonde de măsură ......................................... 126
Figura 4.24 Dispozitiv experimental - a) Grila de măsură; b) Set-up termografie .................................. 127
Figura 4.25 Imagine IR plan sagital (Campanie 1 măsurători) ................................................................. 128
Figura 4.26 a) Profilul de temperaturi în plan coronal (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze în plan
coronal (campania1 măsurători)................................................................................................................ 129
Figura 4.27 Profilul de temperaturi în plan sagital (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze în plan
sagital (campania1 măsurători) ................................................................................................................. 130
Figura 4.28 Dispozitiv experimental a doua campanie de măsurători (sistem Traverse) ......................... 131
Figura 4.29 Profilul de stratificare termică în încăperea experimentală ................................................... 132
Figura 4.30 Imagine IR manechin termic ................................................................................................. 133
Figura 4.31 Imagine IR curent de convecție Plan sagital la diferite cote.................................................. 134
Figura 4.32 Variația temperaturii cu înălțimea în curentul convectiv format deasupra capului
manechinului termic – profil median în axa centrala – profil experimetal ............................................... 134
Figura 4.33 Profilul vitezei în plan median deasupra capului manechinului în axa centrală – profil
experimental .............................................................................................................................................. 135
Figura 4.34 Profilul de viteze în plan sagital (campania 2 măsurători) .................................................... 136
Figura 4.35) Profilul de viteze în plan coronal (campania2 măsurători) .................................................. 136
Figura 4.36 Grila de introducere pentru sistemul de ventilare personalizată ............................................ 137
9
Figura 4.37 Vizualizarea cu fum a traiectoriei jetului de aer prin dispozitivul de introducere a) până să
ajungă la ocupant b) vizualizarea panașului termic deasupra ocupantului ............................................... 138
Figura 4.38 Sistemul de ventilare personalizată, dispozitivul de măsură ................................................. 138
Figura 4.39 Profilul de viteze în jetul de ventilare personalizată .............................................................. 139
Figura 4.40 Variația debitului în funcție de distanța față de centrul grilei ................................................ 140
Figura 5.1 Profilul de temperaturi în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model Zonal
.................................................................................................................................................................. 143
Figura 5.2 Profilul de viteză în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model Zonal ..... 144
Figura 5.3 Profilul de temperatură în panaș - Plan sagital - model experimental, model zonal, model CFD
.................................................................................................................................................................. 145
Figura 5.4 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital ................................................................ 146
Figura 5.5 Profilul de temperatură în panaș - plan coronal- model Experimental, model Zonal și CFD 146
Figura 5.6 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model Zonal ......................................... 147
Figura 5.7 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model CFD .......................................... 148
Figura 5.8 Distribuția de viteze în încăpere profil coronal Model CFD ................................................... 148
Figura 5.9 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital Model CFD ............................................ 149
Figura 5.10 Distribuția de viteze în încăpere profil sagital Model CFD ................................................... 149
Figura 5.11 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție CFD ................................................. 151
Figura 5.12 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție Model Zonal .................................... 151
Figura 5.13 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție Model Zonal ...................................... 152
Figura 5.14 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție CFD ................................................... 152
Figura 5.15 Circulația aerului în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată.............................. 153
Figura 5.16 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată ................ 154
Figura 5.17 Profilul de temperatură în plan sagital H=1.57m................................................................... 155
10
Dedic acest manuscris tatălui meu, Sergiu Cruceanu care din păcate nu și-a putut îndeplini dorința
arzătoare de a fi alături de mine până la finalul tezei
Te voi păstra veșnic în sufletul meu….
11
Cuvânt înain t e
Această teză de doctorat a fost elaborată pe parcursul perioadei octombrie 2010 - septembrie 2013, în
cadrul Catedrei de Instalații Hidraulice Termice și Protecția Atmosferei, din Universitatea Tehnică de
Construcții București.
Doresc să mulțumesc domnului prof.dr.ing George Darie, domnului conf.dr.ing Chadi Maalouf, domnului
prof.dr.ing Sorin Burchiu și domnului conf.dr.ing Andrei Damian pentru disponibilitatea de a face parte
din comisia de susținere a tezei și pentru timpul acordat analizei acesteia.
Întreg studiul a fost realizat sub directa îndrumare a doamnei prof.dr.ing Iolanda Colda, conducătorul
științific al lucrării. Doresc sa-i mulțumesc pentru amabilitatea și dăruirea de care a dat dovadă pe tot
parcursul celor trei ani de teză precum și pentru propunerea acestui subiect interesant și original.
De asemenea doresc sa-i mulțumesc domnului dr.ing.Chadi Maalouf – conferențiar în cadrul Universității
Tehnice din Reims pentru dăruirea de care a dat dovadă pe parcursul tuturor deplasărilor mele la Reims în
perioada 2012-2013. Pasiunea lui pentru cercetare și disponibilitatea de a-mi răspunde cu rapiditate la
întrebările privitoare la mediul de simulare Spark, m-au făcut să îndrăgesc repede partea de modelare
numerică, care la începutul studiului mi se părea rebelă și neprietenoasă.
Mulțumesc doamnei conf.dr.ing Ilinca Nastase și domnului asist.univ Angel Dogeanu, pentru ajutorul și
însuflețirea de care au dat dovadă pe întreaga perioada a campaniei de măsurări, ajutându-mă să deslușesc
această frumoasă parte – a studiului experimental față de care la început am maninfestat reținere.
Mulțumesc domnului Vasile Ionașcu, director a societății ELTEX pentru amabilitatea și promtitudinea de
care a dat dovadă, răspunzând fără ezitare la multe întrebări legate de domeniul electrice, odată cu
hotărârea de a realiza manechinul termic. De asemenea aș dori sa-i mulțumesc doamnei Mihaela Pascu
pentru amabilitatea de care a dat dovadă pe tot parcursul perioadei de realizare a manechinului
experimental.
Doresc să-i mulțumesc domnului Dragoș Ionescu, director al societății SCHAKO KLIMA LUFT pentru
întelegerea și suportul de care a dat dovadă pe parcursul acestor trei ani dedicați tezei. Mulțumesc pentru
amabilitatea de a-mi pune la dispoziție o parte din echipamentele necesare studiului efectuat.
Mulțumesc domnului sef de lucrări Florin Bode pentru disponibilitatea de care a dat dovadă, ajutându-mă
să realizez implementarea manechinului experimental în mediul CFD.
Mulțumesc domnului conf. dr. ing. Cătălin Lungu pentru completarea infrastructurii de cercetare utilizate
în cadrul prezentei teze.
Mulțumesc colegilor din catedra de Instalații de la Facultatea de Inginerie a Instalațiilor care m-au
înconjurat cu prietenie și colegialitate, deși nu făceam parte din colectivul lor.
Multumesc întregii familii și în special soțului, fiicei și mamei mele care m-au înțeles și susținut pe
parcursul acestor trei ani, eliberându-mă de multe din obligațiile familiale și ajutându-mă să duc la capăt
această teză.
12
1 Introducere
1.1 Context
In perioada actuală oamenii își petrec o foarte mare parte din timp în spații închise. In aceste condiții
asigurarea calității aerului interior are o importanță crucială. Calitatea scăzută a aerului respirat poate
conduce la probleme de sănătate cum ar fi Sindromul Clădirilor Bolnave (Sick Building Syndrome)
influențând astfel productivitatea muncii și determinând costuri ridicate pentru îngrijirile medicale.
Factorii care influențează calitatea aerului includ temperatura, umiditatea, numărul de schimburi,
particulele poluante, poluanții biologici.
Sistemele de ventilare au fost diversificate și îmbunătățite pentru a îndeplini condițiile de confort și
condițiile igienico sanitare. Printre sistemele folosite în prezent se numără sistemul de ventilare prin
amestec (MV), sistemul de ventilare prin deplasare (DV), sistemul de ventilare tip piston av\nd un caz
particular ]n sistemul cu distribuție în pardoseală (UFAD). Ventilarea prin amestec (MV) presupune
introducerea unui debit de aer proaspăt cu viteze destul de mari prin terminale de aer cu inducție ridicată,
acest debit este amestecat cu aerul din încăpere și ajunge amestecat în zona de inhalare a ocupanților.
Aerul proaspăt poate fi poluat în acest proces de amestec.
Sistemul de ventilare prin deplasare (DV) presupune introducerea aerului proaspăt în partea inferioară a
încăperii cu viteze relativ mici acesta distribuindu-se uniform, și având o traiectorie ascendentă fiind
antrenat de curenții determinați de sursele de căldură (persoane, echipamente). Acesta se ridică la partea
superioară a încăperii fiind preluat de gurile de extracție. Acest sistem poate asigura o calitate superioară
a aerului inhalat dar poate exista în continuare riscul contaminării aerului în drumul său până la zona de
inhalare. In jurul corpului uman, datorită diferenței de temperatură existentă între acesta si aerul din
încăpere se formează un strat convectiv denumit panaș termic (thermal plume). Curgerea în interiorul
panașului, în partea inferioară a corpului este laminară iar dimensiunea stratului convectiv este redusă, și
turbulentă, având dimensiuni crescute în zona capului unde temperaturile sunt mai ridicate. Această
mișcare datorată convecției libere poate antrena contaminanți din zona inferioară a încăperii și îi poate
transporta în zona de inhalare. De asemenea aceasta mișcare poate prelua bioefluenții și vaporii produși
13
de corpul uman și îi poate conduce către zona de inspirație. In altă ordine de idei existența unui gradient
de temperatură important pe verticală poate conduce la nemulțumiri în rândul ocupanților.
Sistemul de ventilare cu distribuție în pardoseală (UFAD) s-a dovedit similar cu sistemul de ventilare prin
deplasare (DV) în ceea ce privește asigurarea calității aerului.
Din punct de vedere al consumului energetic ventilația constituie un consumator important. Criza
energetică apărută în 1970 a adus în atenția specialiștilor, necesitatea și importanța economisirii energiei.
In acest context atât sistemul ventilării prin amestec cât și sistemul ventilării prin deplasare, actualmente
folosite în ventilarea clădirilor sunt metode de ventilare globală care implică parțial sau integral volumul
încăperii. Normele de ventilare în vigoare impun un debit de aer proaspăt cuprins între 4-10l/s în funcție
de ambianță. Cu toate acestea debitul de aer implicat în respirație este de cca 0.08 l/s. Această diferență
între debitul furnizat si cel inhalat se datorează faptului ca aerul proaspăt este amestecat cu aerul interior
înainte ca acesta sa fie inhalat de către ocupanți. Aceasta indică că acest sistem de ventilare prin amestec
nu este foarte performant din punct de vedere energetic.
Ca urmare a acestor constatări Fanger a prezentat sistemul de ventilare personalizata (PV) ca o alternativă
mai avantajoasă din punct de vedere al calității aerului inhalat și din punct de vedere economic, la
sistemul de ventilare prin amestec. Fanger spunea că lumea ezită să bea apă dintr-o piscină poluată cu
bioefluenți umani dar totuși acceptăm să respirăm aer care a fost în plămânii altor oameni și este
contaminat cu bioefluenti umani și cu alți poluanți din mediul înconjurător.
În anumite cazuri cum ar fi camere având volume mari ca birourile (cu înălțimi mari) sălile de spectacole,
ventilația personalizată ar fi mai potrivită deoarece ar permite satisfacția ocupanților și ar fi mult mai
economicoasă din punct de vedere energetic, ocupându-se doar de spațiul din jurul fiecărei persoane.
Sistemul a fost dezvoltat pentru a oferi control individual, a crește calitatea aerului astfel oferind
premisele creșterii productivității. Sistemul trebuie văzut asemenea unui „computer personal” care aduce
gura de introducere în zona capului, în apropierea nasului. Acest sistem se bazează pe principiul inhalării
aerului din miezul nepoluat al jetului de aer introdus. Spre deosebire de terminalele de aer folosite pentru
ventilația prin amestec, care trebuie sa realizeze cât mai rapid amestecul aerului proaspăt cu cel din
încăpere reducând si diferența de temperatură, gurile de introducere pentru ventilația personalizată sunt cu
atât mai eficiente cu cât acest amestec se realizează într-o măsură cât mai mică.
Folosirea acestui sistem ar însemna în principiu debite mai mici de aer proaspăt față de sistemele care
implică întreg volumul încăperii și care se bazează pe principiul diluției.
Schema de principiu a unui sistem de ventilare personalizată este prezentată în Figura 1.1
14
Figura 1.1 Schemă a sistemului de ventilare personalizată ([1])
Curgerea și distribuția aerului în sistemul de ventilare personalizată este destul de complexă. Jetul
provenit din terminalul de ventilare personalizată trebuie să penetreze stratul convectiv existent în jurul
corpului uman. Deci interacțiunea dintre diferitele curgeri din încăpere și jetul personalizat trebuie
urmărită cu foarte mare atenție ea având impact asupra performanței întregului sistem. Jetul pentru
ventilația personalizată are precum orice jet liber, cele trei zone caracteristice: miezul jetului în care viteza
este constantă și egală cu viteza inițială, și două zone de strat limită și anume zona caracteristică de
scădere și o zonă terminală.În zonele de strat limită jetul începe să se dezvolte antrenând aer din jur.
Pentru că interesul în sistemul ventilării personalizate este ca aerul inhalat sa fie cât mai putin amestecat
cu aerul înconjurator, este de dorit ca aerul inhalat să provină dintr-o zonă în care s-a antrenat puțin aer
ambiant. Ținând cont că zona inițială este la o distanță de patru și cinci ori diametrul gurii de introducere
ocupantul trebuie să fie la o distanță apropiată de zona inițială pentru ca eficiența să fie maximă.Insă nu
trebuie să se neglijeze nivelul confortului termic care depinde de viteza la nivelul corpului.
1.2 Obiective
Așa cum am relatat mai sus, curgerea aerului în jurul unui ocupant în condiții de convecție liberă și mai
apoi interacțiunea dintre această curgere convectivă și un jet provenit din sistemul de ventilare
personalizată nu este o problemă ușor de rezolvat. Curgerea convectivă din jurul corpului uman a fost
15
investigată atât din punct de vedere experimental cât și numeric cu ajutorul programelor CFD. Aceste
programe consumă resurse importante de calcul și de asemenea timpi de simulare ridicați.
Obiectivul nostru a fost verificarea capacității unui model numeric cu o geometrie simplificată și o
discretizare a spațiului în volume mai mari față de modelul CFD. În acest sens s-a folosit un model zonal,
urmărind a reda fenomenologia curgerii aerului din jurul unui manechin termic cu o geometrie
simplificată în poziție șezând, cu o temperatură similară cu a corpului omenesc. Acest prim pas fiind
îndeplinit am dorit să studiem interacțiunea dintre jetul de ventilare personalizată și panașul termic.
Pentru a ne realiza obiectivul și pentru a putea face o comparație cât mai corectă, am decis ca rezultatele
modelării numerice să fie comparate cu un model experimental, similar cu cel virtual. Cum modelarea
zonală nu a mai fost folosită pentru un asemenea tip de model, ne-am pus întrebarea dacă acest model va
putea să surprindă fenomenul termo aeraulic și să redea în mod corect, distribuția de temperaturi și viteze.
1.3 Organizarea tezei.
Prima parte a acestui manuscris (cap 2) prezintă situația actuală a cercetării în domeniul calității
ambientale a aerului și a sistemelor de ventilare. Pentru a putea privi ca un întreg sistemul trebuie să luăm
în considerare toți factorii implicați. In primul rând omul este pe de o parte, o sursă de căldură realizând
cu mediul un schimb permanent de energie, iar pe de altă parte este cel care apreciază confortul. Un alt
factor în această ecuație este sistemul de ventilare al clădirii. Vom prezenta norme aplicabile sistemelor
de ventilare, sisteme alternative ale sistemelor clasice de ventilare, studii existente până acum în literatura
de specialitate. De asemenea vom prezenta un studiu de evaluare a consumului energetic pentru o sală de
clasă dintr-o școală aflată în orașul București pentru sistemul de ventilare clasic și cel de ventilare
personalizată.
Capitolul 3 este dedicat descrierii studiului de modelare numerică. Datorită diferenței de temperatură
existente între mediul ambiant și corpul uman în jurul său se formează un curent de convecție. Primul pas
al studiului a fost reprezentarea în modelul numeric a acestei curgeri. Având în vedere complexitatea
curgerii și posibilitatea modelelor zonale de a reprezenta o astfel de curgere, a fost necesar un studiu
aprofundat al lucrărilor din literatură. Modelarea zonală realizează predicția câmpului de temperaturi și a
circulației aerului în încăpere, pe baza calculului câmpului de presiuni. Spațiul din încăpere este împărțit
într-un număr relativ mic de volume de control în care temperatura și densitatea sunt considerate
omogene, în timp ce presiunea variază după o lege hidrostatică. Ecuațiile de conservare a masei și
energiei sunt aplicate fiecărei celule în parte,iar aerul din interior este tratat ca un gaz perfect. Debitul de
masă care traversează interfața dintre două celule i si j depinde de diferența de presiune între cele două
16
celule. Astfel motorul curgerii va fi considerat diferența de presiune între cele două celule. Datorită
acestei abordări, zonele cu o mișcare puternică cum ar fi jeturile sau zonele de panaș termic, nu pot fi
reprezentate de aceste relații și este necesară tratarea lor cu ajutorul legilor empirice sau legilor provenite
din partea experimentală. Având în vedere structura modelelor zonale am ales o configurație de manechin
cu o geometrie simplificată, pe care am implementat-o în modelul zonal 3D al unei încăperi. Încăperea a
fost împărțită într-un număr de 343 celule, dimensiunea acestora fiind stabilită inițial astfel încât să putem
reda geometria manechinului iar ulterior pe măsura realizării modelului numeric în funcție de rezultatele
obținute aceasta a mai fost modificată urmărind influența discretizării asupra predicțiilor curgerii.
Manechinul a fost considerat dispus în poziție șezândă, fiind plasat în centrul încăperii. În interiorul
acesteia nu a existat nici un sistem de ventilare, motorul circulației în încăpere fiind doar curentul
convectiv format în jurul manechinului. Implementarea modelului în modelarea zonală a fost făcută cu
ajutorul limbajului de programare SPARK. Bazându-ne pe cercetări recente în domeniul studiului
panașului termic [2-4] pentru modelarea curgerii convective din jurul manechinului am folosit legi de
variație a debitului de aer în panaș. Pentru o primă verificare, rezultatele au fost comparate cu studiul
CFD al lui Jia ([2]) pentru a putea observa acuratețea predicțiilor. Studiul lui Jia ([2]) a fost realizat pentru
o temperatură a mediului ambiant de 20°C și o temperatură a corpului de 25°C. În urma acestei
comparații am putut remarca că predicția modelului zonal a fost satisfăcătoare față de modelul CFD, mai
ales în zona inferioară și medie a încăperii, în apropierea plafonului, modelul zonal având tendința de
subestimare. Deoarece în realitate temperatura corpului nu este uniformă pe toată suprafața sa și este de
obicei superioară temperaturii alese de Jia în studiul său, în continuare am dorit să vedem influența
temperaturii corpului asupra curentului convectiv din jurul manechinului și a distribuției de temperaturi
din încăpere. Pasul următor în demersul nostru a fost implementarea geometriei unui manechin și a
condițiilor la limită conforme cu campania experimentală realizată în celula experimetală a Facultății de
Ingineria Instalațiilor. Modelarea numerică a fost realizată pentru condițiile unei temperaturi ambientale
de 26°C. Modelul ne-a arătat un panaș mai puțin conturat, nu foarte puternic datorită unei diferențe mici
de temperatură între suprafața corpului și mediul ambiant.
După implementarea modelului panașului termic, pasul următor a fost cuplarea acestuia cu modelul
jetului provenit din dispozitivul de introducere pentru ventilația personalizată ales. Deoarece modelele
zonale bazate pe ecuațiile caracteristice, nu pot surprinde zonele de mișcare mai puternică precum zonele
de jet sau panaș, pentru modelarea jetului de ventilare personalizată am apelat la legi de variație rezultate
din campania experimentală.
Dispozitivul de introducere al sistemului de ventilare personalizată a fost reprezentat de un difuzor
rectangular cu fața perforată plasat la o distanță de 45cm de manechin. Difuzorul a fost poziționat la
17
nivelul umerilor. Temperatura de introducere a aerului în sistemul de ventilare personalizată a fost de 26
°C. Am constatat că introducerea jetului de ventilare personalizată produce o micșorare a panașului termic
de deasupra capului manechinului termic și de asemenea o diminuare a temperaturilor în celulele din
panaș.
Capitolul 4 se ocupă de prezentarea campaniei experimentale realizate în scopul alimentării cu date și a
validării modelului numeric. În prima parte se face o prezentare a nivelului actual al cercetării
experimentale în domeniu și modalitățile de evaluare a acestui tip de sistem de ventilare. Concluziile
studiului ne-au orientat și ne-au folosit la realizarea manechinului termic experimental.
In partea a doua a capitolului ne-am concentrat asupra prezentării metodelor și principiilor de măsură
folosite la realizarea campaniei experimentale. În primă fază am prezentat celula experimentală și
conceperea standului experimental precum și aparatura folosită pentru campaniile de măsurări. Următorul
pas a fost descrierea celor două campanii experimentale și a rezultatelor obținute. Campaniei de
măsurători pentru investigarea curentului convectiv format în jurul corpului manechinului i-a urmat
campania de măsurători pentru grila de introducere a sistemului de ventilare personalizată. Campania
experimentală a urmărit testarea comportamentului grilei de introducere și obținerea unei legi de variație a
debitului de aer în jet. Măsurătorile au arătat că jetul de aer provenit din terminalul de ventilare
personalizată are o tendință ascensională destul de puternică. Astfel am decis amplasarea grilei la nivelul
umerilor.
Capitolul 5 este dedicat sintezei rezultatelor studiului realizat. Studiul a arătat că deși modelele zonale
folosesc discretizări în volume mai mari față de cele ale modelelor CFD utilizate la scară largă pentru
simulare acestor sisteme de ventilare, estimările lor în ceea ce privește profilele de temperaturi în panaș și
în axa centrală sunt apropiate de realitate. În dorința de a vedea comportamentul modelării zonale și față
de modelele CFD, s-a realizat și un model CFD cu aceeași geometrie și aceleași condiții la limită ca și
modelul experimental și cel zonal. Rezultatele au arătat că, în ciuda unei discretizări în volume mai mari,
predicțiile sunt destul de apropiate. În urma comparației, în cazul estimării profilului de temperaturi am
putut observa că modelele CFD realizează o supraestimare a acestora, predicțiile modelelor zonale fiind
mai apropiate de realitate. În cazul profilului de viteză, estimările modelului zonal nu sunt atât de
apropiate de realitate, un motiv posibil fiind dimensiunea celulelor. Modelele zonale nefiind concepute
pentru estimarea punctuală a vitezelor, pentru cunoașterea valorilor medii acestora s-a făcut un calcul
cunoscând valoarea debitelor în interfețe și suprafața intefețelor. În apropierea capului manechinului,
dimensiunea celulei fiind destul de mică 12,5 cm valoarea vitezei este destul de bine estimată de modelul
zonal. Celula superioară având dimensiuni mai mari, viteza în interfața superioară este supraestimată și de
18
asemenea distanța față de capul manechinului la care aceasta se atinge, este supraestimată. În continuare
am realizat și cuplarea în modelul numeric a curentului convectiv din jurul corpului manechinului, cu
jetul de aer din grila de introducere. Rezultatele modelării numerice ne arată o reducere a dimensiunii
panașului datorită perturbației produse de jetul de ventilare personalizată. În perspectivă, se propune o
comparație a acestui model numeric cu unul experimental.
Manuscrisul se termină cu Capitolul 6 care prezintă concluziile generale ale lucrării, perspectivele pe
termen scurt și mediu ale acestui studiu precum și contribuțiile personale ale autoarei.
19
2 Calitatea ambientală și ventilarea
2.1 Corpul uman sursă de căldură
2.1.1 Confortul termic
Deoarece oamenii în prezent își petrec o mare parte a timpului în spații închise( la birou, mijloace de
transport, case) sistemele de ventilare au devenit de o importanță deosebită, ele fiind din ce în ce mai
complexe și mai performante. Atunci când ne gândim la un sistem de ventilare acesta trebuie să
îndeplinească sarcina pentru care a fost în principal creat și anume de a realiza un mediu sănătos și plăcut
în spațiul pentru care este destinat. Altfel spus o atmosferă confortabilă din punct de vedere termic o
calitate corespunzătoare a aerului inhalat. Acești doi factori sunt necesari pentru cazul unei persoane
aflată un timp mai îndelungat într-un anumit mediu. De asemenea o altă condiție este existența unui
echilibru termic, fără solicitarea sistemului termoregulator. Această condiție este necesară dar nu și
suficientă, așa cum a relatat profesorul Fanger. ([3]).
Omul dispune de un sistem termoregulator foarte eficient care va crea o stare de echilibru termic pentru o
paletă largă de condiții și variabile chiar și atunci când nu se ating parametrii de confort termic. Rolul său
este de a menține constantă temperatura interioară a corpului. Într-un mediu constant și la o activitate
metabolică constantă între căldura produsă și cea evacuată de corpul uman există un echilibru, astfel că în
interiorul corpului nu va exista o cantitate de căldură semnificativă înmagazinată. În ceea ce privește
echilibrul termic acesta poate fi definit de următoarea ecuație:
H- Ed – Esw – ERe – L = K = R + C (2.1)
Unde:
H – căldura produsă prin metabolism (W);
Ed – cantitatea de căldură pierdută prin difuzia vaporilor de apă prin piele (W);
Esw – cantitatea de căldură pierdută prin evaporarea transpirației de pe suprafața pielii (W)
Ere - cantitatea de căldură latentă pierdută prin procesul de respirație (W);
L – cantitatea de căldură pierdută prin respirație (procesul uscat) (W);
K – cantitatea de căldură transferată de la piele suprafeței exterioare a hainelor (W)
R – cantitatea de căldură transferată prin radiație prin suprafața exterioară a corpului îmbrăcat (W);
20
C- cantitatea de căldură transferată prin convecție de la suprafața exterioară a îmbrăcat (W);
Ecuația exprimă faptul că fluxul de căldură produs de arderile interne, din care se scad fluxul de căldură
pierdut prin piele, și cel pierdut în urma procesului de respirație este egal cu căldura transferată prin
conducție prin haine și disipată prin suprafața lor și a pielii prin radiație și convecție.
Activitatea metabolică constă în procesul de oxidare a alimentelor. Acest proces este însoțit de degajare
de căldură. Cantitatea de căldură degajată de fiecare individ depinde de tipul activității și de dieta
fiecăruia. Factorii care influențează echilibrul termic rezultă din cuantificarea fluxurilor de căldură
exprimate prin ecuația (2.1) În principal aceștia sunt tipul de activitate, temperatura pielii, nivelul de
transpirație și factorii de mediu. Pentru o persoană, un nivel de activitate, un anumit tip de îmbrăcăminte,
o temperatură ambiantă dată, se va stabiliza o anumită temperatură a corpului/ pielii și o anumită cantitate
de căldură provenită din evaporarea transpirației de pe suprafața pielii astfel încât să fie respectată ecuația
de mai sus. Acest echilibru poate fi menținut într-o plajă largă de variație a diferiților factori dar doar pe
un palier destul de îngust acesta coincide cu menținerea condițiilor de confort termic. Acesta înseamnă că
temperatura pielii și valoarea căldurii pierdute prin evaporarea transpirației trebuie să se situeze între
anumite valori.
În continuare vom prezenta pe scurt cele patru moduri de transfer de căldură implicate în ecuația de
menținere a echilibrului termic.
Cantitatea de căldură pierdută prin difuzia vaporilor de apă la nivelul pielii este proporțională cu diferența
dintre presiunea de saturație a vaporilor de apă la temperatura pielii și presiunea vaporilor de apă din aer,
la temperatura mediului ambiant.
Cantitatea de căldură pierdută prin evaporația transpirației la suprafața pielii împreună cu cantitatea de
căldură pierdută prin difuzia vaporilor de apă sunt extrase de la nivelul pielii, aceste procese controlând
creșterea de temperatură la nivelul corpului. Procesul de difuzie are loc în mod continuu chiar și atunci
când temperatura mediului înconjurător este scăzută, în timp ce procesul de evaporare a transpirației are
loc numai atunci când temperatura mediului înconjurător este mai ridicată sau când se desfășoară o
activitate fizică intensă.
Transferul prin conducție are loc atunci când căldura trece de la părți unde temperatura este mai ridicată
la părți unde temperatura este mai joasă, prin solide sau fluide care nu se află în mișcare. Deoarece
conducția reprezintă doar un mic procent din cantitatea totală de căldură pierdută, aceasta poate fi
neglijată.
Transferul de căldură prin convecție are loc atunci când schimbul se realizează prin intermediul unui fluid
în mișcare. În funcție de cauza de care aceasta este determinată aceasta poate fi convecție liberă
determinată de forțele arhimedice sau convecție forțată determinată de existența unei mișcări relative între
21
corp și aer produsă de un factor mecanic. Odată cu acest transfer de căldură, în jurul corpului, se formează
un curent ascensional de convecție (paragraful 2.1.2) care poate avea un rol foarte important în evaluarea
eficienței . Acest curent poate antrena și transporta particule din zona inferioară a corpului și a încăperii în
partea superioară a acestuia în zona nasului unde acestea pot fi inhalate.
În condiții normale de efort , în care nu există transpirație excesivă, ponderea fiecărui tip de transfer din
cantitatea totală de căldură pierdută este următoarea conform ([4]) ([5]):
-75% din totalul pierderii de căldură de la o persoană o reprezintă căldura sensibilă cu proporții egale
între convecție și radiație.
-25% din totalul pierderii de căldură o reprezintă căldura latentă.
Fluxul de căldură degajat de o ființă umană variază între 100W pentru un nivel de activitate sedentară
până la chiar 1000W în timpul unei activități atletice ([3]). Acest flux se calculează pornind de la
suprafața corpului persoanei. Aceasta poate fi calculată și este în funcție de înălțimea și greutatea
persoanei conform formulei DuBois ([62]):
(2.2)
Unde:
ADu – este suprafața Dubois (m2)
We – este greutatea (kg)
H – este înălțimea (m)
Deși așa cum am relatat anterior, datorită capacității de termoreglare a corpului uman, acesta va ajunge la
un echilibru termic și în situația în care nu se atinge confortul termic totuși atingerea condițiilor de confort
în această epocă în care cea mai mare parte a timpului ne-o petrecem în spații „artificiale” și nu în
mijlocul naturii reprezintă o prioritate pentru spațiile construite. Confortul termic poate fi definit ca fiind
starea în care o persoană se simte „neutru” din punct de vedere termic, nedorind un mediu mai cald sau
mai rece.
În literatură există mai multe studii care leagă senzația de confort de performanță a activității. Deși
studiile nu sunt concludente, totuși acestea au arătat că există o legătură între senzația de rece sau de cald
și scăderea acestei performanțe.
Pornind de la la ecuația de echilibru termic și introducând câteva ipoteze necesare pentru a atinge starea
de confort termic, Fanger ([3]) a găsit factorii care influențează confortul și relația care ii conectează pe
aceștia unii de ceilalți.
Astfel înlocuind în relație, ecuațiile specifice fiecărui tip de transfer termic și divizând la suprafața Dubois
a corpului el a obținut următoarea relație:
22
( ) [
( ) ] [
( ) ]
(
)
( )
( )
[( ) (
) ] ( ) (2.3)
După cum putem vedea mai sus, în ecuație se găsesc toate variabilele care au influență asupra factorilor
de confort. Variabilele fcl și Icl depind de tipul îmbrăcăminții și reprezintă:
Icl – Rcl/0.18, unde Rcl este rezistența între piele și suprafața exterioară a corpului îmbrăcat.
fcl – raportul între suprafața corpului îmbrăcat și suprafața corpului nud.
M, ƞ și v depind de tipul de activitate desfășurat.
Ta, pa, tmrt sunt variabile care depind de mediul înconjurător.
M este rata metabolică
Ƞ - este definită ca fiind eficiența mecanică externă și este definită ca fiind raportul între W/M unde W
este puterea mecanică externă iar M este rata metabolică
Ta este temperatura aerului ambiant
Pa este presiunea vaporilor de apă în mediul ambiant;
Din această formă a ecuației lui Fanger putem deduce care sunt factorii care influențează senzația de
confort:
- nivelul de activitate (cantitatea de căldură produsă de corp)
- rezistența termică a îmbrăcăminții (valoarea în clo);
- temperatura aerului;
- temperatura medie radiantă;
- viteza de mișcare a aerului;
- presiunea vaporilor de apă în aer;
Confortul termic poate fi atins printr-o multitudine de combinații a factorilor mai sus menționați ([3]).
Astfel studiile au demonstrat că este imposibil și incorect să considerăm efectul produs de oricare dintre
acești factori individual, deoarece atunci când vorbim de confort termic discutăm de efectul combinat al
acestor factori asupra corpului omenesc așa cum putem observa în ecuația de mai sus.
Folosind această ecuație putem determina pentru un nivel de activitate și o valoare a izolației hainelor
combinațiile între temperatura ambientală (ta), temperatura medie radiantă (tmr), umiditatea aerului și
viteza relativă (v) pentru realizarea condițiilor de confort termic. Pentru a putea aprecia nivelul de confort
termic într-o încăpere, Fanger pornind de la ecuația de confort și efectuând foarte multe cercetări
experimentale prelucrate statistic a creat scala de apreciere a senzației termice ASHRAE ([6]):
23
Figura 2.1 Scala de evaluare a senzației termice resimțite ASHRAE ([6])
A realizat astfel un model care permite evaluarea senzației termice resimțite de un grup mai mare de
oameni pentru o combinație de variabile cum ar fi: nivelul de activitate, izolația îmbrăcăminții și cele
patru variabile ale mediului ambiant:
( (
) ) [
( ) [
( ) ]
[
( ) ]
( )
( ) [(
) ( ) ] ( )] (2.4)
2.1.2 Panașul termic
Așa cum am putut vedea în prima parte a acestui capitol în jurul corpului uman, datorită diferenței de
temperatură între acesta și mediul înconjurător ia naștere un curent convectiv ascendent. Acest curent este
foarte important pentru evaluarea diferitelor strategii de ventilare deoarece în drumul său ascendent poate
antrena particule și bioefluenți de pe suprafața corpului introducându-le mai apoi în zona respirabilă.
Inițial, acest curent convectiv este laminar la nivelul picioarelor, apoi pe măsură ce urcă devine turbulent
astfel încât partea superioară a corpului este învăluită într-o curgere turbulentă. La nivelul capului și
umerilor acest curent suferă o separare creeându-se zone de recirculație ([4]); ([7]). Apoi curenții de
convecție la nivelul umerilor se unesc deasupra capului cu curentul convectiv care vine de la acesta, dând
naștere la ceea ce se numește în literatură panaș termic. R.P. Clark a investigat curentul convectiv din
jurul corpului uman și al capului cu ajutorul sistemului optic Schlieren. ([8]) în pozițiile culcat pe spate și
în picioare.
Transferul de căldură care are loc între corpul uman și mediul înconjurător în condițiile unui mediu
stagnant este caracterizat de convecția liberă. În cazul acestui tip de transfer viteza aerului în stratul
convectiv din jurul corpului are valori foarte mici. Pentru o izolație a hainelor de 0 clo, viteza în jurul
corpului se situează în jurul valorii de 0,22m/s. Cu cât izolația hainelor crește, viteza va scădea. Astfel
pentru izolația de 0,5clo, viteza are valoare de aproximativ 0,19m/s iar pentru 1 clo – 0.15m/s. De aceea
24
în cazul acestui tip de transfer, observăm că viteza nu este implicată în relațiile de calcul a pierderii de
căldură prin convecție, așa cum este în cazul transferului de căldură prin convecție forțată unde vitezele
au valori mai însemnate și unde coeficientul de transfer de căldură nu depinde de diferența de temperatură
între suprafața pielii și mediul înconjurător ci de valoarea numărului Reynolds și deci implicit de valoarea
vitezei.
În cazul convecției libere coeficientul de transfer de căldură se calculează funcție de valoarea numărului
lui Nusselt:
,
unde hc este coeficientul de transfer convectiv, L= este lungimea caracteristică (m),iar k este
conductivitatea termică a fluidului (W/m2K);
Criteriul adimensional în funcție de care se delimitează mișcarea laminară și turbulentă și care leagă
parametrii implicați este numărul lui Grashof:
(
)( )
(2.5)
Unde:
g – accelerația gravitațională (m/s2);
H – înălțimea corpului (m);
ʋ - viscozitatea cinematică a aerului;
Ta – temperatura aerului ambiant (°K);
Ts – temperatura suprafeței corpului (°K);
Când valoarea numărului lui Grashoff este mai mică decât 2x109 curgerea este laminară, peste valoarea de
1010
curgerea este turbulentă. Palierul aflat între aceste valori este caracterizat de un regim tranzitoriu,
curgerea având și caracteristici laminare și turbulente. Pentru un corp nud plasat într-un mediu stagnant cu
o temperatură de 20°C, în poziție „în picioare” până la 90cm înălțime curgerea este turbulentă devenind
laminară de abia după înălțimea de 150cm ([8]) așa cum putem observa și din Figura 2.2 ([8])
25
Figura 2.2.Variația numărului Grashof cu înălțimea pentru un corp având temperatura medie
33°C, aflat într-un mediu stagnant cu temperatura de 20°C. Zona punctată din jurul corpului
reprezintă curentul convectiv din jurul corpului uman după ([8])
Alături de numărul lui Grashof, un alt criteriu adimensional folosit în caracterizarea fenomenului de
transfer în cazul convecției libere este numărul lui Prandtl.
(2.6)
Unde:
Pr – numărul lui Prandtl;
Cp – căldura specifică a aerului la presiune constantă (W/mK);
μ – vâscozitatea dinamică (kg/ms);
ʋ - vâscozitatea cinematică (m2/s);
α – difuzivitate termică (m2/s);
(2.7)
Cunoscând valoarea coeficientului de transfer convectiv de căldură putem afla fluxul de căldură pierdut
prin transfer convectiv:
26
C=hc*(Ts-Ta) (2.8)
Unde:
C – fluxul convectiv (W/m2);
hc – coeficientul de transfer convectiv (W/m2K);
Ts – temperatura pielii (°K);
Ta – temperatura mediului ambiant (°K);
Astfel în zonele unde gradientul de temperatură este mare, stratul termic convectiv este mai subțire ca
grosime și pierderea de căldură va fi mai mare, în zonele unde stratul convectiv este mai mare ca
dezvoltare, gradientul de temperatură va fi mai mic datorită faptului că temperatura are o distanță mai
mare pe care să coboare de la temperatura pielii la temperatura mediului înconjurător și astfel pierderea de
căldură va fi și ea mai mică. Deci coeficientul de transfer convectiv va varia pe verticală, în cazul
convecției libere datorită dezvoltării stratului termic convectiv din jurul corpului. Murakami ([61]) a
constatat că valorile coeficientului de transfer convectiv de-a lungul corpului pe verticală s-au situat între
2W/m2K în zona capului și 7W/m
2K în zona picioarelor pentru un manechin simulat numeric.
In Figura2.3 putem vedea valorile coeficienților de transfer obținuți de Brohus ([10]) în studiul său
experimental pe un manechin termic.
Figura 2.3. Valorile coeficienților de convecție pentru diferite părți ale corpului după Brohus ([10],
H.Brohus, Personal Exposure to Contaminant Sources in Ventilated Rooms)
27
În tabelele din Figura 2.3 sunt prezentate valorile coeficienților de convecție pe părți ale corpului.
ASHRAE ([11]) propune un coeficient mediu de transfer convectiv având valoarea 4.1W/m2K pentru o
persoană în poziție verticală. De asemenea Nielsen&Pedersen ([12]) au propus o formulă pentru calculul
coeficientului de transfer convectiv de căldură mediu pentru întreaga suprafață a corpului:
( ) (W/m
2°C) (2.9)
În studiul său referitor la transferul de căldură Y.Cengel ([13]) făcând diferite ipoteze simplificatoare a
propus pentru calculul coeficientului de transfer convectiv mediu relația
( ) (2.10)
Relația a fost preluată mai apoi și de Dokka ([14]) în relația propusă de Skaret pentru calculul debitului de
aer din panaș.
Cu această justificare în studiul nostru de modelare numerică am decis adoptarea acestei relații pentru
coeficientul de transfer convectiv, pentru modelarea panașului termic pentru o persoană în poziție șezând,
în funcție de temperatura suprafeței corpului și de cea mediului ambiant precum vom vedea în capitolul
3.
Anterior am arătat cum temperatura internă a corpului este menținută constantă de către sistemul
termoregulator al organismului în funcție de diferite activități desfășurate; totuși în cazul temperaturii
pielii nu se întâmplă același lucru. În cazul unor solicitări, aceasta se schimbă în funcție de mediul
ambiant și este în general diferită pentru diferite părți ale corpului. Astfel temperatura picioarelor așa cum
putem vedea în Figura2.3 are valoarea cea mai mică dintre temperaturile segmentelor corpului, urmează
apoi temperatura mâinilor, a trunchiului, cea mai mare temperatură fiind a capului.
Considerând aceste aspecte, pentru modelul nostru numeric și mai apoi pentru construcția manechinului
experimental, în dorința de a reproduce cât mai exact realitatea am decis și am încercat impunerea unor
temperaturi diferite pe segmente ale corpului, apropiate de aceste valori din literatură. Pentru modelul
experimental temperaturile pe diferite segmente ale corpului au avut urmatoarele valori (campania 2
masuratori):
-cap=35.°C
-trunchi=33.28°C
-coapse=30.86°C
-gambe=29.9°C
28
2.2 Necesarul de aer pentru ventilare
Așa cum am prezentat în introducere unul dintre principalele scopuri ale sistemelor de ventilare este
oferirea unui mediu sănătos, confortabil și din punct de vedere al calității aerului. Studiile realizate până
acum au dezbătut posibilitatea transmiterii pe calea aerului a agenților poluanți și infecțioși. Ventilarea
servește câtorva scopuri precise: asigurării aerului necesar respirației, diluării gazelor contaminante
pentru asigurarea unor doze de expunere acceptabile pe timp scurt, diluării poluanților cum ar fi dioxidul
de carbon,înlăturării mirosurilor și vaporiilor degajați de la substanțe chimice, pentru controlul umidității
deoarece se presupune că aerul exterior are umiditatea mai mică decât cel interior, pentru realizarea unei
circulații corecte a aerului printr-o distribuție potrivită a acestuia ([15]). Pe de altă parte, începând cu anul
1970 când criza energetică a început să-și facă simțită prezența, preocuparea oamenilor de a economisi
energie a devenit din ce în ce mai intensă.
În prezent, cel mai răspândit tip de sistem de ventilare este cel prin amestec, care are ca principiu
amestecarea întregului aer din încăpere cu debite mari de aer proaspăt introdus, pentru obținerea unei
temperaturi omogene și diluarea agenților poluanți și extracția unui debit de aer pentru menținerea
constantă a volumului de aer din încăpere. Deoarece acest sistem presupune diluarea concentrațiilor de
poluanți, el implică întreg volumul încăperii, aceasta traducându-se prin debite mari de aer. Prepararea
unor debite mari de aer pentru aerul destinat ventilării se traduce prin costuri ridicate datorită consumului
de energie necesar la tratarea termodinamică. Un alt sistem de ventilare folosit în prezent este cel prin
deplasare (displacement) care spre deosebire de cel prin amestec are scopul de a împiedica amestecul
aerului introdus cu cel din încăpere, aerul fiind introdus cu viteze foarte mici la temperaturi ușor mai
reduse decât cel din încăpere. Scopul principal al sistemului prin deplasare este preluarea contaminanților
din zona ocupată, gurile de introducere fiind plasate pe pardoseală și transportul aerului încărcat cu
contaminanți în partea de sus a încăperii unde se află gurile de extracție. Totuși atunci când scopul
sistemului nu este acela de a prelua sarcini termice, studiile nu au fost concludente în capacitatea
sistemului prin deplasare de a îndepărta poluanți pasivi cum ar fi compuși volatili organici, poluanți
patogeni din strănut, tuse etc. ([16]), ([17]). Acest sistem poate oferi calitate superioară a aerului interior
și eficiență energetică, dar așa cum am menționat mai devreme riscul de poluare este discutabil deoarece
aerul poate fi poluat până să ajungă să fie inhalat de către ocupanți.
Luând în calcul aceste considerente și dorind ca aerul inhalat de ocupanți să fie cât mai curat cu putință,
Fanger a propus un nou concept de sistem de ventilare, numit ventilare personalizată care are drept țintă
furnizarea de aer proaspăt în zona de inhalare a ocupanților. Sistemul se adresează persoanelor aflate
29
pentru perioade lungi de timp la birou. Scopul acestui sistem este ca ocupantul să inspire aer din miezul
nepoluat al jetului de aer introdus. Astfel concentrația în poluanți a aerului inhalat ar scădea semnificativ.
În ce măsură acest proces ar avea loc depinde de nenumărați factori și aceasta poate fi evaluată printr-un
index de evaluare a expunerii la poluanți pentru terminalul de ventilare personalizată, denumit ƞPER care
reprezintă fracțiunea de aer personalizat din aerul inhalat propus de Niu ([18]). Acest indice are valoarea
1 dacă aerul inhalat este compus în totalitate din aer provenit din ventilare personalizata (PV). Acest
indice este calculat cu formulele prezentate mai jos:
(2.11)
Unde VF,L reprezintă debitul de aer personalizat din debitul de aer inhalat
VL reprezintă debitul de aer inhalat
CL reprezintă concentrația de agent poluant a aerului inhalat
Ca reprezintă concentrația de agent poluant a aerului ambiant
Cf reprezintă concentrația de agent poluant a aerului introdus prin sistemul personalizat
Deoarece sistemul de ventilare personalizată urmărește introducerea aerului cât mai aproape de zona de
inhalare și deoarece eficiența sistemului este mai mare față de celelalte sisteme de ventilare, aceasta se
traduce și printr-o reducere a debitelor de aer introduse, deci printr-un consum mai mic de energie.
Această reducere a debitului de aer proaspăt introdus față de sistemul clasic de ventilare se poate face
funcție de eficiența sistemului de ventilare.
Eficiența terminalului de introducere are drept urmare imediată o creștere a eficienței ventilării și deci o
scădere a consumului energetic. Eficiența ventilării se definește prin următoarea relație:
(2.12)
Unde:
Ci- concentrația de poluant în aerul inhalat (ppm)
Cs- concentrația de poluant în aerul introdus (ppm)
CE- concentrația de poluant în aerul evacuat (ppm)
30
O valoare a eficienței ventilării mai mare de 1 înseamnă ca sistemul de ventilare este mai eficient ca
sistemul de ventilare prin amestec pentru a furniza și a distribui aerul proaspăt. Debitul minim de aer
exterior poate fi redus prin creșterea eficienței ventilării.
Totuși este clar că eficiența ventilării și implicit debitul de aer introdus pentru a obține o valoare cât mai
ridicată a acesteia, depinde de mai mulți factori cum ar fi temperatura de introducere, de tipul gurii de
introducere, de poziția acesteia față de ocupant, de temperatura din încăpere, umiditatea relativă, izolația
îmbrăcăminții. După cum am explicat mai devreme, creșterea eficienței se traduce prin realizarea unei
economii de energie. Trebuie văzut ce debite de aer sunt necesare a obține eficiență maximă a ventilării
cu debite minime de aer proaspăt. Dacă considerăm că scopul sistemului de ventilare personalizată este ca
ocupantul să respire în majoritate aer proaspăt și dacă terminalul de introducere ar reuși să introducă
numai necesarul de aer pentru respirație s-ar obține o eficiență maximă. Se cunoaște că debitul de aer
pentru respirație variază în funcție de activitatea fizică desfășurată. În stare de repaus debitul de aer
respirator se situează în jurul valorii de 6l/min pentru o persoană adultă, putând ajunge până la 90-
120l/min la efort deosebit. Pornind de la aceste considerații și știind că sistemul de ventilare personalizată
este destinat celor care-și petrec cea mai mare parte a timpului așezați la birou, deci în condiții de muncă
ușoară, debitele de aer testate în studiile din literatură pornesc de la valoarea minimă necesară respirației,
până la valori mai mari cum ar fi 10l/s sau 15l/s și chiar superioare, variind într-o plajă destul de mare
pentru a obține un sistem de ventilare eficient, în funcție de factorii mai sus amintiți.
Astfel Melikov ([19]) în studiul său a obținut o valoare maximă a indicelui (eficacitatea expunerii la
sistemul PV) și anume 0.6 pentru un debit de 15l/s, pentru grila cu difuzie de birou (traiectoria jetului
fiind în sus către fața ocupantului) și 0,75 pentru terminalul amplasat deasupra monitorului și pentru un
debit de 21 l/s care suflă aerul orizontal la nivelul feței. După cum putem vedea, nici pentru această
valoare destul de importantă a debitului, aerul inhalat nu a putut fi compus 100% din aer proaspăt pentru
această configurație. Astfel putem vedea că în funcție de tipul de terminal de aer pentru PV, de
amplasarea lui, eficiența terminalului va căpăta diferite valori. J.W.Kwam ([20]) a evaluat un sistem de
ventilare personalizată în condițiile în care în amonte de difuzorul de introducere era montat un ventilator
pe tubulatură. Pentru un debit introdus de 10 l/s la temperatura de 23°C, în condițiile unei temperaturi
ambientale de 26°C el a cuantificat influența poziționarii gurii de introducere, asupra eficacității
expunerii. Astfel dispunerile grilei în fața manechinului la distanța de 33cm și 54 cm, precum și
poziționarea ei în lateral la 33cm, au crescut eficiența terminalului de ventilare personalizată, reducând
puterea curentului convectiv din jurul corpului și permițând pătrunderea jetului de ventilare personalizată
reducând cantitatea de bioefluenți preluați de la nivelul pardoselii.
31
Folosind un sistem ventilare personalizată inclus în tetiera scaunului, Melikov ([21]) evaluează eficiența
terminalului în condiții de jet izoterm pentru diferite temperaturi ale mediului 20°C, 23°C și 26°C.
Eficacitatea a fost testată pentru diverse valori ale debitelor introduse 7l/s; 8l/s; 9l/s și 10 l/s. Astfel pentru
o temperatură a încăperii de 26°C eficacitatea terminalului a fost ridicată înregistrând valori de peste
80%; De altfel valorile au fost destul de apropieate pentru toate debitele de încercare.
După cum putem vedea chiar pentru valori ale debitelor destul de mari eficacitatea a fost sub 100%. În
literatură există și studii efectuate cu debite de introducere mai mici. Niu ([18]) a realizat un studiu pentru
un sistem de ventilare personalizată înglobat într-un scaun, un sistem pe care el l-a considerat utilizabil
pentru teatre, săli de cinema, avioane și birouri, efectuând o serie de teste pe subiecți umani și evaluând
nivelul de confort al sistemului, pentru diferite terminale de introducere a aerului ( peste 8 ATD), pentru
diverse debite si diverse temperaturi de introducere. Concluzia lui a fost că până la 80% din aerul inhalat
poate fi aer proaspăt introdus prin ventilația personalizată, la un debit de aer furnizat, mai mic de 3l/s. În
aceași gamă de debite introduse s-a situat și Khalifa (23) care testând un terminal de introducere a aerului
pentru sistemul de ventilare personalizată a obținut o valoare a eficienței ventilării în zona de inhalare de
aproape 0.7 pentru un debit de introducere de 2,4 l/s.
In demersul nostru bibliografic am urmărit găsirea valorilor cele mai potrivite ale debitelor pentru acest
sistem de ventilare. Observăm că nu există o valoare certă pentru debitele de aer introduse astfel încât
sistemul să aibă eficiență maximă. Din studiile prezentate observăm ca debitele testate au valori de la cele
mai mici ( cca 2,5l/s) la cele mai mari 10l/s eficiența fiind diferită în funcție de temperatura aerului din
încăpere care se dovedește a fi foarte importantă, de tipul de difuzor de aer, de poziția acestuia, neputând
găsi un tipar. Totuși pare că în această multitudine de necunoscute și de factori care sunt dependenți unii
de alții, putem concluziona că o diferență mai mică dintre temperatura ocupantului și a încăperii
favorizează penetrarea jetului de aer personalizat.
2.3 Consumul de energie pentru ventilare
Așa cum am arătat la paragraful precedent, sistemul de ventilare prin amestec implică costuri destul de
importante datorate debitelor mari de aer introduse. Potențialul de economisire a ventilării personalizate,
provine în principal din introducerea unor debite de aer reduse, datorită eficienței crescute de ventilare.
De asemenea alte două posibile strategii conduc la micșorarea consumului de enregie. Prima dintre
acestea este creșterea temperaturii din încăpere, în condițiile aceluiași confort, față de sistemul clasic de
ventilare, deoarece sistemul de ventilație creează un mediu controlat în imediata apropiere a corpului .A
doua strategie provine din faptul că furnizarea aerului prin sistemul de ventilare personalizată se va face
32
doar atunci când ocupanții sunt la birouri. Astfel, economia de energie va putea fi realizată dacă sistemul
ar fi oprit automat atunci când ocupanții nu se află la posturile lor.
Considerând aceste trei strategii de economisire a energiei pentru sistemul de ventilare personalizată, am
decis realizarea unui studiu care să evalueze consumul de energie pentru sistemul de ventilare
personalizată și pentru sistemul de ventilare clasic.
In acest paragraf, vom prezenta acest studiu realizat pe un model nodal (care va fi aprofudat la capitolul 3
al manuscrisului) –pentru o sală de clasă aflată într-o școală din București. Simulările pentru acest model
monozonă au fost făcute cu ajutorul programului SPARK.
Scopul a fost estimarea consumului energetic al sistemului de ventilare clasic și al sistemului de ventilare
personalizată pentru diferite valori ale debitelor de aer introduse, precum și pentru diverse scenarii ale
temperaturii de introducere.
2.3.1 Descrierea localului
Localul pe care am ales sa-l modelăm este o sală de clasă (Figura 2.4) cu dimensiunile 6.4x8.1m (51.84
mp). Pentru fișierul meteo utilizat datele au fost luate din programul meteonorm ASHRAE ([11]).
Perioada de studiu se întinde pe parcursul a trei luni aprilie, mai si iunie.
Sala de clasă are o înălțime de 3,5 m. Am considerat ca pereții Vest si Sud si plafonul sunt elemente
exterioare; iar ceilalți pereți și pardoseala sunt considerate elemente interioare în contact cu spații
climatizate având o temperatură de 24 °C. Peretele Sud am considerat ca este un perete cortină alcătuit
dintr-un geam dublu care lasă sa treacă 40% din radiația solară.
Pardoseala este constituită din 18 cm beton, 10 cm polistiren si 7 cm șapă din beton.
Plafonul este compus din 10 cm polistiren, 18 cm beton și 2 cm tencuială interioară.
Peretele Vest este alcătuit din 18 cm cărămidă, 7 cm polistiren la partea exterioară.
Pereții interiori sunt constituiți din 15 cm cărămidă cu tencuială de 2 cm la partea interioară și la partea
exterioară.
33
Figura 2.4 Geometria salii de clasă modelată
2.3.2 Scenariul de ocupare și sarcinile interioare
Localul este ocupat de 31 de persoane de la ora 8.00 până la ora 18.00, cinci zile pe săptămână. Pentru
fiecare oră am considerat că există 8 minute de pauză. Pe parcursul pauzei, în lunile aprilie și mai, rămân
15 persoane în clasă iar în luna iunie doar 8 persoane.
In ceea ce privește infiltrațiile, acestea depind de presiunea existentă în interiorul localului. Am considerat
0.8 V/h când sistemul de ventilare nu funcționează și 0,4 V/h când sistemul de ventilare funcționează.
Iluminatul este în funcțiune între orele 08.00 si 10.00 în lunile aprilie și mai și am considerat o sarcină de
15 W/m2)
34
Figura 2.5 prezintă variația surselor de căldură sensibilă datorată gradului de ocupare și iluminatului
(pentru lunile aprilie și mai).
Figura 2.5 Variația sursei de căldura în interiorul localului pentru lunile aprilie si mai
2.3.3 Descrierea sistemului de ventilare
Am decis să comparăm două sisteme de ventilare:
sistemul de ventilare clasic, considerat simplu flux, pentru care debitul introdus este de 7l/s.
persoană conform Normativului I13 ([23], Normativ pentru proiectarea, executarea și exploatarea
instalațiilor de ventilare ș climatizare I5/2010); Acest sistem funcționează în fiecare zi de la ora
8.00 la ora 19.00 cu excepția week-end-ului.
Un sistem de ventilare personalizată, cu debit variabil ajustat în funcție de gradul de ocupare.
În ambele situații aerul introdus este tratat într-o centrală de ventilare și se reglează temperatura
de introducere corespunzător diferitelor scenarii adoptate ( vezi paragraf 2.3.6).
Nu există ventilare mecanică iar extracția aerului se efectuează prin neetanșeitățile localului.
In ambele cazuri temperatura interioară a localului fluctuează liber fără a fi reglată în vreo formă.
35
2.3.4 Programul de simulare
Pentru simulări am ales mediul de simulare SPARK dezvoltat în colaborare cu Simulation Research
Group (SRG) de la Laboratorul Lawrence Berkeley (California, USA). Acest mediu de simulare
realizează implementarea modelelor matematice sub forma ecuațiilor furnizate de utilizator, rezolvă
sistemul de ecuații pe bază unui algoritm de rezolvare propriu și afișează rezultatele obținute. ([24]).
Pentru modelarea sălii de clasă am utilizat metoda nodală care presupune că amestecul din încăpere este
total omogen, caracterizat prin aceeași presiune, temperatură și umiditate. Modelul nodal (monozonă, caz
particular al metodei zonale ) presupune utilizarea:
-ecuațiilor de conservare a masei pentru aerul interior și umiditate
-ecuații de bilanț termic pentru mediul ambiant ;( descrise la capitolul 3 la descrierea modelului zonal,
metoda nodală sau monozonă fiind un caz particular al metodei zonale),
-ecuațiile transferului de căldură conductiv în pereți și relații care descriu schimburile convective între
aerul din încăpere și pereți precum și schimburile prin radiație între pereți.
Modele de transfer termic
Modelul de transfer conductiv prin pereți
Modelarea fenomenelor conductive în regim dinamic în pereți este realizată cu ajutorul metodei
volumelor finite. Peretele este discretizat în n elemente. Scriem ecuația căldurii în fiecare element:
(2.13)
Pentru cazul nostru peretele este discretizat în 4 straturi „ i ‘´de grosime ei, (Figura 2.6) iar scrierea
bilanțului energetic ne prezintă 4 ecuații cu 10 necunoscute ( 4 temperaturi corespunzătoare fiecărui strat,
3 fluxuri între straturi și două temperaturi ale suprafețelor). La interfața între straturi se folosesc relațiile
de continuitate a fluxurilor.
Schema de discretizare temporală este de tip implicit, luând în calcul 4 valori precedente ale temperaturii.
Condițiile la limită ale problemei sunt de gradul 3. In urma discretizării prin metoda volumelor finite,
modelul de transfer conductiv la perete se limitează la un sistem de ecuații algebrice și diferențiale.
36
Figura 2.6 Schema de discretizare a peretelui după ([24])
Modelul de transfer convectiv la perete
Fluxul convectiv schimbat între aer și perete este determinat cu relația urmatoare:
Φconv i-u = hcu Su (Ti – Tsu) (2.14)
Unde hcu este coeficientul de schimb convectiv în direcția „u” , considerat constant.
Tsu este temperatura suprafeței de orientare „u”
Ti este temperatura aerului în zona „i”
Modelul de transfer radiativ
In ceea ce privește transferul prin radiație distingem transferul pentru lungimi mari de undă (GLO) și
transferul pentru lungimi mici de undă (CLO). Fluxul de căldură radiativ schimbat de o suprafață oarecare
Φrad poate fi exprimat prin formula:
Φrad = Φray, GLO + Φray, CLO (2.15)
37
In calcul am folosit metoda temperaturii medii radiante utilizată pe scară largă în modelarea nodală pentru
calculul schimburilor radiative interne.
Model de transfer radiativ exterior
Figura 2.7 prezintă mecanismele de transfer radiativ CLO si GLO între suprafața exterioară a casei și
mediul exterior.
Figura 2.7 Mecanismele de transfer radiativ extern ale modelului nostru după ([23])
Fluxul radiativ de lungime scurtă de undă absorbit de o suprafața expusă mediului exterior vine în
principal de la soare. El este evaluat prin suma fluxurilor difuze, directe și reflectate de sol.
Φ”
CLO=Φ”
r,D + Φ”r,d+Φ
”r,R (2.16)
unde :
Φ”r,D este densitatea fluxului radiativ direct (W.m
-2)
Φ”r,d este densitatea fluxului radiativ difuz (W.m
-2)
Φ”r,R este densitatea fluxului radiativ reflectat (W.m
-2)
38
Modelul de transfer radiativ interior
Suprafețele interioare primesc radiație de lungime scurtă de undă provenind de la soare și transmisă prin
ferestre sau de la sursele interne (iluminat) așa cum este indicat în Figura 2.8
Figura 2.8 Modelul de radiație cu lungime scurtă de undă într-un local (la stânga) și modelul de
radiatie cu lungime mare de undă într-un local (dreapta).
In ceea ce priveste radiația cu lungime scurtă de undă transmisă prin pereții vitrați, aceasta este repartizată
de manieră uniformă pe planșeu. O parte, 60% din acest flux, este absorbită iar restul este reflectat către
ceilalți pereți de manieră difuză proporțional cu suprafețele.
Fluxul radiativ între un perete cu suprafața ’’i’’ și alți pereți este calculat cu relația:
Φint
rad, GL= hrm,iSi(TSi-Trm) (2.17)
Unde
Si : aria suprafetei interioare m2 ;
TS i : temperatura suprafetei interioare (K) ;
Temperatura medie radiantă Trm este scrisă sub forma :
∑
∑
(2.18)
39
Coeficientul de transfer radiativ asociat, este scris sub forma:
hrm= 4εσ0T3rm (2.19)
Modelul ambianței
Considerăm o încăpere cu 6 fațete precum în Figura 2.9. Pentru modelarea ambianței interioare,
presupunem că aerul se comportă ca un gaz perfect cu proprietăți uniforme. Temperatura și umiditatea
interioară sunt determinate utilizând bilanțuri de masă și energie.
Figura 2.9 Reprezentarea unei zone
Bilanț masic aer uscat în interiorul localului:
Suma debitelor masice care intră și ies din local este 0.
∑ (2.20)
(2.21)
Bilanțul masic de vapori de apă în interiorul localului
Variația temporală a masei volumice a vaporilor de apă este egală cu suma debitelor masice a vaporilor de
apă proveniți din localurile adiacente sau din exterior sau de la sursele interioare de vapori de apă.
(2.22)
40
În modelul tratat nu s-au luat în calcul surse de umiditate și prin urmare nu a fost activată sursa de bilanț
masic de vapori.
Ecuația de conservare a energiei:
Variația temperaturii este calculată pe baza bilațului de căldură, luând în considerare fluxurile provenind
din exterior și de la sursele interioare de căldură sensibilă. (Φsursa). Aceasta ecuație se scrie:
( )
(2.23)
Unde I este inerția termică a zonei. In această relație nu s-au luat în considerare fluxurile de căldură
est,nord, jos deoarece nu existau diferențe de temperatură între local și încăperile adiacente. Toate
semnele din relațiile 2.21; 2.22; 2.23 au fost considerate conform convenției de semne corespunzător
figurii 2.9.
2.3.5 Cazurile simulate
Am comparat cele două sisteme de ventilare, clasic și personalizat din punct de vedere energetic și al
confortului termic.
Pentru sistemul de ventilare clasic (VC), debitul de aer introdus a fost calculat conform normativului de
ventilare I5 considerând debitele de aer proaspăt pentru o persoană ca având valorile de 25m3/h și 30m
3/h
pentru categoria de ambianță II de clădire. Pentru întreaga încăpere au rezultat din calcul două valori ale
debitului de aer introdus 840 mc/h si 995 mc/h. Temperatura de introducere variază considerând un prag
minimal de 18°C și un prag maxim fixat la 18°C, 20°C 22°C sau 24°C. (8 cazuri în total )
Pentru sistemul de ventilare personalizată (VP) sunt simulate șapte situații pentru care debitele de
introducere sunt pentru fiecare persoană 2,5 l/s; 4l/s; 5,5l/s; 6,5l/s; 7l/s; 8l/s si 10 l/s. Intrucât sistemul
introduce aer la o distanță mică față de ocupant, vom avea mai multe restricții pentru temperatura aerului
introdus. Aceasta variază între un prag minimal de 20°C și o temperatură maximă care este fixată la 22°C,
24°C sau 26°C. (aerul exterior va fi încălzit sau răcit). In total au fost studiate 21 cazuri.
Pentru fiecare caz sunt calculați 3 parametrii:
Consumul energetic HC pentru încălzirea aerului introdus (dacă este cazul) pentru a atinge
temperatura minimală.
Consumul energetic CC pentru a răci aerul exterior la temperatura de introducere maximală.
41
Frecvența cumulată a diferențelor de temperatură care caracterizează confortul în interiorul
localului. Ea este definită prin relația (2.24):
∑ ( ( ) ) ( ) [°C h] (2.24)
Tref este o temperatura de referință considerată ; Aceste valori sunt considerate ca limite extreme ale
confortului termic (28°C pentru ventilatia clasică si 30°C pentru ventilația personalizată).
δ(Ti) este simbolul lui Kronecker, δ(Ti) = 1 daca Ti > Tref altfel δ(Ti) = 0 dacă Ti <= Tref .
Această frecvență cumulată contabilizează practic numărul de grade-ore de inconfort termic. O valoare
mai mică a frecvenței are semnificația unui grad de confort mai ridicat. Simularile au fost făcute pentru
lunile aprilie, mai si iunie. Luna aprilie a fost considerată pentru inițializarea procesului iterativ,
rezultatele obținute sunt pentru lunile mai și iunie .
2.3.6 Rezultatele obținute
In tabelele 1 și 2 sunt date valorile consumurilor de energie și a gradelor oră
Tabel 1 – Rezultatele pentru sistemul de ventilare clasică (VC)
233l/s VC_24°C_0.28kg/s VC_22°C_0.28kg/s VC_20°C_0.28kg/s VC_18°C_0.28kg/s
HC (kWh) 88,76 88,76 88,76 88,76
CC (kWh) 182,94 312,802 498,261 755,84
FC (°Ore) 314,6 196,967 91,74 27,53
VC_24°C_0.33kg/s VC_22°C_0,33kg/s VC_20°C_0,33kg/s VC_18°C_0,33kg/s
HC (kWh) 104,93 104,93 104,93 104,93
CC (kWh) 216,26 369,77 589,01 893,521
FC (°Ore) 239,853 123,99 38,983 6,58
Tabel 2- Rezultatele pentru sistemul de ventilare personalizată
VP_2,5l/s_22C VP_2,5l/s_24C VP_2,5l/s_26C
HC (kWh) 47,857 47,857 47,857
CC (kWh) 93,962 54,36 28,72
FC (º Ore) 295,745 332,671 359,087
42
VP_4l/s_22C VP_4l/s_24C VP_4l/s_26C
HC (kWh) 76,182 76,182 76,182
CC (kWh) 149,57 86,54 45,72
FC (º Ore) 181,99 228,48 265,092
VP_5,5l/s_22C VP_5,5l/s _24C VP_5,5l/s _26C
HC(kWh) 104,99 104,99 104,99
CC (kWh) 206,140 119,273 63,0144
FC (º Ore) 104,008 153,424 196,331
VP_6,5l/s_22C VP_6,5l/s _24C VP_6,5l/s _26C
HC (kWh) 124,03 124,03 124,03
CC (kWh) 243,53 140,508 74,444
FC (º Ore) 67,95 115,891 161,330
VP_7l/s_22C VP_7l/s _24C VP_7l/s _26C
HC (kWh) 133,8 133,8 133,8
CC (kWh) 262,69 151,74 80,30
FC (º Ore) 53,63 99,84 145,668
VP_8l/s_22C VP_8l/s _24C VP_8l/s _26C
HC (kWh) 152,84 152,84 152,84
CC (kWh) 300,03 173,59 91,71
FC (º Ore) 32,49 72,53 119,09
VP_10l/s_22C VP_10l/s _24C VP_10l/s _26C
HC (kWh) 191,42 191,42 191,42
CC (kWh) 375,85 217,467 114,893
FC (º Ore) 10,88 35,89 78,19
43
Pentru a putea fi mai bine interpretate, aceste rezultate au fost reprezentate în Figura 2.10 și Figura 2.11
a)
b)
Figura 2.10 Consumul energetic necesar pentru a răci aerul introdus în funcție de debitul de aer și
temperatura maximă de introducere pentru ventilatia clasică (CV)(a) ventilația personalizată
(PV)(b)
Figura 2.10 arată consumul energetic (CC) necesar pentru răcirea aerului pentru ambele sisteme – clasic și
personalizat în funcție de debitul de aer și temperatura de introducere maximală. Putem observa pentru
ambele cazuri că dacă debitul crește cu atât crește și consumul energetic și cu cât temperatura de
0
200
400
600
800
1,000
18 20 22 24
En
erg
ia n
eces
ară
ră
ciri
i
(kW
h)
Temperatură (°C)
6.94 l/s
8.94 l/s
0
50
100
150
200
250
300
350
400
2 4 6 8 10
En
erg
ia n
ecesa
ră r
ăci
rii
(kW
h)
Debit aer (l/s)
T max=22 C
T max=24 C
T max=26C
44
introducere crește cu atât consumul diminuează. Pentru sistemul clasic de ventilare și debitul de 25
m3/h.pers energia consumată variază între 182.9 kWh și 755.8 kWh când temperatura este coborată de la
24 la 18°C. Creșterea debitului de aer de la 25 la 30 m3/h și pers crește consumul energetic cu până la
18%. In cazul ventilării personalizate pentru aceleași debite de aer consumul variază între 80.3 kWh si
262.7 kWh pentru o temperatură maximală între 26 si 22°C. Deoarece aerul în acest caz este introdus la
distanțe între 30 si 50 cm de ocupant temperatura de 18°C nu poate fi utilizată. O creștere a temperaturii
cu 2°C, poate scădea consumul de energie pentru răcire cu până la 50%.
Figura 2.11 prezintă consumul de energie pentru încălzire (HC) pentru cele două sisteme de ventilație
clasică și ventilare personalizată. Se observă că acest consum energetic crește odată cu creșterea
debitului de aer.
a)
b)
Figura 2.11 Consumul de energie necesar încălzirii aerului introdus pentru PV (a) si VC( b)
0
50
100
150
200
250
0 5 10 15
En
ergie
nec
esară
încă
lzir
ii (
kW
h)
Debit aer (l/s)
22 C; 24 C; 26C
84
88
92
96
100
104
108
18 20 22 24
En
ergia
nec
esară
încă
lzir
ii(k
Wh
)
Temperatură(°C)
6.94 l/s 8,33 l/s
45
a)
b)
Figura 2.12 Variația frecvenței cumulate (FC) pentru ambele sisteme de ventilație clasic (CV-b) și
personalizat (PV- a)
Figura 2.12 prezintă variația frecvenței cumulate pentru ambele sisteme de ventilare – clasic și
personalizat-pentru diferite valori ale debitului de aer introdus și pentru diferite valori maximale ale
temperaturii de introducere. Valorile crescute ale debitelor de aer introduse și temperaturile de introducere
0
100
200
300
400
0 5 10 15
Fre
cven
ța c
um
ula
tă(g
rad
-oră
)
Debit (l/s)
T max=22 C
T max=24 C
T max=26 C
0
50
100
150
200
250
300
350
18 20 22 24
Fre
cven
tța c
um
ula
tă (
gra
d-o
ră)
Temperatură (°C)
6.94 l/s
8.94 l/s
46
cât mai mici conduc la valori scazute ale frecvenței cumulate, indicând că temperatura în interiorul
localului nu depăsește cu mult temperatura maximă impusă și nivelul confortului termic este ameliorat.
În cazul ventilației clasice valorile frecvenței cumulate sunt ridicate, acestea fiind acceptabile doar pentru
valoarea temperaturii de introducere de 18°C (pentru ambele valori ale debitului de aer) și pentru valoarea
temperaturii de 20°C si debitul de aer introdus de 30 m3/h/persoană.
In cazul ventilării personalizate valorile optime ale frecvenței cumulate se înregistrează pentru
temperaturi de introducere maximale de 22°C si debite de aer de peste 6l/s.
Figura 2.13 prezintă variația temperaturii în interiorul localului pentru saptămâna cu temperaturile cele
mai ridicate din luna iunie, pentru sistemul de ventilare clasic și diferite temperaturi de introducere a
aerului în încăpere.
Figura 2.13 Variatia temperaturii interioare pentru diferite temperaturi de introducere
Pentru o temperatură de introducere de 24°C a aerului suflat, temperatura interioară este superioară
temperaturii de 28°C pentru întreaga saptămână atingând chiar valori de 32,2°C. Frecvența cumulată are
în acest caz valoarea de 315(grad -ore). Atunci când valoarea temperaturii de introducere este 18°C
temperatura maximă în interior are valoarea de 29,4°C iar frecvența cumulată are valoarea de 27,5.(
(°ore).
În intervalul considerat energia consumată pentru răcire variază între 183 kWh si 755.8 KWh. Acestor
valori trebuie adaugată valoarea de 88.8 kWh (HC) necesară pentru încălzirea aerului atunci când
temperatura exterioară este sub valoarea de 18°C.
22
24
26
28
30
32
34
36
6.80E+06 6.90E+06 7.00E+06 7.10E+06 7.20E+06 7.30E+06
Tem
per
atu
ă(°
C)
Timp (secunde)
VC_24C_028
VC_22C_028
VC_20C_028
VC_18C_028
47
Când comparăm consumul de energie pentru același debit de aer și aceeași temperatură maximală de
introducere (25 m 3/h si 24°C) pentru ambele sisteme de ventilare se observă că energia necesară răcirii
este mai mică pentru ventilarea personalizată față de sistemul de ventilare clasic (151,74 kWh față de
182,94 kWh). Economia de energie este de aprox 20 %. Aceeași valoare o găsim pentru aceeași valoare a
debitului dar pentru o temperatură maximală de 22°C.
Pentru consumul de energie necesar încălzirii situația se schimbă. Valoarea consumului pentru ventilația
personalizată este 133,8 kWh și pentru ventilația clasică este de 88,76 kWh. Diferența provine din faptul
că pentru sistemul de ventilare personalizată temperatura minimă de introducere nu poate scădea sub
valoarea de 20°C, în timp ce pentru sistemul tradițional această valoare a temperaturii poate ajunge la
18°C. Aceste rezultate confirmă concluziile lui Schiavon și anume că ventilatia personalizată este
potrivita pentru climatele calde si nu pentru climatele reci unde consumul de energie necesar încălzirii
aerului este mai mare decât pentru cazul ventilării clasice.
Aceste studii au arătat că datorită creșterii eficienței sistemului de ventilare personalizată [11] putem
reduce debitele de aer introduse. In același timp sistemul de ventilare personalizată este bazat pe formarea
unui climat în jurul persoanei. În aceste condiții creșterea temperaturii ambientale transpusă prin
frecvența cumulată poate să aibă o importanța mică deoarece putem ridica limita temperaturii interioare în
încăpere. Trebuie de asemenea să studiem care ar fi temperatura de introducere potrivită pentru sistemul
de ventilare personalizată pentru a putea evalua condițiile de confort ale persoanei. Doar cunoscând toate
aceste necunoscute putem evalua în cunostință de cauză consumul energetic al sistemului de ventilare
personalizată raportat la sistemul de ventilare clasic.
Atunci când condițiile exterioare au impus doar necesitatea răcirii aerului și când sistemul ventilării
personalizate a introdus un aer cu 22°C, și un debit de introducere de 7l/s energia totală consumată se
poate reduce de la 844kWh la 430 kWh, atunci când sistemul folosit este cel al ventilării personalizate cu
o temperatură de introducere de 22°C pentru un debit de introducere de 7 l/s/pers. Deci putem avea o
reducere a consumului de energie de până la 49%.
În următoarea parte a studiului nostru am dorit realizarea unui studiu parametric pentru a putea vedea
influența variației diferiților parametrii ai modelului asupra rezultatelor. Analiza va fi făcută față de cazul
de referință de 8l/s și o temperatură de introducere maximă de 24°C, temperatura minimă 20°C
48
Figura 2.14 Temperatura de introducere a aerului prin sistemul PV în funcție de temperatura
aerului din exterior
Primul parametru pe care am decis să-l variem a fost numărul de ocupanți din încăpere
Numărul de ocupanți prezenți în încăpere
Deoarece vorbim de un sistem de ventilare, numărul de ocupanți prezenți în încăpere va avea un impact
imediat asupra consumului de energie. Am decis varierea numărului de ocupanți cu un procent de ±20%
față de cazul de referință. Rezultatele obținute se regăsesc în tabelul 1
Așa cum putem vedea atunci când numărul de ocupanți crește de la 31 de persoane la 37 persoane,
consumul de energie va crește cu aproximativ 18.36%. Dacă numarul de persoane prezente în încăpere
scade la 24 persoane, consumul va scădea și el cu aproximativ 18%. Este de asemenea important să
vedem influența frecvenței cumulate care ne oferă un indiciu asupra condițiilor din încăpere. Valoarea
acesteia ne oferă o idee asupra condițiilor de confort din interiorul încăperii. Valoarea frecvenței cumulate
scade atunci când numărul de ocupanți din încăpere crește și prezintă o ușoară creștere atunci când
numărul de ocupanți scade. Aceasta se datorează faptului că atunci când gradul de ocupație crește
cantitatea de aer proaspăt introdusă în încăpere suferă și ea o creștere și temperatura medie scade ușor,
astfel încât valoarea frecvenței cumulate va diminua cu cca 2%. Pentru cazul în care în încăpere se află 25
de persoane, putem remarca că tendința de creștere a frecvenței cumulate nu urmărește același tipar ca și,
consumul de energie pentru răcire sau încălzire. Procentul de creștere este de aproximativ 7,5%.
49
Coeficientul de umbrire
Al doilea parametru a cărei influență am dorit să o urmărim a fost coeficientul de umbrire pentru fațada
sudică.
Din nou am decis un procent de variație de ±20 %. Valorile rezultatelor prezente în tabelul .1.ne arată că
pentru același debit de aer introdus, coeficientul de umbrire are o influență destul de mare asupra
temperaturii aerului interior și a frecvenței cumulate. Creșterea valorii coeficientului de umbrire cu 20%
ne oferă o variație a frecvenței cumulate de 12,2 (grad - ore) ceea ce reprezintă o scădere cu 81%.
Scăderea coeficientului de umbrire cu 20% ne oferă o valoare a frecvenței cumulate de 175,84. Aceasta
înseamnă că frecvența cumulată are o creștere de cca 150%.
Izolația acoperișului
În simulările făcute așa cum putem observa în tabelul de mai jos, izolația a fost modificată cu ±20%.
Valoarea grosimii izolației acoperișului are importanță redusă asupra frecvenței cumulate. Variația este
destul de redusă în comparație cu cazul de referință (4.89% pentru o scădere cu 20% a izolației plafonului
și 6.99% pentru o creștere cu același procent. Creșterea izolației, determină păstrarea temperaturii în
interiorul încăperii, nepermițând o evacuare rapidă a acesteia, în consecință temperatura va înregistra o
creștere ușoară.
Parametrii
Consum pentru
încălzire
(kWh)
Consum pentru răcire
(kWh)
Frecvența cumulată
(° Ore)
Caz de referință
24°C, 8l/s
153.1 174 64.5
Ocupanți +20% 181.1 205.95 63.193
Ocupanți -20% 125 141.88 69.33
Radiația solară
+20% 153.1
174 175.84
Radiația solară -
20% 153.1
174 12.2
Grosimea izolației
+20%
153.1
174 67.5
Grosimea izolației
-20%
153.1
174 60.6
Tabel 1 Impactul variaței diferiților parametrii asupra consumului și frecvenței cumulate
50
2.3.7 Concluzii
In acest studiu a fost analizat consumul de energie pentru două sisteme de ventilare : sistemul clasic de
ventilare și sistemul de ventilare personalizată. Sistemul este folosit pentru introducerea aerului proaspăt
pentru o sală de clasă din București. Ambele sisteme au fost modelate folosind mediul de simulare
SPARK. Simulările au avut drept scop evaluarea consumului energetic și a condițiilor de confort .
Rezultatele au arătat că în comparație cu sistemul de ventilare clasic sistemul de ventilare personalizată
poate reduce consumul de energie cu până la 49%.
51
3 Modelarea numerică
În acest capitol ne-am ocupat de realizarea modelului numeric pentru un sistem de ventilare personalizată.
Studiile publicate se bazează pe modelarea sistemului de ventilare personalizată prin studii cu modele
numerice CFD bazate pe legile mecanicii fluidelor. Modelele numerice CFD sunt modele complexe care
presupun timpi îndelungați de simulare, folosind discretizări foarte fine. Urmărind reducerea timpului de
simulare studiul nostru a abordat o modelare bazată pe volume mai mari de discretizare a volumului.
Scopul studiului nostru a fost testarea capacității modelelor zonale de a evalua distribuția de temperaturi
și viteze într-o încăpere în care se află un manechin termic. Manechinul realizat este o reprezentare
geometrică simplificată a unei persoane în poziție șezândă. Fenomenologia curgerii pentru acest tip de
sistem de ventilare este foarte complexă. După cum am putut vedea în capitolele anterioare, un rol foarte
important pentru acest tip de ventilare îl are curentul convectiv format în jurul corpului datorită diferenței
de temperatură între temperatura suprafeței acestuia și temperatura mediului înconjurător. Jetul provenit
din sistemul de ventilare personalizată trebuie să penetreze acest curent convectiv denumit în literatură și
panaș termic pentru ca aerul inhalat de ocupant să fie alcătuit în majoritate din aer proaspăt provenit din
sistemul PV. Cunoscând acestea, primul pas în demersul nostru de modelare numerică a fost modelarea
numerică a curentului convectiv din jurul și de deasupra corpului ocupantului. Reprezentarea sa în
modelarea numerică s-a dovedit un demers destul de anevoios și îndelungat deoarece fenomenologia
acestei curgeri este destul de complexă, lucru descoperit pe măsură ce modelul tot avansa și continuând
apoi cu modelul experimental.
Deoarece așa cum vom vedea în paragraful destinat modelelor zonale, reprezentarea zonelor de jet sau
panaș termic trebuie făcută cu ajutorul unor legi de variație speciale, primul pas a fost un studiu
bibliografic al publicațiilor referitoare la panașul termic dezvoltat de un ocupant.
Astfel prima parte a capitolului este dedicată acestui studiu bibliografic, urmând apoi un studiu
bibliografic al modelarii sistemului de ventilare personalizată descrise în literatură. Următorul paragraf va
fi prezentarea metodei zonale și a ecuațiilor pe care aceasta le implică și a mediului de simulare folosit -
SPARK. Capitolul va fi încheiat de descrierea realizării modelului numeric pentru panașul termic urmat
de cuplarea acestuia cu terminalul de ventilare personalizată. Terminalul de introducere ales pentru
ventilarea personalizată a fost reprezentat precum vom vedea în capitolul experimental, de o grilă
perforată rectangulară care acoperă manechinul din punct de vedere al lățimii acestuia.
52
Așa cum am relatat mai sus pentru a obține legile de variație ale parametrilor din jetul format de grilă, am
apelat din nou la metoda experimentală, urmând să introducem în modelul numeric legile obținute.
3.1 Modelarea numerică a panașului termic studiile publicate în literatură
Unul dintre studiile realizate pentru investigare panașului termic în literatura de specialitate este cel
realizat de Liu si Nielsen ([25]) privitor la impactul diferitelor strategii de ventilare asupra panașului
termic creat în jurul unei persoane datorită diferenței de temperatură dintre suprafața pielii/ îmbrăcăminții
și temperatura mediului ambiant. Autorii au studiat structura panașului termic în trei cazuri și anume :
mediu stagnant din punct de vedere al existenței sistemului de ventilare cât și în cazul sistemelor de
ventilare prin amestec și ventilare prin deplasare. Studiul a realizat o parte experimentală precum și o
parte de modelare numerică în CFD. (Camera experimentală a fost de 3,17x2,64x2,93m, aerul din
respirație este evacuat printr-o gură a unui manechin care are o suprafață de 100mm2, cu o temperatură de
34°C, Frecvența expirației este 15 resp/min; cu un debit expirat de 0,75l/expirație. Fluxul de căldură
degajat de manechin este de 94 W.)
În cazul plasării manechinului într-un mediu stagnant, studiul a relatat că viteza cea mai mare în panașul
format a fost atinsă pe axa verticală corespunzând centrului capului și aceasta a avut valoarea de 0,25m/s.
S-a constatat că în acest caz cu cât ne îndepărtam de centru, panașul termic devine din ce în ce mai slab.
Simulările CFD au arătat un panaș care ajunge la plafon,cu o tendință ușoară de înclinare spre față.
Analiza celor trei cazuri a arătat panașul cel mai conturat este cel din cazul unui mediu stagnant. Panașul
influențat de ventilația prin amestec este mai puțin conturat, iar panașul cel mai puțin conturat este cel din
cazul sistemului de ventilare prin deplasare. În ceea ce privește circulația contaminaților, aceștia sunt
antrenați din partea de jos a încăperii, în panaș, în cazul fără ventilare și în cazul ventilării prin amestec.
In cazul sistemului de ventilare prin deplasare, bioefluenții expirați nu vor fi preluați de stratul convectiv
din jurul corpului pentru a fi transportați către partea superioară a încăperii.
53
Figura 3.1.Reprezentarea vitezelor medii în panașul termic pentru cele trei tipuri de sisteme de
ventilare după ([25])
Un alt studiu făcut de T.H.Dokka ([14]) realizează un model simplificat al fluxului convectiv din jurul
corpului uman. Acest model matematic simplificat consideră persoana ca fiind un cilindru încălzit.
Modelul aproximează debitul de aer din panașul termic:
{ (
)
( )
( )
} (3.1)
Prima relație din sistem a fost propusă de Skaret ([26]) iar cea de-a doua relație a fost propusă de
Popiolek ([27])
Unde:
Pper este fluxul de căldura degajată de ocupant (W)
APer este suprafața persoanei (m2)
dPer este diametrul mediu al persoanei (m);
Z este distanța de la podea la punctul de măsură (m);
54
Prima relație din sistemul (3.1) se referă la curentul convectiv din jurul persoanei iar cea de- a doua se
referă la curentul convectiv care se formează deasupra persoanei. Cel mai bine ar fi să se calculeze
valorile debitelor cu cele două relaţii și să se considere valoarea maximă.
Unde dper poate fi calculat cu relația:
( √ ) (3.2)
Valorile coeficientului „a” sunt cuprinse între 1.7 și 2.5; Z este distanța între punctul de calcul și nivelul
pardoselii.
În condiții normale de temperatură și îmbrăcăminte normală se poate face estimarea că din cantitatea de
căldură degajată de o persoană, partea convectivă reprezintă 50% (50% radiație) ([14]) .
X.Jia et al ([2]) au investigat din punct de vedere numeric panașul convectiv din jurul unui manechin cu
formă geometrică simplificată dispus în poziție șezândă, plasat într-o cameră de mici dimensiuni.
Geometria încăperii: 2.4 m×1.8 m×2.45m. În încăpere nu există circulație forțată a aerului, întrucât nu
este introdus sau evacuat vreun debit de aer, mișcarea aerului fiind determinată doar de forțele
ascensionale apărute datorită încălzirii aerului din jurul manechinului. Manechinul este plasat în planul de
simetrie al încăperii. Dimensiunile manechinului sunt x=0.44m și y=0.72m, înălțimea manechinului în
poziție șezândă este z=1,21m. Temperaturile pereților, podelei și a tavanului au fost considerate inițial
20°C. Pentru pereți, plafon și pardoseală au fost impuse conditii la limită de isotermicitate. Temperatura
suprafetei manechinului a fost considerată superioară cu cca 5 grade față de temperatura mediului
ambiant, pentru a putea face comparația cu modelul Cravens si Settles. Deoarece în încăpere nu există
circulație, pe perioade mai mari de timp se observă că viteza maximă începe să scadă, explicația constând
în faptul că aerul din partea superioară a încăperii se încălzește treptat, și astfel forța ascensională scade în
intensitate. Experimentul a arătat că viteza maximă atinsă, mediată temporal pe intervalul 567-683s a fost
0,226m/s la înălțimea de 0,53m deasupra capului manechinului (Figura 3.2 ). Rezultatele au fost în acord
cu experimentele, considerând că manechinul din simulările realizate de (Cravens si Settles ) ([28])a avut
geometria corpului simplificată față de manechinul experimental.
55
Figura 3.2. Componenta verticală și orizontală a vitezei medii după ([2])
Figura 3.3. Componenta verticală a vitezei medii (a) si (b) Câmpul de viteză instantanee la momentul-143s
([2])
În ceea ce privește profilul temperaturilor în panaș, datorită încălzirii treptate ce are loc în încăpere în
lipsa unui sistem de ventilare, observăm că nu se atinge un regim staționar. De aceea autorii au ales să
prezinte profilele de temperatură pentru diferite momente de timp respectiv 300s, 501s și 685s.
56
Figura 3.4 Profilele de temperatură în panaşul termic pentru 300s, 501s şi 685s de la începutul
simulării ([2])
În toate cele trei cazuri temperatura maximă se atinge la nivelul plafonului și se observă că aceasta crește
în timp. Autorii au observat că discontinuitățile apărute în profilul temperaturilor se înregistrează la cotele
la care au loc discontinuități în poziția și forma manechinului, respectiv la îmbinarea dintre partea
inferioară a torso-ului manechinului și membrele inferioare (0,42m), partea de top a membrelor
superioare ale manechinului (0.58m); la nivelul umerilor manechinului (0.98m) și la nivelul cel mai de
sus a manechinului.
Pentru modelul nostru numeric am decis adoptarea relațiilor de calcul al debitului de aer din panaș
propuse de Skaret ([26]) și Popiolek ([27]) și preluate și de Dokka ([14]) în studiul său.
3.2 Modele zonale
În acest paragraf vom face o prezentare a principiului modelării zonale, o trecere în revistă modelelor
existente de-a lungul timpului și a ecuațiilor folosite în cazul modelării zonale realizate de noi în acest
studiu.
3.2.1 Introducere
Metoda nodala a fost și este folosită la scară largă în programele de simulare și modelare pentru a evalua
consumul energetic al clădirilor. Modelul presupune reducerea la un nod a zonei tratate zonă în care toate
57
proprietățile temperatură umiditate și presiune rămân constante.. Așa cum am arătat la capitolul 2 al
manuscrisului și studiul nostru de evaluare energetică a consumului pentru cele două sisteme de ventilare
a fost realizat cu acest tip de model. Metoda prezintă anumite dezavantaje datorate faptului ca întreg
volumul/localul pentru care se realizează simularea este considerat omogen, având aceeași temperatura,
umiditate relativa, concentrație de poluant, lucru care nu reprezintă realitatea. Pentru a evalua însă din
punct de vedere al confortului termic o încăpere sau un local, avem nevoie de distribuția de temperatură,
de vitezele aerului în apropierea ocupanților și în încăpere, aceasta, nefiind în realitate uniformă așa cum
presupune modelul mai sus amintit. Cel mai exact aceste profile ne pot fi date de metoda CFD. Dar și
aceste metode au o serie de limite rezultate din numărul mare volume de control și din modelele de
turbulență folosite.Astfel ele nu pot fi aplicate pentru zone extinse sau pentru perioade mai lungi de timp,
deoarece ar necesita resurse foarte extinse din punct de vedere al tehnicii de calcul și echipamentelor
folosite.
Există o metodă intermediară între cele două - metoda nodală și tehnica CFD și se numește metodă
zonală. Aceasta, spre deosebire de metoda nodală, așa cum vom vedea în continuare presupune existența
mai multor zone în interiorul unei încăperi în care temperatura, și densitatea sunt considerate omogene în
timp ce presiunea variază de manieră hidrostatică, permițând astfel obținerea unei distribuții a
temperaturii în interiorul localului. Și spre deosebire de modelele CFD permite aflarea distribuțiilor
parametrilor pentru întreaga încăpere și nu doar pentru spațiul imediat apropiat ocupantului fară a necesita
timpii de simulare ai metodelor CFD.
3.2.2 Istoric
Două motivații diferite stau la originea dezvoltării metodei zonale: unul ar fi acela că stratificarea termică
este un factor determinant în evaluarea confortului termic ([3]). Eficacitatea unui sistem de încălzire nu
poate fi apreciată decât dacă se studiază cuplajul termic și aeraulic cu mediul ambiant.
Primele studii s-au efectuat urmărind cuplajul dintre un radiator cu mediul ambiant deoarece s-a
considerat ca acest cuplaj ar produce stratificare puternică în interiorul localului. Astfel LEBRUN
(1970) ([29]), LARET (1980),si INARD (1988) ([30]) au propus modele simple pentru determinarea
stratificării termice în anumite condiții. Aceste modele diferite se bazează pe cunoașterea a priori a
structurii și intensității circulației aerului indusă de existența unui panaș termic deasupra convectorului,
aceste cunoștințe fiind trase din observații și măsurători experimentale. Bilanțul energetic în diferite
noduri ale modelului, permite determinarea valorii temperaturii pornind de la caracteristicile localului și a
sursei. Aceasta metodă dă rezultate satisfăcătoare, în ceea ce privește predicțiile cu privire la stratificarea
termică în comparație cu metoda experimentală și metoda RANS k-e (INARD, MESLEM et
58
DEPECKER, 1998) ([30]. Cu toate acestea se dovedește dificil de folosit pentru alte configurații ale
curgerii. Alte studii au fost făcute încercând să stabilească o formulare simplă a modelului curgerii care să
poată fi generalizată la o gamă largă de configurații și care să permită studiul eficacității sistemului de
ventilare într-o clădire.
FAUCONNIER, GRELAT et GUILLEMARD (1989), apoi BOUIA și DALICIEUX ( ([32])) și WURTZ
( ([31])) au lucrat la dezvoltarea metodei zonale pentru predicția circulației și câmpului de temperaturi
bazate pe calculul câmpului de presiuni. In aceasta metodă, camera este împărțită într-un număr mic de
volume de control în care temperatura și densitatea sunt considerate omogene în timp ce presiunea variază
de manieră hidrostatică. Ecuațiile de conservare a masei și energiei sunt aplicate fiecărei celule în parte
iar aerul din interior este tratat ca un gaz perfect.
3.2.3 Modele existente
Metoda zonală constă în predicția circulației și câmpului de temperaturi pe baza calculului câmpului de
presiuni.
In această metodă camera este împărțită într-un număr mic de volume de control în care temperatura, și
densitatea sunt considerate omogene în timp ce presiunea variază de manieră hidrostatică. Ecuațiile de
conservare a masei și energiei sunt aplicate fiecărei celule în parte iar aerul din interior este tratat ca un
gaz perfect. Debitul de masă care traversează interfața dintre două celule i si j depinde de diferența de
presiune dintre cele două celule.
In realizarea modelelor zonale cel mai dificil lucru este calcularea debitului care traversează interfața
dintre două celule. Pentru asigurarea conservării masei în interiorul celulei debitul care părăsește celula
trebuie sa fie egal cu debitul care intră în celulă. Acest debit poate fi agentul de transport pentru
proprietăți scalare ale aerului cum ar fi entalpia, concentrația de poluant, umiditatea. Astfel creându-se o
distribuție locală a temperaturii sau concentrației de poluant specifică fiecărei zone.
Există mai multe legi pentru calcularea acestui debit care traversează interfața dintre două celule.
Prima din aceste legi se numește “Modelul Lege putere” (Power Law Model) ([32])
Modelele zonale calculează debitul de masă care traversează interfața dintre două celule ’’i’’ si ’’j’’
depinde de diferența de presiune între cele două celule. Această expresie se scrie:
(
| |)
( ) (3.3)
Unde ΔPi,j=(Pi-ρigzi) – (Pj-ρjgzj)
mi,j- este debitul masic de fluid;
Cd - coeficient empiric denumit coeficient de descărcare (de debit);
59
ρi,j - densitatea fluidului amonte funcție de semnul lui (˰Δ Pij)
w - dimensiunea transversală la curgere
dz - element diferențial
Δ Pij diferența de presiune statică;
zi altitudinea centrului zonei i
zj altitudinea centrului zonei j
Aceasta expresie este integrată de-a lungul axei z pe întreaga lungime a suprafeței de separație dintre cele
două celule adiacente adică pe întreaga înălțime în cazul unei interfețe verticale presupunând Δ Pij
constant si zi si zj de asemenea constante și egale cu înălțimea centrelor celor două celule considerate.
Expresia devine atunci:
(
| |)
( ) (3.4)
Unde h este înălțimea interfeței verticale. Valoarea coeficientului Cd poate fi considerată potrivit studiilor
făcute de Wurtz [ ([33], E.Wurtz, JM.Nataf, F.Winkelmann,Two- and three-dimensional natural and
mixed convection simulation using modular zonal models in buildings)], ca având valoarea 0.83. Daoud
și Galanis ( ([34])) pornind de la compararea valorilor debitelor recirculate calculate cu modelul
convențional “Modelul Lege Putere” cu predicțiile modelului propus de Axley ([35]) (detaliat în
continuare) au arătat că deși modelul curgerii pe ansamblul încăperii este corect, unele dintre valorile
presiunilor sunt nerealiste obținându-se pentru Cd - 0,83, valori de până la 2x106 Pa. In urma acestei
constatări, au realizat un studiu parametric al influentei coeficientului de descărcare Cd asupra câmpului
de presiuni. In studiul lor parametric coeficientul Cd a avut valori cuprinse intre 0,83 si 6000. S-a
constatat ca profilul vitezelor în diferite planuri se apropie de profilul experimental pe măsura ce valoarea
coeficientului Cd crește. In ceea ce privește valoarea presiunilor în celule, pentru a avea valori rezonabile,
valoarea lui Cd ar trebui sa fie mai mare cu două trei ordine de mărime. Nu s-a putut găsi nici o valoare a
lui Cd astfel încât și valoarea presiunilor și profilul vitezelor în planurile studiate sa fie în concordanță cu
experimentele astfel că singura valoare care poate fi considerată în continuare este cea propusă de Wurtz
.[33] Astfel, pornind de la aceasta expresie a fluxului de masă putem să determinăm schimbul de căldură
și de substanțe chimice între două celule adiacente prin advecție si difuzie.
Ansamblul de ecuații prezentate mai jos este bazat pe studiile lui Wurtz si Musy ([36]) .
Ansamblul de ecuații prezentat mai jos, denumit de autori modelul ambianței, urmărește transferul de
masă și căldură în interiorul camerei. Acesta este constituit dintr-o rețea de celule în interiorul cărora se
60
aplică ecuații de bilanț de masă, pentru aerul uscat, pentru vaporii de apă, pentru fiecare dintre speciile de
poluant și bilanțul de energie, care ne permite sa determinăm presiunea statică a aerului, presiunea si
concentrația vaporilor de apă, concentrațiile poluanților și temperatura.
Bilanțul de masă pentru aerul uscat
Bilanțul de masă pentru aerul uscat în celula “i’’ se scrie:
∑
(3.5)
Unde u este indicele fațetei celulei.
Conform expresiei, putem determina debitul de aer uscat intrând prin fațeta u în funcție de diferența de
presiune dintre celula vecină “j” și celula „i”.
(
| |)
( ) (3.6)
Bilanț de masă a unei specii chimice
Pentru fiecare din compușii poluanți, inclusiv umiditate, legea conservării masei se scrie:
∑
(3.7)
Unde:
msp u-I este fluxul de specie „sp’’ care intră în celula „i” prin fațeta „u”
Sspi sursa de poluant „sp” care se află în celula „i”
Vi volumul celulei „i”
ρsp-I densitatea compusului „sp” în celula „i”.
In această expresie fluxul compusului „sp’’ este suma unui termen advectat și a unui termen de difuzie a
poluantului în aerul uscat.
( ) (
)
(3.8)
Ρsp i,j – densitatea compusului „sp” în celula „j” dacă mes j-i>0 și viceversa
ρau i,j – densitatea aerului uscat în celula „j” dacă mas j-i>0 și viceversa
mau j-I – debitul de aer uscat din celula „j” către celula „i”
61
Dsp- coeficientul de difuzie al compusului „es” în aer.
w, h- dimensiunile fațetei „u”;
ρi, ρj – densitatea amestecului gazos în celulele „i” si „j”
li,lj- dimensiunea celulelor „i” si „j” în direcția curgerii.
Bilanțul de energie
Bilanțul de energie simplificat, ținând cont de aporturile de energie legate de prezența umidității sau a
unei surse de masă, se poate scrie:
∑
(3.9)
In care:
Cp au – căldura specifică a aerului uscat
Cp sp – căldura specifică a compusului „sp”
ɸsens I – sursa de căldura sensibilă în zona „i”
Ssp I – sursa masică a compusului „sp”
T sursă – temperatura sursei.
Putem observa că în această expresie termenul de transfer prin difuzie molecular a fost neglijat.
Legea gazelor perfecte
Ultimele ecuații folosite pentru descrierea sistemului sunt ecuația gazelor perfecte modificată pentru a
ține cont de prezența compușilor poluanți în aer.
( )( ) (3.10)
62
Unde:
ρi – densitatea amestecului gazos în celula „i”;
Pi – presiunea statică în celula „i”;
P0 – presiunea la altitudinea de referință.
Rau, Rsp constantele gazelor perfecte pentru aerul uscat și pentru compusul „sp”.
Ti – temperatura amestecului gazos în zona „i”;
Ecuațiile prezentate până acum sunt ecuațiile standard. In istoricul prezentat mai devreme am arătat că
numeroși autori au propus adăugarea de modele specifice pentru a ține cont de circulația motoare în
interiorul unei incinte. Aceste modele specifice sunt adăugate în acea parte a domeniului unde apar
respectivele fenomene. Considerăm că sistemul de ecuații care caracterizează acele modele specifice se
aplică numai acelor celule speciale.
Pornind de la această formulare clasică a calcului debitului de aer ce străbate interfețele celulelor au fost
realizate de-a lungul timpului și alte studii
Haghidad [35] a elaborat modelul POMA (Pressurized Zonal Model with Air Diffuser). Bazându-se pe
legea conservării masei și energiei în interiorul unei celule. Acest model este capabil sa ofere modelul
curgerii și distribuția de temperatură în interiorul unei încăperi. POMA consideră că există o presiune de
referință prezentă în extremitatea inferioară a fiecărei celule și că presiunea în interiorul celulei este
hidrostatică, distribuita bazându-se pe această presiune de referință.
Song ([37])] a elaborat un model zonal bazat pe “vârsta aerului” din încăpere. El a propus un nou mod de
împărțire a încăperii pe zone, în funcție de un parametru care indică gradul de amestec al aerului. Acest
parametru a fost intitulat “vârsta aerului în încăpere” și reprezintă timpul scurs de când aerul pătrunde în
încăpere prin gura de introducere. Vârsta aerului poate fi găsită fie prin tehnica CFD fie cu ajutorul
gazului trasor. Zonele cu aceeași “vârstă” a aerului alcătuiesc o zonă. Studiul său a comparat profilele de
temperatură obținute cu noua metoda de împărțire pe zone, cu profilele obținute prin tehnica CFD și cu
profilele obținute cu modelele zonale convenționale. Pentru metoda zonală s-a folosit același număr de
zone pentru ambele metode de zonare a încăperii. S-a observat că profilele de temperatură obținute cu
noua metoda de zonare sunt apropiate de profilul CFD. Aceasta metoda prezintă însă un dezavantaj:
faptul că se bazează, pentru elaborarea zonelor, pe tehnica CFD.
63
Modelul circulației motoare.
Numeroase studii au arătat necesitatea caracterizării curgerii de manieră specifică, deoarece formularea
standard a modelelor zonale și caracterizarea curgerii printr-o relație care leagă debitul de diferența de
presiune nu permite reprezentarea zonelor în care mișcarea aerului este accentuată cum ar fi zonele de jet
sau pană termică.
De fapt acea relație care leagă debitul de diferența de presiune consideră că motorul curgerii este
diferența de presiune existentă între cele două celule. Ceea ce înseamnă că totalitatea energiei cinetice
care intră în celulă este convertită în presiune statică.
Înțelegem că în zone cu o mișcare puternică această relație nu poate satisface relația conservării
impulsului. De aici a pornit ideea tratării acestor zone cu ajutorul legilor provenite din partea
experimentală sau din tehnici semi-empirice, utilizând analiza integrală.
3.3 Modelarea numerică a persoanei și panașului convectiv cu ajutorul modelelor
zonale
În acest paragraf vom prezenta realizarea modelului zonal al curentului convectiv format în jurul unui
ocupant dispus în poziție șezând, în interiorul unei încăperi unde inițial nu există ciculație de aer.
Reprezentarea și implementarea ocupantului în modelul zonal al încăperii au fost realizate folosind o
geometrie simplificată. Modelul numeric a fost realizat folosind mediul de simulare SPARK Cunoaștem
că prima dificultate în demersul realizării unei simulări este alegerea mediului de simulare. De aceea,
atunci când ne-am orientat către studiul de modelare numerică folosind modelarea zonală, atenția noastră
a fost concentrată către mediul de simulare SPARK. Acesta permite rezolvarea eficace a sistemelor de
ecuații algebrice și diferențiale și a fost dezvoltat și folosit de-a lungul timpului pentru implementarea
modelelor zonale.
3.4 Prezentarea mediului de simulare SPARK
Mediul de simulare SPARK a fost conceput de Simulation Reasearch Group, în laboratoarele Lawrence
Berkley National Laboratory (California USA), pe baza studiilor făcute la centrul științific IBM din Los
Angeles. SPARK este un program capabil să realizeze simulări ale sistemelor fizice complexe. La baza
sistemelor fizice stă un model matematic compus dintr-o suită de ecuații algebrice sau/și diferențiale.
64
Simularea presupune rezolvarea acestor sisteme complexe pentru fiecare moment, pe intervale de timp de
interes. Spark este considerat un mediu de simulare ”orientat obiect”. Aceasta presupune că fiecare
subsistem sau ecuație este modelat(ă) ca obiect de sine stătător pentru a fi mai apoi interconectat(ă) și a
descrie sistemul dorit.
În concluzie, pentru a putea descrie o problemă în SPARK, aceasta trebuie descompusă în componenți
(grupe de ecuații). Fiecărui component îi este desemnat un obiect în SPARK. Pentru fiecare component
este conceput un model denumit clasă. Dacă componenții sunt de același tip, adică sunt reprezentați de
aceeași ecuație, li se alocă aceeași clasă, economisind astfel resurse pentru dezvoltarea unei noi clase.
Folosind aceeași clasă pot fi descrise oricâte obiecte este necesar pentru realizarea sistemului. Problema
este descrisă prin intermediul sistemului de ecuații. Modelul este realizat prin interconectarea obiectelor
între ele, indicând în același timp și felul cum interacționează între ele.
Ceea ce este specific limbajului de programare SPARK este proprietatea de “non-proceduritate”, ceea ce
semnifică că nu este nevoie ca ecuațiile să fie ordonate. Este o proprietate a claselor care sunt construite
în așa fel încât variabilele din ecuații pot fi fie necunoscute fie date de intrare.
Elementul de bază în acest limbaj de programare este reprezentat de clasa atomică. Aceasta este folosită
pentru a descrie o singură ecuație. Elementul superior clasei atomice este macroclasa. Aceasta poate
regrupa mai multe clase atomice sau chiar macroclase. Descrierea modelului este făcută prin conectarea
acestor clase în cadrul unui fișier text denumit “problemă.pr”. Fișierul acesta este parcurs împreună cu
fișierele claselor atomice și macroclaselor, de unde rezultă fișierul “setup” (problemă.stp). Acest fișier
este o reprezentare “plană” a problemei și va fi folosit pentru analiza grafică teoretică de către “setup”. În
urma acestei analize programul “setup” va scrie mai multe fișiere cum ar fi “problemă.cpp”,”
problemă.eqs” și “problemă.xml”. Fișierul “problemă.cpp” va fi compilat pentru a realiza fișierul
executabil “problemă.exe”. Acesta este executat pentru o serie de condiții la limită, grupate într-un fișier
denumit fisier intrare (fisier.input), pentru o serie de setări pentru rezolvarea sistemului (date în
fișierul.prf). Alături de fișierele mai sus menționate trebuiesc specificate și detaliile simulării cum ar fi:
momentul inițial, final și pasul de timp dorit. Toate aceste detalii se găsesc specificate în fișierul
“problemă.run”. Rezultatul simulării este oferit într-un fișier denumit “problemă.out”.
În Figura 3.5 este prezentată arhitectura realizării unei probleme în SPARK.
65
Figura 3.5 Realizarea unei probleme în SPARK ([24])
Originalitatea programului SPARK constă în faptul ca programul „setup” primește descrierea sistemului
de ecuații și construiește un grafic conectând necunoscutele problemei cu funcțiile disponibile. Altfel
spus, inversele definite în cadrul claselor atomice permit evaluarea unor variabile în funcție de altele
([24]). Analiza acestui grafic permite programului SPARK identificarea părților sistemului care pot fi
rezolvate independent și părților care pot fi rezolvate secvențial. De exemplu, în cazul studiului
transportului de poluant, dacă gazul poluant are aceeasi densitate cu a aerului, concentrația sa nu va afecta
calculul de viteze. Aceasta înseamnând că sistemul de ecuații privitor la curgerea aerului poate fi rezolvat
de manieră independentă de cel de transport de poluant, acesta din urmă necesitând rezultatele celuilalt.
Componenții sistemului pe care dorim să-l rezolvăm pot fi rezolvați de manieră explicită, pot fi estimați
în funcție de datele de intrare sau de ceilalți componenți calculați în prealabil sau pot fi calculați de
manieră implicită. Adesea sistemele de ecuații ale modelului pe care dorim să-l rezolvăm trebuie
rezolvate iterativ. In primă fază SPARK testează dacă este necesară efectuarea iterațiilor, prin analizarea
graficului și detectarea existenței ciclurilor în graficul problemei. Dacă detectează existența unor cicluri
caută în aceste cicluri câteva variabile (noduri în grafic) care pot „rupe” ciclul – „variabile de rupere”.
Aceste variabile sunt plasate într-un vector x , unde vor fi necunoscuta vector x în procesul de iterativ
NEWTON-RAPHSON. În cazul mediului de simulare SPARK această analiză a graficului componentului
caută să minimizeze numărul de variabile de iterație care vor fi implicate în calculul Jacobien-ului
sistemului. Celelalte necunoscute vor fi calculate de manieră explicită, prin propagarea valorilor
66
variabilelor de iterație. Această abordare numerică crește viteza de rezolvare a unui sistem de ecuații non
lineare ([24]).
3.5 Implementarea modelului zonal al panasului termic în SPARK
Pentru evaluarea confortului termic în timp și spațiu, programele CFD pot oferi detaliile necesare
evaluării, însă nu pot fi aplicate pentru analize îndelungate sau pentru spații întinse. O alternativă
interesantă poate fi abordarea cu ajutorul modelelor zonale. Acestea presupun împărțirea spațiului într-un
număr de volume de control, denumite celule. În interiorul acestor celule temperatura și densitatea
amestecului gazos sunt considerate omogene, iar presiunea variază de manieră hidrostatică. Fiecărei
celule îi sunt aplicate ecuații de conservare a masei și energiei, iar amestecul gazos este tratat ca un gaz
perfect. Aceste celule sunt delimitate între ele de interfețe. În cazul acestor interfețe putem vorbi de
calculul debitului de căldură sau de masă. În cazul acestei metode avem de-a face și cu celule speciale
cum sunt celulele panaș termic, jeturi sau straturi limită.
3.5.1 Implementarea modelelor zonale în mediul de simulare SPARK
Descrierea modelului în SPARK se face conectând o serie de clase atomice sau macroclase, fiecare fiind
concepută să reprezinte una din ecuațiile ce descriu sistemul de ecuații care caracterizează modelul dorit.
De-a lungul timpului în SPARK a fost creată o librărie a claselor. Ea a fost organizată astfel încât să poată
guverna numărul mare de clase și pentru ca accesul la ele să fie cât mai accesibil cu putință Acest cadru
permite diferitelor persoane care dezvoltă modelări în limbajul de programare SPARK să își dezvolte
părți ale modelului în mod independent, urmând ca apoi și alți utilizatori să le poată folosi. În Figura 3.6
este prezentată schema de organizare a claselor .
67
Figura 3.6 Organizarea librăriei claselor folosite pentru modelarea zonală
Librăria de modele a fost structurată în trei mari ramuri în strictă legătură cu modelul fizic, pentru a fi la
îndemâna utilizatorului în momentul construcției problemei în SPARK. Prima ramură este cea destinată
modelării ambianței- AER, apoi este cea destinată pereților, denumită anvelopă, iar ultima este
reprezentată de sistemul de ventilare –HVAC. În cazul anvelopei avem fenomenul de transfer în pereți și
fenomenul de radiație. În cazul fenomenului de transfer în pereți putem avea cazul când considerăm că nu
se produce transfer prin pereți, sau cazurile când transferul este de căldură sau de umiditate.
În continuare vom prezenta conceptul general de conectare a două clase/macroclase folosite pentru
reprezentarea modelelor zonale. Este vorba de două celule separate de o interfață verticală. Modul de
conectare poate fi văzut în Figura 3.7.
68
Figura 3.7 Modalitatea de conexiune a claselor celulă și interfață, pentru modelul zonal ([24])
Macroclasa „celulă” cuprinde bilanțurile de masă, energie și ecuația gazelor perfecte. Macroclasa
„interfață” cuprinde ecuațiile de calcul ale fluxului de căldură și debitului de aer, poluant,umiditate.
Obiectele „Celulă 1” și „Celulă 2” sunt reprezentate de macroclasa „Celulă” iar interfața verticală este
definită de macroclasa „Interfața verticală”. Aceste macroclase descriu unități de sine stătătoare fără
legătură cu mediul înconjurător. Pentru descrierea modelului aceste obiecte trebuie interconectate
descriind legătura care există între ele în cadrul sistemului. În cazul acesta trebuie explicat că intefața
verticală separă cele două celule, „Celula 1” și „Celula 2”. O celulă este considerată ca fiind un
paralelipiped. Aceasta comunică cu celulele învecinate prin intermediul celor 6 interfețe. Patru sunt
denumite după orientarea lor față de punctele cardinale (fațetă N, S,E,W) iar celelalte două sunt denumite
fațetă Sus și Jos.
Macroclasa „Celulă” leagă toate cele 6 debite corespondente fiecărei fațete, astfel încât, după aplicarea
diferitelor ecuații de bilanț și a legii gazelor perfecte, sunt determinați parametrii caracteristici ai celulei:
temperatura (T); densitatea aerului uscat (rho au) și a vaporilor de apă (rho_ve) precum și presiunea (p).
Macroclasa „Interfață” conectează două celule adiacente determinând parametrii transferului.
69
În Figura 3.7 observăm că fiecare celulă este definită prin trei porturi: un port celulă care regrupează
parametrii caracteristici ai celulei, și cele două porturi, „flux est” și „flux vest”, care regrupează debitele
de aer uscat, de umiditate și fluxul de căldură. Interfața este definită prin porturile „Celulă amonte”,
„Celulă aval” și portul „flux”.
„Celula 1” este situată în amonte față de interfață, iar „Celula 2” este situată în aval de interfață. În Figura
3.7 sunt schițate cu linie îngroșată legăturile între obiecte. Astfel „portul Cel” al obiectului „Celulă 1” este
conectat de portul „cel_am” al obiectului interfață deoarece pentru obiectul „interfață” celula 1 se află în
amonte. Iar „portul cel_av” al obiectului interfață este conectat de „portul Cel” al obiectului „Celula 2”
deoarece interfața se află în aval față de obiectul „Celula 2”. În cazul porturilor flux situația este similară;
astfel „portul flux” al obiectului „interfață” corespunde fluxului care străbate fațeta est a „celulei 1” adică
„portului flux_e” al obiectului „Celula 1” și fluxului care străbate fațeta vest a obiectului „Celula 2” adică
„portului flux_w”.
Aceste conexiuni trebuie făcute pentru toate celulele din domeniul simulat și pentru toate cele șase fațete
ale celulei.
Vor exista cazuri în care fațetele celulelor vor fi în contact cu pereții localului. Pentru aceste cazuri
conexiunile se vor face de manieră asemănătoare.
3.5.2 Construcția simulării
3.5.2.1 Modelarea 2D
Pentru a realiza implementarea modelului zonal dorit în SPARK, am pornit demersul nostru de la un
modelul mai simplu, în variantă 2D, reprezentat de o încăpere în care nu există circulație de aer ( nu este
introdus sau evacuat vreun debit de aer), conform Figura 3.8. Spațiul l-am împărțit în 36 subvolume de
control denumite celule (șase celule pe orizontală și șase pe verticală)
70
Figura 3.8 Geometria încăperii
În primă parte vom prezenta procedura de elaborare a fișierului de specificare a problemei pentru un caz
simplificat comportând o încăpere împărțită în patru celule.
Pentru început utilizatorul trebuie să definească geometria problemei;tipul de studiu pe care dorește să-l
realizeze. Apoi trebuie să treacă la alcătuirea claselor și la conectarea obiectelor corespunzătoare acestor
clase.
În figura de mai jos sunt prezentate conexiunile care trebuie făcute pentru definirea modelului descris
anterior.
Figura 3.9 Schema de specificare a problemei ([24])
71
După cum putem remarca, cele patru celule sunt conectate între ele de patru interfețe și sunt conectate de
asemenea de pereți prin modelul de schimb convectiv și conductiv. De asemenea suprafețele pereților
sunt conectate pentru modelarea transferului radiativ.
Prima fază a fost conceperea modelului zonal al încăperii în variantă 2D. Așa cum am amintit anterior,
încăperea a fost alcătuită șase celule pe orizontală și șase pe verticală. Pasul imediat următor a fost
introducerea ocupantului în acest model. Dată fiind tema studiului nostru am ales un ocupant în
în postură așezată. Persoana a fost reprezentată considerând o geometrie simplificată. Reprezentarea
modelului este prezentat în Figura 3.10
Figura 3.10 Descrierea geometriei modelului zonal al unei încăperi în interiorul căreia se află o
persoană în poziție șezând
Pentru a introduce modelul persoanei în modelul zonal al încăperii și pentru a putea reproduce din punct
de vedere geometric forma persoanei, am considerat că aceasta este construită dintr-o grupare de celule
ale căror dimensiuni totale sunt apropiate de cele ale unei persoane în poziție șezândă. În acest scop am
construit o macroclasă intitulată „celulă_ocupant” pentru care nu există transfer de masă și în interiorul
căreia am impus o temperatură constantă egală cu temperatura corespunzătoare anumitor segmente ale
corpului. Aceasta a fost posibil datorită înlăturării ecuației bilanțului de energie care permitea calculul
temperaturii în interiorul celulei. Celulele acestea, care alcătuiesc în modelul zonal „ocupant”, sunt
delimitate către exterior de interfețe special concepute, orizontale sau verticale, denumite „interfețe
ocupant”. Obiectul „interfață” aparține macroclasei „interfață verticală ocupant” sau „.interfață orizontală
ocupant”, în funcție de orientarea în spațiu verticală sau orizontală. Obiectul „interfață ocupant” separă
celulele „ocupant” de celulele „standard” care alcătuiesc modelul zonal. Între aceste două celule singurul
transfer existent este fluxul de căldură determinat de diferența de temperatură existentă între celula
„ocupant” și mediul ambiant. Acest transfer de căldură se face prin convecție. Astfel putem spune că
ocupantul se comportă, în modelul nostru zonal, precum o suprafață cu o temperatură constantă impusă,
72
implementarea lui sub formă de grupare de celule fiind făcută doar pentru a-i conferi reprezentarea
geometrică și forma în cadrul încăperii.
În ceea ce privește condițiile la limită, pentru pereți am ales o ipoteză simplificatoare și anume: nu am
luat în considerare transferul radiativ exterior, considerând temperatura pereților constantă la valoarea de
20°C. În interiorul încăperii am considerat că transferul de căldură se face doar prin convecție, alegând un
model de perete fără transfer de căldură prin radiație. Temperatura inițială în interiorul încăperii și
implicit al celulelor a fost considerată pentru începutul studiului, la momentul zero al simulării, ca fiind
uniformă în toată încăperea și având valoarea de 20°C.
Așa cum am relatat mai sus, pentru a putea fi introdus în modelul zonal al încăperii, ocupantul a fost
alcătuit din mai multe celule alăturate astfel încât să reproducă din punct de vedere geometric forma unei
persoane în poziție șezândă. În demersul nostru 2D al modelului, persoana în poziție șezândă a fost
așezată în mijlocul încăperii. Temperatura corpului ființei umane nu este uniformă în realitate pe toate
segmentele corpului ([9]) însă pentru început am considerat că aceasta are aceeași valoare, egală cu 25°C
(picioare, trunchi si cap)
3.5.2.2 Rezultate modelare 2D
a)
73
b)
Figura 3.11 Distribuția de temperatură în încăpere pentru cazurile a) fără debit de aer impus în
jurul ocupantului și b) cu debit de aer impus în jurul ocupantului, plan sagital pentru t=3000s
În Figura 3.11 este prezentată distribuția temperaturii în încăpere pentru modelul 2D.
Pentru început am considerat în modelul nostru zonal doar ocupantul, impunând doar o temperatură a
corpului uniformă și diferită de cea de a mediului ambiant, și anume 25°C. Figura 3.1,(a)). Simulările au
fost făcute pentru o perioadă de 3000s.
Deoarece în încăpere nu există circulație de aer, și existând o sursă de căldură reprezentată de ocupant,
temperatura aerului va creste odată cu scurgerea timpului. În încăpere se observă o stratificare a
temperaturii. In primul caz se observă că temperatura înregistrează o creștere mai pronunțată și destul de
rapidă în comparație cu studiile efectuate.
Din această cauză am considerat oportun să impunem debitele de aer de jur împrejurul manechinului.
Astfel am calculat aceste valori folosind relații de calcul ale debitului de aer din literatură, mai precis, cele
propuse de Skaret ([26])
(
)
(3.11)
Pper este căldura degajată de ocupant (W)
APer este suprafața persoanei (m2)
74
DPer este diametrul mediu al persoanei (m);
Z este distanța de la podea la punctul de măsură (m)
Unde dper (‘’diametrul mediu al persoanei’’) poate fi calculat cu relația:
( √ ) (3.12)
Astfel în Figura 3.11 observăm că odată cu impunerea debitelor de aer de jur împrejurul manechinului
temperatura înregistrează valori mai scăzute față de primul caz, distribuția de temperatură fiind mai
coerentă. Astfel putem vedea că temperaturile în fața ocupantului, la aceeași cotă, au valori ușor mai
ridicate față de cele din celulele aflate în spatele manechinului. Această variație și diferență se datorează
influenței zonei picioarelor care au și ele o temperatură mai ridicată față de mediul ambiant. Așa cum am
arătat și în capitolul 2, panașul termic al unei persoane aflate în poziție șezândă este ușor orientat spre
partea anterioară a corpului datorită influenței termice a picioarelor.
Așa cum putem vedea și în Figura 3.12 circulația aerului în încăpere este mai conturată pentru cazul b). In
cazul a) putem distinge două zone de recirculare- una în fața ocupantului și una în spatele ocupantului.
Observăm că zona de recirculare din spatele ocupantului se oprește la nivelul capului, iar pe toată
înălțimea corpului aceasta este foarte slabă, deși nu a fost considerată nici o izolație între trunchi și mediul
ambiant la nivelul șezutului.
Situația se schimbă în cazul b), când este antrenat și aerul din spatele ocupantului. Această distribuție,
pentru cazul nostru, pare mai aproape de realitate.
75
Figura 3.12 Distribuția circulației aerului în încăpere a) cazul în care nu sunt impuse debite de aer;
b) cazul în care sunt impuse debitele de aer de jur împrejurul corpului, plan sagital t=3000s
76
3.5.2.3 Modelarea 3D
Deoarece un model realist al manechinului presupune o reprezentare în spațiu, tridimesională, pasul
următor al studiului nostru a fost extrapolarea modelului de la reprezentarea 2D a încăperii și
manechinului la reprezentarea 3D.
Descrierea geometriei încăperii și a manechinului și condițiilor limită
Pentru modelul tridimensional am ales o grilă compusă din 343 celule (7x7x7), în direcțiile x,y și z. S-a
considerat că aerul nu pătrunde și nici nu părăsește încăperea. În Figura 3,13 este prezentată schema
încăperii și a manechinului utilizat în simulare. Manechinul a fost poziționat în centrul geometric al
încăperii. Dimensiunile lui sunt, pe direcția x - 60cm, pe direcția y - 38cm și pe direcția z - 129cm.
Ocupantul a fost reprezentat ca fiind alcătuit dintr-un total de 16 celule dispuse precum în Figura 3.13.
In prima fază am considerat, ca și în modelul 2D, că temperatura în interiorul încăperii este de 20°C.
Temperatura pereților este considerată de asemenea 20°C. De asemenea am considerat temperatura
manechinului ca fiind uniformă și egală cu 25°C pe toate segmentele corpului, deci cu 5 grade mai
ridicată față de temperatura încăperii, pentru a putea compara modelul nostru numeric cu modelele din
literatură. În încăpere singura mișcare a aerului este datorată modificării densității aerului, pe măsură ce
timpul trece și acesta se încălzește. Din această cauză în încăpere nu se va atinge o fază de stabilitate
deoarece datorită degajărilor de căldură de la om va avea loc o încălzire graduală și continuă a aerului din
încăpere, mai ales în partea sa superioară.
Figura 3.13 Prezentarea geometriei încăperii și a manechinului în modelul zonal 3D
X
Z
Y
77
3.6 Rezultate
În Figura 3.14 putem vedea câmpurile de temperatură din încăpere pentru timpul t=690 secunde și pentru
t=900 secunde în planul y=0,9m situat în centrul manechinului și în planul x=1,305m.
Figura 3.14 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m la diferite momente în timp,
respectiv t=690s și t=900s, plan sagital
78
Figura 3.15 Profilul de temperaturi din încăpere pentru x=1,305m la diferite momente în timp,
respectiv t=690s si t=900s, plan coronal
După cum putem observa temperatura atinge valorile maxime în zona superioară a încăperii, unde variația
în timp a acesteia este mai vizibila și importantă. In partea inferioară a încăperii aceasta variază foarte
ușor față de temperatura la momentul inițial. Temperatura maximă se înregistrează deasupra capului
manechinului. Deoarece vorbim de modelare zonală temperatura în celula de deasupra capului
manechinului are valoare uniformă și constantă pentru întreaga celulă iar la momentul t=690s va avea
valoarea de 21,15°C. Apoi aceasta începe sa scadă, atingând în zona plafonului valori de 20,99°C exact
deasupra capului manechinului și valori de 20,61°C la plafon în partea din spate a manechinului iar în
partea din fața - 20,66°C .
Se poate observa că valorile temperaturilor în celulele din fața manechinului sunt ușor mai ridicate față de
cele din spatele sau din lateralul manechinului. Acest fapt este datorat influenței termice a picioarelor,
care fac ca acest panaș termic din jurul ocupantului să fie deplasat ușor spre față așa cum au arătat și
studiile din literatură. La nivelul plafonului, unde influența picioarelor este mai îndepărtată, această
tendință este mai puțin vizibilă. (Figura 3.16)
79
Figura 3.16 Câmpul de temperaturi deasupra capului pentru y=0,9 la t=690s, plan coronal
În Figura 3.17 și Figura 3.18 este prezentată circulația debitelor de aer în încăpere cu ajutorul interfeței
de vizualizare SIMSPARK.
Figura 3.17 Circulația aerului în încăpere plan y=0,9m la momentul t=690s, plan coronal
80
Figura 3.18 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s, plan coronal
După cum putem observa, în partea inferioară a încăperii, la nivelul picioarelor, circulația aerului este
foarte slabă. De aceea am putut observa și în profilul de temperaturi că temperatura nu suferă modificări
importante. Aceasta se intensifică odată cu creșterea în înălțime, în jurul ocupantului, ea antrenând aer din
încăpere. Se constată că cea mai mare circulație se înregistrează deasupra capului manechinului. Așa cum
ne confirmă și profilul de temperaturi, aerul încălzit din panaș urcă la nivelul plafonului, valoarea
temperaturii în zona superioară a încăperii crescând.
Am decis să comparăm rezultatele obținute cu modelul numeric realizat prin modelarea zonală și
rezultatele obținute prin modelarea CFD de către Jia ([2]). La compararea profilelor de temperatură se
observă că atât modelarea zonală cât și cea CFD conduc la temperaturi ușor peste valoarea de 20°C în
partea inferioară a încăperii. Pentru a putea compara rezultatele modelării zonale cu cele din studiul lui Jia
([2]), am recurs la calculul unei temperaturi medii pe suprafață la cotele de înălțime corespunzătoare
celulelor din model considerate. Astfel vom avea șapte temperaturi medii pentru fiecare din cele șapte
rânduri de celule dispuse pe înălțime.
Temperaturile medii orizontale la diferite cote sunt prezentate în Figura 3.19..
81
a)
b)
Figura 3.19 Temperatura medie orizontală pe suprafață a) model zonal la timpul t=690s ; b) model
CFD- Jiu
20
20.1
20.2
20.3
20.4
20.5
20.6
20.7
0 0.5 1 1.5 2 2.5 3
Tem
pe
ratu
ra (
°C)
Inălțimea Z (m)
Temperatura medie orizontală
Temperatura
82
Dacă facem o comparație între aceste rezultate și cele obținute de Jia remarcăm că la momentul t=690s la
cotele 0,42m;0,58m;0.98m;1.24m,1.54m; modelul zonal prevede valori ale temperaturilor medii
orizontale aproximativ egale cu cele ale modelului CFD. În partea superioară a încăperii valorile propuse
de modelul zonal au valori ușor inferioare față de modelul CFD. La înălțimea de 2m, modelul zonal
prevede o temperatura de cca 20,6°, în timp de modelul lui Jia prevede o temperatură de cca 20,75 °C.
Peste această cotă modelul CFD preconizează temperaturi mai mari. Modelul zonal considerând de la
această înălțime o singura celulă, deci o temperatură uniformă în interiorul ei, are un dezavantaj în
preconizarea temperaturii la această cotă, valoarea rezultată din modelarea zonală fiind mai mică.
Dacă în prima etapă a studiului modelării numerice am considerat o temperatură uniformă pentru toate
segmentele corpului și egală cu 25°C, în etapa următoare am dorit să observăm evoluția modelului în
condițiile impunerii unor temperaturi cât mai apropiate de cele ale corpului uman.
De aceea am considerat aceeași configurație geometrică a manechinului, având următoarele condiții la
limită:
Temperatură cap -34,5°C
Temperatură trunchi -31,9°C
Temperatură picioare - 26,8°C
Temperatură pereți - 20°C
Aceste condiții la limită au fost preluate din studiul lui C. Croitoru ([38], C.Croitoru; Studii teoretice si
experimentale referitoare la influenta turbulentei aerului din incaperile climatizate asupra confortului
termic; Teza de doctorat 2011). Este drept că studiul lui C. Croitoru a urmărit evoluția panașului în
condițiile unei persoane “în picioare”.
Dacă facem o paralelă, la același moment de timp (t=690s), între cazul cu temperatura corpului impusă
pe toate segmentele corpului de 25°C și acest caz, apropiat de realitate, observăm că, așa cum era de
așteptat, temperatura în încăpere și la nivelul panașului înregistrează o creștere. La nivelul profilului de
temperaturi, în partea inferioară a încăperii, la primul rând de celule, la cota de 0,42cm deasupra
pardoselii, modelul zonal prefigurează o temperatură medie pe suprafată de 20,2°C, cu cca 0,1 grade mai
mult față de predicția temperaturii pentru cazul temperaturii corpului de 25°C. În ceea ce privește zonele
superioare, tendința se păstrează, așa cum arată și profilul temperaturii medii orizontale pe suprafață. La
nivelul capului temperatura orizontală pe suprafață înregistrează o creștere de aprox 0,56°C. Același lucru
83
putem spune despre temperaturile orizontale medii pe suprafață pentru celulele de deasupra capului, la
partea superioară a încăperii valoarea creșterii fiind de 0,7°C. În Figura 3.20 este prezentat profilul
temperaturilor pentru timpul t=690 secunde
In Figura 3.20 b) de mai jos putem vedea profilul temperaturilor la momentul T=2660 secunde în planul
y=0,9m pentru condițiile limită impuse mai sus. Se poate observa cu ochiul liber că temperatura în
încăpere înregistreză o creștere.
a)
84
b)
Figura 3.20 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m pentru a) t=690s și b) t=2660s,
plan sagital
Figura 3.21 Temperatura medie orizontală pe suprafață - model zonal la momentul t=690s pentru
manechinul având temperatura corpului asemenea unei ființe umane
Așa cum a concluzionat și Zukowska ([39]), în studiul său experimental asupra influenței diferiților
factori asupra dezvoltării panașului termic în jurul unui ocupant, existența unei temperaturi mai mari la
20
20.2
20.4
20.6
20.8
21
21.2
21.4
0 1 2 3
Tem
pe
ratu
ra (
°C)
Inălțimea Z (m)
Temperatura medie orizontală
85
nivelul capului va micșora debitul de aer de deasupra acestuia, deoarece va fi antrenat mai puțin aer din
exteriorul panașului. O temperatură mai scăzută la nivelul capului va determina un grad mai mare de
amestec cu aerul din încăpere.
a)
b)
Figura 3.22 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s pentru temperatura
corpului reală, a) plan coronal; b) plan sagital
86
După o primă validare a modelului realizat, cu studiile din literatură, dorința noastră a fost realizarea
validării cu un studiu experimetal. În acest scop am realizat campania experimentală prezentată la
capitolul 4. Manechinul termic a fost realizat, ca geometrie, urmărind dimensiunile unei persoane. Prin
urmare a urmat introducerea în modelul numeric a geometriei celulei și a manechinului experimental.
Până în acest moment, pentru realizarea modelului și verificarea predicțiilor oferite de acesta, ne-am
raportat doar la studii din literatură care nu se pliau perfect pe condițiile modelului nostru. De aceea,
pentru comparație, a trebuit să recurgem la o serie de ipoteze și artificii cum a fost, de exemplu,
temperatura medie pe suprafeță.
De aceea campania de măsurători a fost realizată astfel încât să putem compara ulterior rezultatele
acesteia cu cele ieșite din modelarea numerică. Așa cum vom vedea în capitolul următor, grila modelului
numeric a fost „reconstruită” în celula experimetală. În urma campaniei experimentale, având în sfârșit
termeni de comparație exacți, am putut realiza o rafinare a modelului numeric pentru ameliorarea
predicțiilor oferite de acesta.
Odată introdusă geometria reală a încăperii experimentale și a manechinului în modelul numeric am
remarcat că rezultatele erau apropiate de cele ale modelarii. Totuși existau anumite diferențe pe care am
vrut să vedem dacă le putem micșora sau chiar dacă le putem face să dispară. Prima noastră idee a fost să
vedem influența debitelor de aer din panaș asupra predicțiilor modelului. Așa cum am arătat în studiul
bibliografic, în literatură există mai multe relații de estimare și calcul a debitelor de aer din panașul
termic.
Relația cu care noi am pornit la drum pentru calculul debitului de aer în panaș este aceea a lui Skaret
([26]). Primele rezultate obținute după introducerea noii geometrii ne arătau predicții de temperaturi mai
scăzute față de cele din partea experimentală, așa că ne-am gândit să testăm în modelul nostru și relația
propusă de Zukowska ([40]) pentru calculul debitului de aer. Valoarea debitului în acest caz s-a situat la
valori de cca 75-80l/s la distanța de 0,7m deasupra capului manechinului. Aceste valori ne-au condus la
predicții de temperaturi mai scăzute. Relația propusă de Zukowska ([40]) Ecuatia 2.2.2.1se bazează pe
calculul debitului de aer în funcție de un coeficient de antrenare, de cantitatea de caldură degajată de
manechin și de diferența între distanța între cap și punctul de referință în care se dorește calculul debitului
și distanța la care se situează punctul de origine al panașului termic considerat ca având forma unui con.
De asemenea această relație a fost determinată pentru condițiile unui mediu nestratificat termic, iar în
cazul nostru în camera experimentală a existat stratificare termică așa cum arătat în capitolul
experimental. Acest studiu parametric ne-a confirmat, pentru cazul nostru experimetal, alegerea făcută în
ceea ce privește calculul debitului de aer din panaș.
87
Figura 3.23 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz
experimental, plan sagital
O altă întrebare care ne-a framântat a fost „are lațimea celulelor plasate în fața manechinului impact
asupra predicțiilor temperaturii?” Așa cum putem vedea în Figura 3.22, datorită constrângerilor legate de
introducerea geometriei manechinului și din dorința de a realiza o grilă cât mai eficientă din punct de
vedere timp de simulare/ acuratețe rezultate, rândul de celule verticale plasat în fața manechinului avea o
lățime de câtiva zeci de centimetri (32cm în cazul simulărilor realizate pentru compararea cu studiile din
literatură și 25cm în cazul manechinului nostru experimental). Așa cum am observat până în prezent, la
nivelul inferior al încăperii și la cel al picioarelor, circulația de aer este foarte slabă și, în consecință,
variația temperaturii față de momentul inițial este mică. Prin urmare am constatat că partea inferioară a
picioarelor are o influență aproape neglijabilă asupra rezultatelor. Din dorința de a eficientiza la maxim
timpii de simulare ( un număr de celule crescut ar conduce la timpi de simulare mai îndelungați) și având
concluziile anterior menționate am decis păstrarea grilei și diminuarea lățimii celulei din fața trunchiului
manechinului la dimensiunea de 5cm. Simularea a arătat că acest demers a fost unul corect deoarece
rezultatele au fost ameliorate.
88
a)
b)
Figura 3.24 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz
experimental reducerea dimensiunii celulei din fața trunchiului manechinului (a); (b) detaliu al
aceluiași caz, plan sagital
Un alt factor a cărei influență am urmărit-o a fost dimensiunea celulei de deasupra capului.
Inițial, așa cum putem vedea în Figura 3.24, aceasta avea înălțimea de 25cm. Așa că, prin încercări
succesive, am decis să o reducem ca înălțime. Am putut observa că înălțimea acesteia a avut impact
asupra predicției temperaturii deasupra capului manechinului. În urma simulărilor am remarcat că
înălțimea optimă a fost de 12.5cm, sub această înălțime predicțiile de temperatură neschimbându-se
semnificativ.
89
Figura 3.25 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz
experimental reducerea dimensiunii celulei de deasupra capului manechinului (a); (b) detaliu al
aceluiași caz, plan sagital
Studiul experimental a fost compus din două campanii de măsurători pentru curentul de convecție format
în jurul corpului manechinului termic.Campania a doua a fost folosita pentru validarea modelului
numeric, iar ultima fază a studiului panașului termic a fost reproducerea condițiilor la limită din aceasta
campanie. În figura sunt prezentate rezultatele modelării numerice corespunzătoare.
90
a)
b)
Figura 3.26 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru condițiile modelului experimental a) plan
sagital; b) plan coronal
91
3.7 Modelarea numerică a sistemului de ventilare personalizată în literatură
Studiile numerice sunt folosite pentru a determina în mod eficient, din punct de vedere al cheltuielilor față
de investigațiile experimentale, temperatura, umiditatea, concentrațiile de poluanți, câmpurile de viteze.
Așa cum am relatat anterior, pentru studiul numeric al sistemului de ventilare personalizată se folosesc
tehnici CFD. Cel mai dificil lucru de realizat în modelarea CFD este realizarea discretizării spațiului în
volume de control. Numărul de celule pentru un astfel de model însumează de la sute de mii la milioane
de celule, timpii de simulare fiind destul de îndelungați. În 2004 Gao și Niu ([41]) realizează un studiu de
modelare CFD în care cuplează un model CFD pentru curentul convectiv din jurul corpului cu un jet PV.
Terminalul de introducere folosit este de forma unei guri circulare, plasate în poziția unui microfon.
Experimentul a luat în considerare și simularea respirației care s-a rezumat doar la un proces de inhalare
cu un debit de 0,14l/s. Studiul lor a cuprins și o parte în care nu a fost luată în calcul ventilare
personalizată si o parte cu ventilare personalizată. În cazul inexistenței sistemului de ventilare
personalizată, aerul inhalat este aspirat, la nivelul feței, de la nivelul picioarelor, prin spațiul dintre ele.
Pentru debitul de 1 l/s cea mai mare viteză, înregistrată deasupra capului, a fost de 0,25m/s (Figura 3.28).
Debitele ridicate ale aerului introdus prin ventilația personalizată cresc viteza la nivelul feței, așa cum
arată Figura 3.27 .
Figura 3.27 Profilul de viteze la nivelul feței cu PV(dreapta 1l/s) și fără introducerea aerului prin
sistemul PV (stânga) după ([41])
92
Figura 3.28 Profilele de viteză pentru cazul sistemului de ventilare personalizată debit 1l/s, debit
x=1.3m (stânga) y=1,2m dreapta după ([41])
În 2012 Zhang și Li ([42]) se ocupă de cercetarea experimentală si numerică a unui sistem de introducere
aer prin ventilația personalizată, destinat în principal avioanelor comerciale. Aerul a avut temperatura de
25°C cu un debit de 4,5l/s introdus prin dispozitivul de ventilare personalizată și completat cu un debit de
7,5l/s furnizat prin sistemul de ventilare prin pardoseală. În cazul funcționării sistemului de ventilare
personalizată, există o tendință ascensională a aerului . Cele două jeturi, provenind de la terminalele de
introducere, se ciocnesc și urcă împreună. Din punctul de vedere al calității aerului inhalat, s-a constatat,
în condițiile introducerii de poluant CO2, că îmbunătățirea este de cca 40%.
Din punct de vedere al distribuției temperaturii, aceasta se situează, în jurul valorii de 25°C, in limita
zonei de confort.
Figura 3.29 Profilul de temperatura în jurul ocupantului. Cu roșu punctele de măsură, cu negru
rezultate obtinute cu CFD [41]
93
În 2009 J.S Russo et al ([43]) realizează un model CFD pentru evaluarea eficienței sistemelor de ventilare
personalizată. Modelul a fost testat pentru două terminale de introducere: unul simplu, tip duză, și unul
co-flow duză, și a fost validat cu investigații experimentale . Modelul a arătat că o duză tip co-flow are
capacitatea de a furniza aer proaspăt, fără a antrena aer din jur, pe o distanță mai mare față de duza
simplă.
În afara predicției câmpurilor de temperaturi, modelele CFD pot fi folosite pentru vizualizarea
transportului de poluant. În 2009, Y. Xu, X.Yang et al ([45]) au modelat dispersia de poluant într-o
încăpere cu un ocupant și un sistem de ventilare personalizată tip displacement. Ei au testat mai multe
locații ale grilei și au realizat validarea modelului CFD față de modelul experimental.
Figura 3.30 Distribuția concentrației de poluant pentru diferite poziții ale sursei de poluant
a)Poziție față jos; b) Poziție față sus c) Poziție spate jos dupa[42]
Modelul a arătat că, atunci când sursa de poluant este în partea de sus a încăperii, zona de jos va fi curată
iar poluantul va fi dispersat în partea superioară a încăperii; atunci când contaminantul este plasat în
partea de jos a încăperii acesta se va împrăștia pe întreaga pardoseală indiferent de poziția sursei. În cazul
acestui jet provenit din terminalul de ventilare forța arhimedică nu a fost destul de puternică pentru a
ridica jetul în zona de respirație. Cea mai mare parte a aerului proaspăt se amestecă cu aerul din încăpere.
94
3.8 Modelarea zonală a sistemului de ventilare personalizată
În acest paragraf vom prezenta demersul implementării sistemului de ventilare personalizată în modelul
zonal al încăperii.
3.8.1 Implementarea dispozitivului de ventilare personalizată în modelarea zonală și cuplarea
acestuia cu modelul panașului termic creat de ocupant
După modelarea numerică a panașului termic format în jurul manechinului experimental, următorul pas l-
a reprezentat cuplarea acestuia cu un difuzor pentru ventilația personalizată și modelarea interacțiunii
între cele două. Primul pas a fost alegerea unui terminal de introducere. În acest scop am dorit un terminal
de introducere care să difuzeze aerul fără a produce antrenare. Neantrenând aer din mediul ambiant, aerul
introdus prin difuzor își va păstra în mare măsură calitățile. De asemenea am dorit viteze mici în zona
ocupantului, nederanjante pentru o persoană Astfel ne-am îndreptat atenția către un difuzor care în
realitate funcționează ca un displacement care are o suprafață uniform perforată, cunoscut fiind faptul că
difuzoarele tip displacement introduc aerul cu viteze mici. Prezentarea difuzorului este făcută în figura
Figura 3.32. După cum putem observa din figură, acesta prezintă două suprafețe de difuzie a aerului. Din
motive legate strict de modelarea numerică a acestuia, am decis acoperirea părții oblice și testarea
difuzorului cu difuzia orizontală a jetului de aer. Astfel acesta a fost plasat la o distanță de 40 cm de
manechin/ocupant, atât în studiul numeric cât și în cel experimental. Terminalul de introducere va fi
dispus precum în Figura 3.31 Reprezentarea geometrică a manechinului și a dispozitivului de ventilare
personalizată. Lățimea dispozitivului de introducere este de 50cm. Astfel acesta depășește în lățime
ocupantul, aerul fiind introdus și pe lângă ocupant.
Pentru implementarea terminalului de introducere a aerului în modelul zonal al încăperii și cuplarea lui cu
modelul zonal al panașului termic a fost necesară introducerea unui rând suplimentar de celule în modelul
ocupantului. Acest demers a fost o constrângere legată de geometrie, datorită faptului că trunchiul era
alcătuit, pe înălțime, dintr-un singur rând de celule. Înălțimea grilei alese este mult mai mică față de
această înălțime și astfel am fost nevoiți să realizăm o redispunere și o realocare a celulelor.
Pentru implementarea modelului în SPARK vom considera o celulă care va reprezenta acest terminal de
introducere, denumită “cell sys”. Această celulă este diferită față de restul celulelor prin faptul că ea
comunică cu interfața vest, prin care se realizează introducerea debitului de aer ales. Deci diferența între
macroclasa “cell sys” și o celulă obișnuită este aceea că fațeta vest a celulei nu mai este implicată în
ecuația de bilanț de masă, bilanț dinamic de masă și bilanț de energie pe care o respectă debitele celorlate
95
fațete (N,S,E,S.J), deoarece această fațetă comunică cu interfața vest prin care este impusă o valoare a
debitului de aer introdus. Astfel au fost create clase “_sys” pentru bilanțul de masă în celula sys și pentru
bilanțul dinamic de masă. Terminalul de introducere se desfășoară pe 5 celule. Așa cum am amintit mai
devreme debitul de aer este introdus prin interfața verticală vest a celulei. În acest scop a fost necesară
construirea unei interfețe denumită “grilă”. În comparație cu o intefață verticală normală, a fost înlăturat
calculul debitului care traverseză celula cu ajutorul ecuației nonliniare de calcul. Acest debit a fost
introdus ca dată de intrare și repartizat proporțional cu suprafața fiecărei interfețe verticale pe toată
suprafața grilei. De asemenea a fost introdusă tot ca data de intrare și temperatura de suflare.
In ceea ce privește aerul introdus prin dispozitivul de ventilare personalizată, ca ipoteză simplificatoare, în
modelul numeric, am considerat că aceasta este preluat din încăpere, astfel încât singura circulație
existentă se datorează jetului de ventilare personalizată și panașului creat în jurul ocupantului.
Figura 3.31 Reprezentarea geometrică a manechinului și a dispozitivului de ventilare personalizată
în modelul zonal al încăperii
Figura 3.32 Terminalul de introducere pentru ventilația personalizată
Z
Y X
96
Aerul este introdus izoterm, fiind preluat aer din încăpere, dar ,datorită acțiunii ventilatorului, acesta se
încălzeste cu circa 0,5°C ,având în final temperatura de 26,6°C și o tendință ușor ascensională.
Așa cum am menționat în paragraful de prezentare a modelelor zonale, pentru descrierea corectă a zonelor
de jet în modelarea zonală, este necesară implementarea unor legi provenite din partea experimentală sau
a unor expresii semi-empirice provenite din analiza integrală. În acest scop, pentru a putea introduce
modelul jetului produs de dispozitivul de ventilare personalizată în modelul numeric, am recurs la
obținerea pe cale experimentală a unei relații de variație a jetului.
Aceasta este prezentată în Figura 3.33 Legea de variație a debitului de aer cu distanța.
Figura 3.33 Legea de variație a debitului de aer cu distanța
y = 0.2445x + 22.768 R² = 0.9901
0
50
100
150
0 100 200 300 400
Q(m3/h)
Q(m3/h)
Linear(Q(m3/h))
97
3.9 Rezultatele modelării numerice a sistemului de ventilare personalizată
În Figura 3.34 este prezentată distribuția de temperaturi pentru sistemul de ventilare personalizată cuplat
cu modelul ocupantului
a)
Figura 3.34 Profilul temperaturilor în încăpere pentru modelul ocupantului și al sistemului PV
dispus deasupra picioarelor a)plan sagital b) plan coronal
98
Figura 3.35 Circulația aerului în încăpere pentru modelul ocupantului și a sistemului PV a)plan
sagital; b) plan coronal
99
4 Studii experimentale privind jetul convectiv creat în jurul corpului uman
și terminalul de introducere pentru ventilația personalizată
Așa cum am explicat și am putut vedea în capitolele precedente, pentru a putea studia un sistem de
ventilare personalizată și influența unui jet de ventilare personalizată asupra unui ocupant, trebuie, în
primul rând, să cunoaștem foarte bine ce se întâmplă cu jetul convectiv care se formează datorită
diferenței de temperatură între ocupant și mediul ambiant din jurul corpului. Cunoașterea
comportamentului curentului de convecție este esențială pentru controlul calității aerului, pentru confortul
termic al ocupanților, pentru studiile de transport de contaminanți provenind de la corpul uman și pentru
înțelegerea antrenării particulelor respirabile în zona de inspirație. In această curgere convectivă sunt
antrenate particulele de piele exfoliată precum și particulele provenind din expirație. De multe ori aceste
particule de piele moartă, provenind de pe suprafața corpului nostru, sunt acoperite cu microorganisme,
iar cea mai mare parte a aerului inhalat provine din acest curent convectiv din jurul ocupantului.
Din punct de vedere experimental modalitatea de a investiga acest comportament este folosirea fie a unui
manechin termic care să reproducă temperatura corpului unui ocupant, fie campanii experimentale care să
folosească subiecți umani. Acestea din urmă sunt mai dificil de realizat, deși sunt cele care furnizează
cele mai exacte rezultate și sunt folosite cu precădere pentru aprecierea senzațiilor termice resimțite de
subiecți, deci la investigarea diferitelor strategii de ventilare. Astfel de studii sunt complexe și, așa cum
vom vedea și în continuare în studiul bibliografic realizat, implică un număr destul de mare de subiecți.
La nivelul campaniilor experimentale care folosesc manechine termice de asemenea există studii pe
diverse forme de manechine de diferite complexități, în funcție de scopul studiului și de strategia de
ventilare implicată. În unele cazuri poate fi suficient ca „manechinul” să fie un paralelipiped sau, în altele,
manechinul trebuie să imite perfect forma, temperatura și comportamentul termic al unui umanoid
(respirație, transpirație). Scopul studiului nostru fiind investigarea posibilității unui model numeric
simplificat de a diagnostica comportamentul termic în sistemul de ventilare personalizat, studiul
experimental a necesitat o transpunere a acestui model în realitate, în celula experimentală. Astfel, așa
cum vom vedea în continuare, studiul nostru implică două părți: prima parte este dedicată curentului
convectiv care se formează în jurul manechinului termic și a doua parte este un studiu experimental
asupra jetului de ventilare personalizată.
100
4.1 Studii experimentale în literatură
Dezvoltarea și apariția diferitelor strategii de ventilare a determinat necesitatea investigării acestui curent
convectiv existent în jurul corpului uman. Deși modelul nostru numeric reprezintă ocupantul într-o formă
simplificată, am dorit să vedem în studiile de investigare a panașului termic existente, în ce măsură poate
această formă să aproximeze panașul convectiv al unui ocupant. Studiul nostru ocupându-se de un sistem
de ventilare destinat ocupanților care îsi petrec cea mai mare parte a timpului la birou, ne-am îndreptat
atenția asupra studiului jetului convectiv al unei persoane în poziție șezândă.
4.1.1 Studii experimentale privind curentul convectiv creat în jurul corpului uman
Deoarece această curgere convectivă este una destul de complexă, atât în investigarea numerică cât și în
cea experimentală, studiile s-au concentrat asupra diverselor forme de reprezentare a persoanei, în dorința
de a vedea în ce măsură aceste situații se apropie de realitate.
Astfel în 2010 D. Zukowska ([44]) a investigat experimental panașul termic din jurul corpului uman în
poziție șezândă, pentru diferite complexități ale geometriei acestuia, pentru a vedea în ce măsură
acuratețea reprezentării formei corpului are importanță asupra caracteristicilor panașului termic. În acest
caz, pentru reprezentarea corpului uman, ea a folosit, pe rând, un cilindru, o cutie de formă
paralelipipedică, un manechin cu o geometrie simplificată și un manechin termic cu o formă realistă toate
având aproximativ suprafețe egale ale corpului.
Figura 4.1 Simulatoare termice întruchipând corpul uman de diferite complexități ([44])
Cele patru manechine au fost plasate pe rând în camera experimentală, în condiții de temperatură
constantă de 23°C, cu stratificare termică foarte mică - aproximativ 0,07K și viteză sub 0,05 m/s. Pentru
determinarea panașului termic, măsurătorile de viteză și temperatură au fost făcute la diferite înălțimi
0.5,0.7 și 0.9 m deasupra „capului” manechinelor. Măsurătorile au fost făcute cu un sistem de sonde
omnidirecționale, capabile să măsoare temperatura și viteza, plasate pe un sistem de traverse mobile care
101
să permită deplasarea sondelor în câmpul de măsurare Datele furnizate au fost măsurate la o înălțime de
0,7m deasupra manechinului. Analiza datelor a arătat că panașurile convective pentru geometriile
simplificate ale corpului uman sunt mai compacte. Profilele de temperatură și viteză pentru acestea
urmăresc o distribuție gausiană. În ceea ce privește panașul termic deasupra manechinului cu formă
simplificată și a manechinului cu formă realistă, acestea sunt similare, dar panașul nu este simetric,
datorită poziției șezândă în care se află manechinul. Forma acestuia este influențată de curentul convectiv
venit de la picioare. În acest caz o distribuție gausiană a parametrilor nu este valabilă.
Totuși aceștia au aproximat parametrii gausieni ai unui panaș simetric echivalent cu același debit de aer,
moment și forță arhimedică ca și pentru manechinul cu formă realistă și cel cu formă geometrică
simplificată.
Așa cum am putut observa în capitolele precedente pentru modelarea numerică a curentului convectiv a
fost necesară determinarea debitelor de aer din panaș. În cazul unor anumite sisteme de ventilare sau
pentru anumite aplicații acest debit de aer poate fi deosebit de important. Astfel, în cadrul studiilor
experimentale privitoare la panașul convectiv din jurul ocupantului, unii dintre cercetători și-au îndreptat
atenția către găsirea unei relații de calcul pentru acest debit. Ținând seama de concluziile studiului
precedent referitor la forma panașului convectiv pentru manechinul așezat, doi ani mai târziu, în 2009,
Zukowska et al ([40]) au investigat prin metode experimentale justețea aplicării formulei următoare
( )
(2.2.2.1)
pentru calculul debitului de aer din panașul termic în cazul unui manechin termic dispus în poziție
șezândă. Metoda este bazată pe calculul debitului de aer din jetul convectiv al unei surse punctiforme de
căldură într-un mediu omogen nestratificat. Modelul presupune că panașul termic al unei asemenea surse
se propagă liniar și are forma unui con cu vârful în originea virtuală a panașului.
Qc – fluxul convectiv [W]
Kv – este un coeficient de antrenare
Zt – este distanța măsurată de la planul de măsură la vârful sursei de căldură [m];
Zv – este distanța între originea panașului și partea superioară a sursei de căldură. Testele au fost făcute în
condiții de temperatură de 23°C, gradient pe verticală foarte mic, sub 0.07°C, și viteza aerului în încăpere
sub 0,05m/s. Rezultatele au arătat că originea virtuală a panașului termic se află în medie la circa -1,66m
față de partea cea mai înaltă a manechinului. Pentru testele lor, aceștia au gândit mai multe tipuri de
manechine ( manechin chel sau cu păr, îmbrăcat în haine de diferite grosimi.) S-a constatat că originea
virtuală a panașului variază în funcție de parametrii anterior amintiți. Distanța cea mai mică la care s-a
aflat originea panașului termic față de partea cea mai de sus a manechinului s-a înregistrat pentru cazurile
102
când manechinul nu avea capul acoperit cu păr. (Zv=-1.45m respectiv Zv=-1.50m) pentru celelalte cazuri
originea panașului termic s-a aflat la distanțe mai mari. Valoarea lui zv de -1,66m s-a considerat ca având
o eroare acceptabilă, de ±20%, pentru toate cazurile considerate.
Concluzia studiului a fost că valorile debitului de aer din panașul convectiv au fost prezise destul de bine
de relația de mai sus, considerând Kv=0.06 și poziția originii panașului la Zv=-1.66m pentru manechinul
în poziție șezândă.
Un alt factor care poate influența dezvoltarea și caracteristicile panașului termic este stratificarea din
încăpere. Putem observa că studiile amintite anterior au fost făcute în condiții de stratificare termică
minimă.
În 2006 Craven ([46]) a investigat din punct de vedere numeric și experimental curgerea convectivă din
jurul corpului uman în condiții de stratificare termică. Astfel, pentru partea experimentală a acestui studiu,
a fost folosit un subiect uman de sex masculin îmbrăcat în salopetă 0.3clo, într-un mediu cu o temperatură
ambiantă de 21,3°C, o temperatură medie a suprafeței corpului de cca 26,6°C, temperatura pardoselii este
de 20°C, iar cea a plafonului de 22,5°C. Măsurătorile au fost făcute folosind tehnica PIV, subiectul fiind
așezat într-o cutie rectangulară de dimensiunile 1.00x0.81x0,51m. Experimentul a inclus numai
vizualizarea jetului convectiv pentru cap și umeri. Au fost investigați mai mulți parametrii: profilele
vitezelor în ax, debitele de aer din panaș și efectul stratificării termice. Astfel viteza maximă în panaș se
situează în jurul valorii de 0,24m/s la o înălțime de 0,43m deasupra capului. Într-un mediu uniform viteza
maximă în panaș atinge valori de circa 0,3m/s. Chiar și poziția vitezei maxime se modifică de la 2,12m,
într-un mediu stratificat, la 2,7m, într-un mediu uniform din punct de vedere tehnic pentru o persoană în
poziție verticală. În privința debitului de aer, valorile acestuia se situează în jurul valorii de 70/80 l/s în
medii uniforme din punct de vedere termic, așa cum putem vedea în calculul debitului de aer cu relația
propusă de Zukowska ([40]) și 20-30l/s în medii stratificate termic. Deci atât vitezele cât și debitele de aer
au valori mai mici decât cele măsurate în medii cu stratificare termică. Cu alte cuvinte panașul termic este
mai dezvoltat în mediile uniforme față de mediile cu stratificare termică. După cum putem vedea panașul
termic este foarte sensibil la diferiți factori cum ar fi temperatura ambiantă, stratificare, etc. Un alt factor
investigat de cercetători a fost influența asupra dezvoltării jetului convectiv a mobilierului, a
vestimentației și acoperii capului.
În 2012 D.Zukovska ([44]) a investigat experimental influența acestor factori asupra dezvoltării panașului
convectiv. Pentru efectuarea măsurătorilor ea a folosit un sistem de 16 sonde omnidirecționale și 17
termocuple dispuse la înălțimea de 0,7m deasupra capului, pe un dispozitiv tip traversă. Brațul a fost
mișcat în pași de cate 0,1m la stânga și dreapta manechinului, pentru a realiza profilul de temperaturi și
103
viteze deasupra capului. Gradientul de temperaturi din încăpere a fost evaluat cu 13 termocuple dispuse
pe un stativ, la distanță de 0,8m față de manechin.
Astfel, s-a constatat că o perucă așezată pe capul manechinului intensifică antrenarea aerului în curentul
convectiv care se creează, având drept consecință o valoare crescută a acestui debit. De asemenea, D.
Zukowska a arătat că designul hainelor are un rol major în dezvoltarea panașului termic, acest aspect fiind
demn de luat în considerare atunci când vorbim de modelarea numerică a acestuia. Conform acesteia,
hainele largi creează o antrenare mai rapidă a aerului din jurul manechinului, creând în consecință un
panaș mai larg, cu debite de aer mai mari, față de un manechin îmbrăcat cu haine mulate, care creează un
panaș mai compact, mai bine conturat, cu temperaturi mai crescute și valori ale vitezelor mai mari. Un alt
factor important de luat în considerare atunci când vorbim despre jetul convectiv din jurul corpului este
influența mobilierului. Astfel, tot Zukowska ([44]) a analizat acest factor în studiul său, ajungând la
concluzia că dezvoltarea panașului ar putea fi controlată de așezarea mobilierului. Închiderea golului
dintre corp și masă modifică structura panașului, făcându-l mai puternic. După cum putem vedea, jetul
convectiv din jurul unei persoane este foarte sensibil la o serie de factori, datorită vitezelor foarte mici ale
aerului. Prezența mobilierului sau a diverselor echipamente de birou poate avea o influență importantă
asupra dezvoltării acestuia. Borges ([47]) a investigat experimental, cu ajutorul unui manechin termic,
jetul convectiv din jurul corpului precum și interacțiunea acestuia cu mobilierul de birou și cu jetul
convectiv creat de un calculator de birou, în interiorul unui mediu cu temperatură de 19°C. Măsurătorile
de viteză și temperatură au fost realizate cu ajutorul sondelor omnidirecționale plasate pe un sistem tip
traversă care poate fi deplasat automatizat. Existența unui al doilea jet convectiv în apropierea primului
determină o distribuție nesimetrică, diferită de cea gausiană, a vitezelor. Cei doi curenți nu se contopesc
în întregime nici chiar la distanțe mai mari față de surse. Curenții interacționează între ei, în concluzie nu
pot fi tratați separat. Ca și Zukowska ([44]) acesta observă că prezența biroului în fața manechinului
determină un panaș puțin mai strâmt datorită limitării curentului care vine de la picioare.
În concluzie observăm că această curgere convectivă, care se creează în jurul corpului unei
persoane/manechin termic, este foarte complexă, depinzând de numeroși factori. Astfel, forța și
dezvoltarea sa depind de valoarea temperaturilor din încăpere, de existența sau inexistența stratificării
termice, de valoarea temperaturii corpului deci implicit de valoarea izolației hainelor. O altă sursă de
căldură prezentă în apropiere poate perturba acest panaș termic. De asemenea dezvoltarea sa poate fi
controlată cu ajutorul pieselor de mobilier.
104
4.1.2 Studii experimentale asupra sistemului de ventilare personalizată
După cum am putut vedea în introducerea acestui studiu, sistemul ventilării personalizate trebuie văzut
asemenea unui computer personal. Scopul unui difuzor de introducere personalizat este ca ocupantul să
inhaleze aer din miezul nepoluat al jetului de aer introdus. Spre deosebire de terminalele de aer folosite
pentru ventilația prin amestec, care trebuie sa realizeze cât mai rapid amestecul aerului proaspăt cu cel din
încăpere reducând viteza și diferența de temperatură, gurile de introducere pentru ventilația personalizată
sunt cu atât mai eficiente cu cât acest amestec se realizează într-o măsură cât mai mică. Considerând
acestea, terminalele de introducere în sistemul ventilării personalizate au un rol foarte important, ele fiind
cele care introduc aerul proaspăt în incintă, determinând distribuția aerului de jur împrejurul ocupantului.
Caracteristicile, calitatea aerului inhalat precum și confortul termic al ocupantului depind de această
distribuție. Ca urmare forma și caracteristicile gurii de introducere trebuie determinate cu foarte mare
atenție. Viteza cu care aerul ajunge la ocupant trebuie să fie mică astfel încât să nu existe riscul apariției
senzației de „curent”. Astfel, au fost studiate diferite forme de „prezentare” a acestui sistem și a
terminalelor de introducere. Modul de investigare, în cazul acestui sistem PV, a fost, așa cum vom vedea
în continuare, fie folosind manechinele termice fie studii realizate pe eșantioane de subiecți umani care să
aprecieze senzația resimțită la folosirea sistemului de ventilare personalizată.
Studii realizate folosind manechine termice
După cum ne putem da seama, un rol important, care poate determina eficiența sistemului de ventilare
personalizată, îl are poziția gurii de introducere. În 2002 Melikov ([19]) a comparat performanțele
sistemului de ventilare personalizată pentru cinci tipuri de terminale de aer și poziționări ale gurii de
introducere pentru o masă tipică de birou. Pentru evaluarea confortului și a calității aerului el a utilizat un
manechin termic echipat cu un sistem ce imită respirația, atât pentru condiții izoterme cât și pentru
condiții neizoterme. În Figura 4.2 sunt prezentate diverse posibilități de amplasare a terminalelor de
ventilare personalizată.
CMP- Panou Monitor Computer
PEM – Modul personal pentru ventilare
VDG – Grilă verticală de birou
HDG – Grila orizontală de birou
MP – Panou
Figura 4.2 Scheme de amplasare sistem de ventilare personalizată ( Figura a) după ([19])
105
Pentru a evalua performanțele gurilor de introducere el a folosit un coeficient de evaluare a eficienței în
cazul expunerii personale la agenți poluanți εP (Personal Exposure Effectiveness) care cuantifică
procentul de aer personalizat din aerul inhalat. Atât în condiții izoterme cât și în condiții neizoterme,
valoarea maximă pe care acest coeficient a atins-o a fost 0,6 pentru un debit de circa 15 l/s, pentru grila cu
difuzie verticală de birou și pentru modulul personal pentru ventilare. În afară de analiza calității aerului
un alt factor care trebuie evaluat este confortul termic resimțit de ocupanți. Manechinul termic a fost
folosit pentru a vedea cum influențează temperatura corpului jetul de aer introdus de ventilația
personalizată. A fost făcută diferența între temperatura echivalentă a corpului manechinului calculată
pentru cazul fără ventilare personalizată și cazul cu ventilare personalizată. Pentru cazul izoterm aceasta
nu înregistrează o scădere majoră. Scăderea este între 0.4 C pentru grila cu difuzie orizontală (HDG) și
0.8C pentru grila cu difuzie verticală (VDG și PEM). În cazul în care temperatura aerului introdus (20°C)
este mai mică decât temperatura în încăpere (26°C) scăderea temperaturii corpului este între 0,9°C cu
HDG și 1.8°C cu MP. In acest caz s-ar putea ca ocupantul să simtă o senzație de inconfort datorată
curentului rece.
Câțiva ani mai târziu, un alt tip de modul de introducere a aerului prin sistemul de ventilare personalizată
a fost introdus de Niu et al ([18]). Este vorba de un modul de ventilare personalizată înglobat în scaun așa
cum este prezentat în figura de mai jos
Figura 4.3 Sistem de ventilare personalizată cu posibilitate de reglare, înglobat în scaun după ([18])
De această dată terminalul de introducere a fost adus foarte aproape de zona de inhalare. În aceste condiții
ne-am putea aștepta ca eficiența sistemului să fie foarte mare. Temperatura mediului ambiant a fost
menținută de un sistem de climatizare la 22°C, pentru debite cuprinse între 0.1 și 3 l/s, aerul introdus prin
sistemul PV având temperatura de 20°C. Așa cum putem observa debitele aer introduse au valori mult
mai mici față de studiul lui Melikov ([19]), probabil datorită acestei apropieri a terminalului de
106
introducere. Pentru a vedea influența panașului asupra acestui tip de ventilare au fost făcute experimente
cu un manechin încălzit (cca 31°C) și unul neîncălzit. Manechinul a fost dotat și cu un sistem de respirație
artificială cu un debit de 8l/min cu o frecvență a respirației de 17ori/min dorind a se evalua fracțiunea de
aer personalizat din aerul inhalat. Astfel apariția curentului convectiv datorat încălzirii manechinului a
determinat scăderea procentului de aer inhalat provenit din ventilația personalizată. Aerul inhalat fiind un
amestec între aer provenind din jetul convectiv din jurul corpului, aer personalizat și aer expirat. Totuși
creșterea debitului de aer introdus micșorează influența panașului. Deși au fost testate mai multe variante
și forme ale terminalului de introducere totuși aerul inhalat nu a putut proveni 100% din aer introdus de
terminalul PV. Procentul maxim atins de unul dintre terminale a fost de 80% aer personalizat în aerul
inhalat, la un debit de aer PV de 3l/s folosind un dispozitiv SCN.
Figura 4.4 Tipuri de terminale de introducere pentru ventilația personalizată după ([18])
Observăm că, deși gura de introducere este atât de aproape de zona de inspirație, aerul respirat nu a putut
proveni 100% din aer personalizat. Totuși acesta a avut o eficiență mai mare față de sistemul lui Melikov,
care a folosit și un debit de aer destul de mare.
În 2012 Melikov ([21]) investighează, tot folosind un manechin termic, un alt tip de terminal de
introducere PV. Sistemul este încorporat în tetiera scaunului ca în figura 4.5 :
107
Figura 4.5 Sistem de ventilare personalizată cuplat cu tetiera de la scaun după ([21])
Studiul a investigat o multitudine de scenarii ale temperaturii încăperii/ temperaturii de introducere a
aerului personalizat și o varietate de valori ale debitelor introduse prin acest sistem. Așa cum am putut
vedea și în studiul lui Niu ([18]), influența panașului termic este foarte importantă pentru sistemul de
ventilare personalizată. Și, așa cum am putut vedea în studiile asupra acestui curent termic convectiv care
se formează în jurul corpului, acesta este influențat de foarte mulți factori (stratificare termică,
temperatura interioară ambientală, izolația hainelor). În cazul de față mediul a fost unul cu o temperatură
uniformă, viteza în încăpere fiind sub 0,05m/s. Temperatura manechinului s-a situat în jurul valorii de
33°C pentru segmentele neacoperite și 27°C pentru cele acoperite. Temperaturile ambientale/
temperaturile de introducere variind, s-a putut constata că o diferență mică între temperatura aerului
ambiant și cea a manechinului vor determina o eficiență crescută a sistemului de ventilare personalizată,
procentul de aer inspirat provenit din ventilația personalizată putând crește de la 50% la 100%. Explicația
constă în faptul că în aceste condiții curentul convectiv care se formează în jurul corpului devine mai slab
ca intensitate, aerului provenit din sistemul PV fiindu-i mai facil sa-l străpungă. Bineînțeles, aceasta
depinde și de viteza de introducere a aerului, aceasta fiind dată de debitul introdus și de concepția gurii de
introducere.
In 2012 D.Zukowska studiază experimental impactul asupra panașului termic ([48]) a două tipuri de guri
de introducere a aerului prin sistemul ventilării personalizate. Unul dintre aceste dispozitive distribuia
aerul la nivelul torsului, direcționat în sus, tangențial cu acesta, iar cel de-al doilea dispozitiv orienta jetul
direct spre fața manechinului
108
Figura 4.6 Dispozitive de introducere ventilare personalizată după Zukowska ([48])
Rezultatele acestui studiu, fiind comparate cu cazul fără jet, au dezvăluit că panașul convectiv din jurul
manechinului este puternic perturbat de jetul furnizat de difuzorul de aer pentru ventilația personalizată.
Așa cum arată si graficele de mai jos, observăm că difuzorul circular cu difuzie orizontală spre fața
manechinului dispersează câmpul de viteze, reducând valorile acestora semnificativ. Același efect îl are și
asupra câmpului de temperaturi. Deci acest tip de jet diminuează puterea panașului convectiv,
deplasându-l în același timp spre spate. Cel de-al doilea dispozitiv, grila amplasată în mobilierul de birou,
cu difuzie tangențială orientată în sus, perturbă și ea panașul convectiv destul de mult. Acest jet pornește
tangențial cu corpul, urmând ca apoi, deasupra capului, panașul să devină mai puternic, valorile vitezelor
crescând. Această tendință este observată și în cazul temperaturilor însă este mai pregnantă în cazul
câmpurilor de viteze.
109
Figura 4.7 Câmpurile de viteze medii în panașul termic la înălțimea y=0,7m deasupra capului
manechinului după ([48])
Figura 4.8 Izotermele diferențelor de temperatură la înălțimea y=0.7m deasupra capului
manechinului după ([48])
Studiul pe manechine termice implică folosirea unuia sau a mai multor manechine. Pentru a simula cât
mai aproape de realitate condițiile existente, poate fi folosit un număr mai mare de manechine termice.
Este cazul spațiilor în care ocupanții se găsesc plasați la distanțe mici unii de alții și la care influența
unora față de alții este foarte importantă. După cum am putut vedea și în studiul lui Borges ([47]) o sursă
110
de căldură prezentă în apropierea unui ocupant influențează forma panașului termic. Evident că această
influență va avea un impact direct asupra distribuției aerului în sistemul de ventilare personalizată.
În 2012 Zhang și Li ([49]) se ocupă de cercetarea unui sistem de introducere aer, prin ventilația
personalizată, destinat avioanelor comerciale.
Studii realizate folosind subiecți umani
Așa cum am relatat în deschiderea capitolului, un alt mod de evaluare al senzației resimțite la
interacțiunea cu diferite strategii de ventilare sunt studiile realizate pe eșantioane de subiecți umani.
Astfel de studii sunt destul de ample, presupunând un număr destul de mare de persoane, timpi de
simulare destul de mari, camere climatice vaste. Spre deosebire de cele realizate pe manechine termice,
aceste studii pot evalua și senzații pe care un manechin termic nu le poate simți (calitatea aerului interior,
intensitatea mirosului, senzațiile de iritație sau uscăciune a mucoaselor, a ochilor) Nivelul de complexitate
resimțit de o ființă umană nu poate fi egalat de nici un manechin termic oricât de complex ar fi acesta.
Este drept că pe de altă parte subiecții umani și preferințele acestora sunt foarte diferite și toate aprecierile
sunt subiective, funcție de fiecare individ în parte. Aceste procese sunt foarte complexe, senzațiile de cald
sau de rece putând fi determinate de răcirea membranelor mucoaselor. Răcirea mucoaselor este
proporțională cu gradientul de temperatura și de evaporare a apei între suprafața tractului respirator și
aerul inhalat. Astfel, Keck ([50]) a concluzionat că în ciuda vitezei ridicate a aerului în centrul curentului
de aer inspirat, gradienții de temperatură și presiune, în partea anterioară a nasului, pot realiza încălzirea
puternică a zonei, impactul asupra percepției calității aerului inhalat fiind decisiv. În privința parametrilor
de introducere a aerului în sistemul ventilării personalizate trebuie investigate mai multe probleme: una
este temperatura de introducere a aerului, alt parametru care trebuie determinat este viteza de introducere
111
a aerului respectiv tipul de dispozitiv; corelat cu acestea trebuie determinat și debitul optim de
introducere. Deoarece, așa cum am prezentat în introducere, terminalul de introducere nu trebuie să
asigure o antrenare a aerului înconjurător, ci trebuie să amestece cât mai puțin cu putință aerul introdus
cu cel existent in incintă, viteza de introducere a aerului are un rol foarte important. Desigur aceasta ar
trebui cuplată cu temperatura de introducere pentru a vedea impactul asupra confortului resimțit de
ocupanți. Kaczmarkzyk și Melikov s-au ocupat, în mai multe studii, de efectul pe care îl are viteza de
introducere asupra percepției calității aerului, la diferite temperaturi și regimuri de umiditate ([51]) ([52])
([53]). Astfel, introducerea aerului cu viteză crescută are un efect pozitiv asupra percepției calității
aerului. Aceste ameliorări se observă cu precădere la temperaturi interioare de 25°C și chiar superioare
acestei valori. În cazul studiului unei încăperi cu temperatura de 20°C și umiditate relativă 30% studiul
efectuat pe 32 subiecți umani a arătat că o temperatură mai ridicată a aerului introdus poate compensa o
viteză mai mare de introducere. În condițiile mai sus amintite, introducerea aerului cu temperatura de
26°C prin sistemul PV (dispozitiv circular plasat la nivelul feței) a crescut valorile senzației termice și a
acceptabilității (la aproape 0) , față de introducerea aerului prin același sistem cu temperatura de 21°C
(senzația termică resimțită fiind la limita acceptabilului -0.5).
b)
Figura 4.9 Senzația termică resimțită în timp a) la nivel general b) la nivelul capului după ([53])
Viteza de introducere la nivelul feței a avut valoarea de aproximativ 0,4m/s (la 0,4m de sursă). Această
valoare a vitezei, conform “modelului de curent”, într-o încăpere cu o temperatură de 20°C, ar produce
un grad de disatisfacție de 50% între ocupanții din încăpere. În studiul lor, Kaczmarkzyk et al ([51])
([52]) ([53]) au constatat că gradul de disatisfacție după 15min este mai mic cca 20%. Creșterea
temperaturii a determinat chiar scăderea lui. Studiile au demonstrat că în cazul ventilării PV vitezele pot fi
chiar mai mari decât prevăd modelele clasice. Modelul de curent presupune expunerea întregului corp
112
mișcării aerului pe când în cazul ventilării personalizate doar fața este expusă curentului de aer. "Dacă
senzația termică resimțită la nivelul capului pentru cazul izoterm a fost de „ușor rece” ( -0,5), în cazul
introducerii aerului cu temperatura de 26°C a fost de „ușor cald” (0,25). M.A. Skwarzinski et al (2010)
([54]), în urma testului său pe 30 de subiecți (21 bărbați și 9 femei), a observat de asemenea că o viteză
crescută în zona feței crește acceptabilitatea asupra calității aerului, la o temperatură a încăperii de 26°C și
umiditate relativă de 70%. El a testat trei scenarii de ambianță și anume: aerul având umiditatea relativă
70% cu PV, aerul cu același nivel de umiditate fără PV și cel în care umiditatea aerului avea valoarea de
30% fără PV. Debitul de aer maxim introdus a fost de 20L/s. Aerul a fost introdus la temperatura din
încăpere - 26°C. Viteza aerului a putut fi variată între valorile 0,6m/s și 1,5 m/s. Toți subiecții au ales la
un moment dat viteze de peste 0,8m/s pentru o anumită perioadă de timp. Nu a existat o diferențiere pe
sexe între vitezele de introducere alese. De asemenea studiul a urmărit să vadă efectul vitezei crescute
asupra intensității mirosului. Aceasta a fost mai scăzută în condiții cu umiditate 30% față de cazul cu
umiditate 70%. Pentru cazul cu umiditate 70% nu a fost văzută nici o diferență între cazul cu și fără PV.
Totuși, aceste viteze crescute pot duce la senzația de iritație a ochilor sau de uscăciune a nasului și
mucoaselor. Niu ([18]) a constatat, în studiul său experimental pe subiecți umani, că o viteză crescută a
aerului în zona feței, respectiv a ochilor, mărește forța de evaporare ducând la uscarea mucoaselor.
Temperatura în încăpere fiind menținută constantă la valoarea de cca 22°C și umiditate relativă 50%,
studiul a testat mai multe strategii de introducere 22°C,18°C și 15°C, pentru șase valori ale debitului de
aer. Debitele de aer introduse s-au situat între 0,4 și 2,5 l/s. Astfel acesta a constatat că creșterea debitului
de aer crește senzația de iritație a ochilor și mucoaselor. Percepția asupra calității aerului a crescut pe
măsură ce debitul de aer a crescut în plaja de valori 0,4-0,8l/s, având după această valoare o tendință de
scădere.
Figura 4.10 Percepția calității aerului în diferite condiții de introducere a aerului prin sistemul de
ventilare personalizată după ([54])
113
O explicație acestei situații ar putea fi o confuzie a senzațiilor resimțite de o persoană, între senzația
termică incluzând curenți de aer, iritație, senzația de disconfort cu acceptabilitatea aerului inspirat. Li
([55]) a numit acest efect „cuplarea efectului de confort termic și percepția calității aerului.” Spre
deosebire de studiul lui Skwarzinski , studiul lui H.Amai et al ([56]) a constatat că există mai multe tipuri
de comportamente, unii dintre subiecți ajustând viteza aerului destul de frecvent alții deloc. El a observat
că bărbații ar prefera viteze mai ridicate ale aerului față de femei, și temperaturi de introducere mai
scăzute.
W.Sun et al ([57]) a analizat cu ajutorul unui manechin termic și a unui studiu pe subiecți umani
performanța termică a unui sistem de PV cu două intensități turbulente diferite. Temperatura ambiantă a
luat valorile de 23,5°C și 26°C iar temperatura sistemului de ventilare personalizată a avut valorile de
21°C, 23,5°C și 26°C cu șase valori ale debitelor de aer introduse 3, 6.5, 8.2, 11.4, 13.5, și 16 l/s.
Intensitatea turbulentă a luat valorile mai mici de 15% și mai mare de 40% prin folosirea a două tipuri de
difuzoare de aer (.
Figura 4.11 Sistem de ventilare personalizată - terminale de introducere aer cu intensitate
turbulenta mică și mare după ([56])
Pentru difuzorul cu un grad de turbulență mai mică miezul jetului va fi mai dezvoltat rezultând viteze mai
mari în apropierea feței. . Intensitatea turbulentă a luat valorile mai mici de 15% și mai mare de 40%.
Regimul de viteze pentru turbulență mare nu a depășit viteza de 0,5m/s pentru condiții nonizoterme și
0,4m/s pentru condiții izoterme. Vitezele, în cazul sistemului de ventilare personalizată cu valoare a
turbulenței mică, au atins valori mult mai mari de ordinul 0,7-1 m/s. Senzația termică resimțită la nivel
facial a fost cu atât mai scăzută cu cât intensitatea turbulentă a fost mai mică pentru același debit de aer și
a fost mai ridicată atunci când intensitatea turbulentă a fost mai mare ( viteze de 0,4-0,5m/s în zona
114
facială). Peste aceste valori ale vitezei o intensitate turbulentă mică va avea efect de scădere a senzației
termice resimțite la nivel facial.
Calitatea percepută a aerului este o altă problemă în sistemul ventilării personalizate. Unul dintre
beneficiile sistemului de ventilare personalizată este tocmai acela că o mare parte din aerul inhalat ar
trebui sa provină din aer proaspăt, introdus prin terminalul de ventilare personalizată. Așa cum am putut
vedea, calitatea percepută a aerului poate depinde de temperatura de introducere, de viteza de introducere
de umiditatea relativă a aerului. A.Melikov ([58]) a realizat în 2012 un studiu pe un eșantion de 125
subiecți, privind influența circulației aerului, a temperaturii aerului introdus, umidității relative și gradului
de poluare asupra percepției calității aerului (PAQ). Astfel influența acestor parametrii a fost testată într-o
cameră climatică, cu o temperatură medie radiantă apropiată de cea a încăperii, pentru diferite poziții ale
terminalului de introducere circular cu un diametru de 0,185 m, poziționat la aproximativ 0,45m de
ocupant. Studiul a avut mai multe părți în care a fost urmărită pe rând influența mai multor factori asupra
percepției calității aerului. Una dintre seriile de experimente a testat influența vitezei de introducere
asupra percepției calității aerului la două nivele diferite ale umidității (30% și 60%). Ca și M.A.
Skwarzinski ([54]) rezultatul a arătat că viteza crescută a aerului, în cazul existenței unei umidități
crescute, crește acceptabilitatea în cazul unei ambianțe menținute în jurul valorii de 26°C și umiditate
relativă 60% și o aduce la nivelul valorii resimțite pentru umiditatea relativă 30%. Acest rezultat a fost
obținut când viteza de introducere a putut fi variată de către ocupanți. Totuși chiar această viteză crescută
nu a putut compensa efectele resimțite de o creștere a umidității la valoarea de 70%.
O altă concluzie a fost că o viteză crescută de introducere a aerului, ca factor singular, nu are efect
ameliorator asupra simptomelor sindromului SBS (sindromul clădirilor bolnave) în condițiile recirculării
aerului. Efectul asupra simptomelor SBS este o cumulare a mai multor factori cum ar fi temperatura,
umiditatea și nivelul de poluare. Îmbunătățirea simptomelor SBS se face numai în condițiile introducerii
de aer proaspăt, nu în condițiile mișcării cu viteză crescută a aerului recirculat.
R.Li și S.C.Sekhar ([59]) au testat preferințele referitoare la mișcarea aerului pentru un sistem de
introducere de ventilare personalizată cuplat cu un sistem de distribuție în pardoseală, pe un eșantion de
30 de subiecți care au avut posibilitatea să regleze debitul de aer între valorile de 5l/s și 10l/s, pentru mai
multe regimuri de temperaturi de introducere și o temperatură ambientală de 26°C menținută cu ajutorul
sistemului de introducere prin pardoseală.
115
Celula experimetală
Studiul nostru experimental a pornit ca urmare a dorinței validării modelului numeric ales. De aceea am
hotărât transpunerea modelului numeric în realitate, în celula experimentală a Facultății de Inginerie a
Instalațiilor.
Celula experimentală este reprezentată de o cameră cu dimensiunile 3,53mx3,53mx2,52m în interiorul
Laboratorului de Instalații . Pereții celulei sunt vopsiți cu vopsea de culoare neagră. Pe timpul
experimentelor în celula experimentală nu a fost introdus sau extras aer. Manechinul termic a fost plasat
în centrul celulei experimentale, pe cât posibil la distanță față de componentele unităților de măsură
(computerul de achiziție al datelor, centrala de achiziție a datelor legată la placa de achiziție conectată la
sondele de măsură, etc). Campania de măsurări a cuprins două etape: prima a fost reprezentată de modelul
panașului termic în condiții de convecție liberă iar a doua etapă a reprezentat studiul dispozitivului de
ventilare personalizată.
Prima etapă a studiului experimental a avut două campanii de măsurări.
4.2 Manechinul experimental
Pentru investigarea caracteristicilor curentului convectiv din jurul unui ocupant ne-am orientat către un
manechin termic care să imite temperatura suprafeței pielii, diferitelor segmente ale corpului. Deoarece
modelul nostru numeric permite introducerea și simularea unei geometrii simplificate a corpului uman,
manechinul termic experimental are și el o formă geometrică simplificată. Astfel ne-am orientat către un
manechin format din segmente paralelipipedice, având suprafața corpului apropiată cu a unei persoane
umane (1,9m2). Manechinul are cap, trunchi și picioare neavând brațe, acestea fiind considerate ca făcând
parte din trunchi. Suportul de bază al manechinului a fost constituit din plăci de polistiren extrudat cuplate
între ele și decupate la dimensiunile dorite. Geometria manechinului este prezentată în Figura 4.12.
Dimensiunile sale au fost obținute în urma măsurătorilor realizate pe o persoană reală.
116
Figura 4.12 Geometria manechinului experimental
După diferite teste, cu diverse materiale care ar putea imita comportamentul corpului uman și având în
vedere posibilitatea efectivă a îmbrăcării acestuia, am ajuns la concluzia că cea mai buna soluție o
reprezintă acoperirea sa cu folie electrică încălzitoare. Acest tip de folie se utilizează pentru încălzirea
suprafețelor și este alcătuită din folii laminate de poliester cu bare de grafit și conductori electrici. Folia
are grosimea de 0,4mm fiind în același timp și foarte flexibilă. De obicei acest tip de folie este destinată
folosirii pentru încălzirea în pardoseală. Un alt motiv al alegerii acestui tip de folie este gama de
temperaturi în care lucrează și anume temperaturi apropiate de cele ale corpului uman, cca 40°C, așa cum
putem vedea Figura 4.13 . Având în vedere și suportul fizic al foliei, căldura va fi transferată imediat către
exterior. Temperatura de la suprafaţa filmului, pentru o tensiune de alimentare, viteză aer şi temperatură
exterioară date, creşte cu o anumită pantă, din momentul aplicării tensiunii de alimentare, şi se
stabilizează la o valoare de echilibru, indiferent de numărul liniilor de carbon. Modificarea valorii la care
se stabilizează această temperatură se poate face prin reducerea pierderilor (îmbrăcare) sau prin variaţia
curentului electric prin liniile de carbon de pe suprafaţă (adăugarea unor rezistenţe electrice în serie cu
117
„filmul” sau modificarea tensiunii de alimentare). Este evident că valorile rezistenţelor serie sau
tensiunilor alese pentru o valoare de temperatură vor determina o valoare diferită a acesteia dacă se
modifică valoarea pierderilor spre exterior (ecart de temperatură, viteze aer, termoizolaţie suplimentară).
0.0 - Tf lm liber larg 0.1 - Tambiant 0.11 - Tf ilm liber mediu
13:30h 13:35h 13:40h 13:45h 13:50h 13:55h 14:00hTime13.03.2013
0
10
20
30
40
50
60°C
Figura 4.13 Grafic temperatură medie film alimentat la tensiunea de 230V
De asemenea pentru a găsi o soluție pentru o acoperire cât mai uniformă a manechinului, fiind constrânși
de dimensiuni fixe – filmul încălzitor nu poate fi tăiat pe lățime – am studiat și posibilitatea montării
filmului în interiorul stratului izolator. Așa cum putem vedea în Figura4.14 acest lucru nu a fost posibil
deoarece ar putea avea loc supraîncălzirea filmului.
118
0.0 - Tf lm interior 0.1 - Tambiant 0.11 - Tf ilm liber
10:00h 10:30h 11:00h 11:30hTime12.03.2013
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100°C
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100°C
Figura4.14 Grafic temperatură medie film (Tfilm) neacoperit şi temperatura film acoperit cu
material termoizolant (pentru verificarea posibilităţii de îngropare a filmului în PEX).
Experimentul a fost oprit la temperatura de 65ºC din motive de protecţie a filmului.
Asftel, din motive legate de puterea instalată precum și de geometria manechinului și regimul de
temperaturi la care se stabilizează filmul, am ales o folie încălzitoare tip ECOFILM 508/47 cu puterea de
80W/m. Lățimea foliei este de 50cm, suprafața încălzitoare fiind de cca 47cm,fiecare margine având
1,5cm. În privința lungimii, aceasta poate fi tăiată la pas de 1cm pentru a putea obține lungimea adecvată
a frizelor. Aceste frize sunt legate una de alta pe întreaga suprafață și sunt interconectate în paralel prin
intermediul cablurilor cu conectori.
Figura4.15 Folie încălzitoare pentru pardoseală ECOFILM
119
Tot în urma testelor și măsurătorilor efectuate s-a constatat că așezarea optimă a foliei pe manechin este
cu barele de carbon paralele cu sensul de curgere a aerului, pentru a avea o distribuție uniformă a
temperaturii pe suprafață.
Schema de îmbrăcare și conectare a manechinului termic este prezentată în Figura4.16
Figura4.16 Schema de îmbrăcare a manechinului termic
Astfel pentru a încălzi manechinul am folosit trei circuite corespunzătoare celor trei zone studiate: cap,
trunchi și picioare Figura4.16.
Următorul pas a fost găsirea unei soluții privind alimentarea circuitelor manechinului și atingerea
temperaturilor dorite pe diferite segmente ale corpului. După efectuarea mai multor teste am constatat că
cel mai convenabil pentru atingerea nivelului de temperaturi necesar este alimentarea la sursa de tensiune
230V. Astfel după cum am putut observa în Figura4.16 , pentru fiecare zonă – cap, trunchi și picioare sunt
mai multe fâșii de film încălzitor. Pentru a putea dispune de aceeași temperatură pe fiecare fâșie de film
încălzitor a unei zone, am decis cuplarea fâșiilor în paralel, deoarece o cuplare în serie ar fi condus la
obținerea de temperaturi inegale între fâșii, datorită faptului că bucățile au dimensiuni diferite (un nr
diferit de bare de carbon). Fiecare zonă (cap, trunchi, picioare) va fi conectată separat la sursa de
alimentare - respectiv la rețea. Pentru controlul temperaturii pe fiecare zonă, am decis folosirea unui
120
dispozitiv de reglaj electronic - un variator de intensitate - ce permite stabilirea gradului de intensitate
după dorință, intensitate ce se menține până acționăm întrerupătorul. Asemenea dispozitive folosesc ca
element de reglare un tiristor şi sunt caracterizate prin aceea că energia consumată este proporţională cu
intensitatea luminoasă ce a fost reglată. Merită să fie reţinută această proprietate a dispozitivului, deoarece
în instalaţiile vechi de micşorare a intensităţii luminoase a unui bec se foloseau reostate care preluau
diferenţa de tensiune, respectiv consumau energie electrică, care era pierdută în cele din urmă sub formă
de căldură. În dispozitivul de reglare a intensităţii folosind un tiristor, acesta se plasează în serie cu
circuitul de curent, dar modul său de acţionare este cu totul altul faţă de schema cu rezistenţă serie.
Figura4.17 a) Acoperirea manechinului cu bandă încălzitoare b) Manechinul acoperit cu folie de
aluminiu
Astfel temperatura diferitelor segmente va fi controlată cu ajutorul acestor variatoare ghidate de datele
achiziționate de la mai multe termocuple plasate pe suprafața manechinului în părți reprezentative.
Achiziționarea datelor se face cu o placă de achiziție cuplată la o centrală de achiziție – National
Instruments. Variatorul este controlat manual până la atingerea temperaturii dorite.
După îmbrăcarea în folie încălzitoare și realizarea conexiunilor electrice manechinul a fost îmbrăcat în
folie încălzitoare, pentru a accelera fenomenul de difuzie termică și a obține temperaturi uniforme pe
121
întreaga suprafață Figura4.17. Foliei de aluminiu i-a urmat un strat de bandă adezivă transparentă, foarte
necesară.
4.3 Principii de măsură și echipamente utilizate
Termocuplul
Așa cum am relatat mai sus, supravegherea temperaturilor s-a făcut cu ajutorul termocuplelor plasate pe
suprafața manechinului în punctele reprezentative, pentru a putea monitoriza în fiecare moment evoluția
temperaturilor. În acest scop au fost utilizate termocuple tip K - Chromel {90% nickel and 10%
chromium} Alumel {95% nickel, 2% manganese, 2% aluminium and 1% silicon). Acesta este un model
destul de întâlnit de termocuplu care are o gamă largă de temperaturi operative. Ele sunt potrivite pentru
o gamă largă de aplicații deoarece sunt realizate în majoritate din Nichel și au o rezistență foarte bună la
coroziune.
Termocuplul funcționează pe baza efectului Seebeck, care conduce la formarea unei diferențe de potențial
electric pe baza unei diferențe de potențial termic.
Efectul Seebeck constă în apariția unei tensiuni electromotoare într-un circuit compus din doi sau mai
mulți conductori sau semiconductori diferiți ale căror terminale sunt menținute la temperaturi diferite.
Această descoperire a fost făcută de Thomas Seebeck în 1821.
Figura4.18 Efectul SEEBECK
Pentru modificări mici ale temperaturii valoarea tensiunii electromotoare este proporțională linear cu
temperatura:
(4.1)
Unde α este coeficientului lui Seebeck.
122
În cele ce urmează vom prezenta principiul de funcționare a unui termocuplu. Pentru a măsura acestă
tensiune existentă la bornele termocuplului trebuie conectat un voltmetru, care va creea un nou circuit
termoelectric.
Pentru a înțelege principiul de funcționare vom lua drept exemplu termocuplul la care una din borne este
alcătuită din același material ca și terminalele voltmetrului, un alt tip de termocuplu constituit din alte
metale față de bornele voltmetrului crește numărul de joncțiuni din circuit.
Figura4.19 Principiul de măsură al termocuplului
Scopul este măsurarea tensiunii V1, însă odată cu introducerea instrumentului de măsură am creat și alte
două joncțiuni J2 și J3. Deoarece J3 este o conexiune între același tip de metale V3 va fi egal cu 0. Insă în
punctul J2 va exista o diferență de potențial V2. Tensiunea indicată de voltmetru va fi proporțională cu
diferența de temperatură existentă între punctele J1 și J2. Așadar nu putem cunoaște temperatura în punctul
J1 fără să cunoaștem temperatura în punctul J2. O modalitate de a afla temperatura punctului J2 este de a
forța joncțiunea să aibă temperatura 0ºC, introducând-o într-un recipient cu gheață.
Astfel:
( ) ( ) (4.2)
Dacă TJ1 va fi exprimat în grade Celsius :
tJ1=TJ1(ºC) + 273.15 (4.3)
astfel V va deveni:
123
[( ) ( )] ( ) ( ) (4.4)
În acest mod am raportat tensiunea V la temperatura de 0ºC.
În cazul în care bornele voltmetrului sunt din material diferit faţă de materialul din care este confecţionat
termocuplul vom avea situaţia din Figura4.20
Figura4.20
Iar V1=V dacă V3 = V4 înseamnă că TJ3=TJ4;
Aşa cum am văzut termocuplele măsoară diferenţa de temperatură între două puncte şi nu temperatura
absolută. Pentru a putea măsura temperatura una dintre joncțiuni normal cea rece este menținută la
temperatura constantă de referință, iar cealaltă joncțiune la temperatura care trebuie aflată. A avea o
joncțiune la o temperatură cunoscută, deși util pentru calibrările făcute în laborator, nu este convenabil
pentru majoritatea aplicațiilor. Astfel va fi incorporată o joncțiune artificială rece utilizând un element
termosensibil cum ar fi o diodă sau un termistor pentru a putea măsura temperatura conexiunilor de
intrare ale instrumentului, având grijă ca orice diferență între terminalele să fie minimizată la maxim.
Astfel voltajul joncțiunii reci cunoscute poate fi reprodus. Aceasta poartă numele de compensație a
joncțiunii reci.
Termografia infraroșu
Termografia este o tehnică care permite obținerea unei imagini cu ajutorul radiației infraroșii. Imaginea
obținută este denumită termogramă. Termografia permite fără atingere, determinarea problemelor
rețelelor electrice, pierderilor de căldură din clădiri, diagnosticarea rețelelor de înaltă tensiune. Măsurarea
la distanță a temperaturilor se poate realiza cu ajutorul camerelor de termoviziune, termometrelor cu
infraroșu, sistemelor de termografie.
124
În timpul campaniei experimentale măsurarea temperaturii suprafeței manechinului, precum și a profilului
de temperaturi de deasupra capului manechinului a fost realizat cu ajutorul unei camere de termoviziune
FLIR B620 ( Figura 4.21)
Figura 4.21 Camera infraroșu utilizată tip B620
Camera infraroșu măsoară și vizualizează radiația infraroșie a unui obiect. Radiația spectrală infraroșie
este invizibilă ochiului uman și este cuprinsă între lungimile de undă 0,75 μm și 100 μm a spectrului
electromagnetic. Temperaturilor care se regăsesc în mediul ambiant (0-50°C) le sunt asociate lungimi de
undă cuprinse între 9-14μm. Cum radiația infraroșie este emisă de orice corp care are temperatura
superioară temperaturii de zero absolut, termografia face posibilă vizualizarea unui obiect cu sau fără
iluminare vizibilă. Deoarece cantitatea de radiație emisă de un obiect crește odată cu temperatura acestuia,
termografia va permite vizualizarea variațiilor de temperatură.
Așa cum am putut observa radiația este o funcție de temperatură și suprafață iar cu ajutorul camerei cu
infraroșu, temperatura poate fi determinată. Radiația măsurată de camera infraroșu nu depinde doar de
temperatura suprafeței ci și de emisivitate. Radiația provenită din mediul ambiant este în același timp
reflectată de obiect. Radiația reflectată de obiect și radiația emisă de obiect sunt influențate de capacitatea
de absorbție a atmosferei. Pentru realizarea măsurării precise a temperaturii, este necesară compensarea
diferitelor efecte ale surselor reflectante. Această compensare este efectuată automat de către camera
infraroșu. Pentru a putea face această compensare trebuie considerați câțiva factori: emisivitatea
obiectului, temperatura aparentă reflectată, distanța între obiect și aparat, umiditatea relativă, temperatura
atmosferei.
Emisivitatea este parametrul cel mai important. Emisivitatea este definită ca fiind măsura radiației emisă
de un corp față de radiația emisă de un corp negru, aflat la aceeași temperatură. Emisivitatea are valori
între 0,1 și 0,95. Pielea umană are emisivitatea cuprinsă între 0,97 și 0,98. Emisivitatea metalelor este
125
slabă și crește odată cu temperatura, pe când emisivitatea altor corpuri are valori ridicate și scade odată cu
temperatura.
În cazul campaniei noastre de măsurări, pentru a putea determina cu precizie profilele de temperatură, a
trebuit să determinăm emisivitatea suprafețelor unde am dorit stabilirea temperaturii. Deși în cărțile de
specialitate există tabele de emisivități, totuși aceste valori nu pot fi luate în considerație decât cu scop
orientativ, deoarece valorile lor sunt de principiu, iar emisivitatea obiectului de măsurat poate diferi față
de valorile de principiu. Există două metode de definire a emisivității: una este cea cu ajutorul
termometrului de contact sau cea cu ajutorul camerei de termoviziune. Prima metodă și cea folosită de
noi, constă în măsurarea temperaturii cu ajutorul unui termometru de contact, urmată de măsurarea
temperaturii suprafeței cu ajutorul camerei de termoviziune cu emisivitatea setată la valoarea 1. Diferența
între valoare temperaturii măsurate cu ajutorul termometrului de contact și valoarea temperaturii citite cu
ajutorul camerei de termoviziune se datorează setării unei valori a emisivității prea mare. Micșorând
treptat emisivitatea, am modificat temperatura până când aceasta a coincis cu valoarea arătată de
termometrul de contact. Emisivitatea astfel setată corespunde emisivității reale a suprafeței obiectului
măsurat.
Așa cum vom vedea mai departe ( în capitolul 5) această tehnică de măsură ne-a servit la compararea cu
rezultatele numerice a câmpului de temperatură din curentul convectiv generat de manechinul termic.
Pentru realizarea acestui scop am folosit un carton de culoare neagră foarte subțire, amplasat în planul
sagital al manechinului, deasupra capului său. Astfel, în figura 4.22 putem vedea distribuția câmpului de
temperaturi în această zonă.
Figura4.22 Amplasarea planului de măsură IR pentru validarea experimentală în celula
experimentală b) Imagine reală IR a planului de măsură
126
Sistemul de evaluare și măsurare a confortului Confort Sense
Pentru realizarea campaniei de măsurări am utilizat Sistemul ConfortSense de la Dantec Dynamics
destinat măsurării multipunct a vitezei și temperaturii aerului. Măsurătorile de curenți de aer necesită
senzori omnidirecționali cu o frecvență de răspuns de minim 2 Hz. De asemenea sistemul dispune și de o
sondă pentru măsurarea temperaturii operative și a umidității relative. Sistemul este conform cu
normativele Europene EN 13182, ISO 7726, ISO 7730 si cu standardele ASHRAE standard 55 și
ASHRAE standard 113. Sistemul conține o unitate principală cu până la 16 intrări la care pot fi conectate
16 sonde de măsură. Sonda omnidirecțională măsoară viteza și temperatura. Sistemul Confort Sense
dispune de o unitate principală și de o serie de sonde pentru măsurarea diverșilor parametrii.
Figura 4.23 Sistemul Confort Sense- Unitate de achizitie și sonde de măsură
Sonda de curent (Draft) este echipată cu un senzor omnidirecțional din film subțire pentru măsurarea
vitezei și un termistor cu răspuns rapid pentru măsurarea temperaturii. Senzorul de viteză este alcătuit din
două sfere cu diametrul de 3mm învelite într-un film de nichel și acoperite cu un film de quartz. Una
dintre sfere este ținută la o temperatură constantă superioară față de cealaltă, iar energia necesară pentru
menținerea acestei temperaturi este măsurată. O funcție de transfer convertește această energie măsurată
în viteză. Acest senzor sferic este protejat de o construcție metalică. Datorită designului foarte subțire
obstrucția fluxului de aer este minimală.
Sonda de umiditate măsoară direct umiditatea relativă. Principiul de măsură este bazat pe proprietățile
higroscopice ale unui polimer închis între doi electrozi. Acest film polimeric absoarbe sau eliberează
vapori de apă în funcție de modul cum umiditatea relativă crește sau descrește. Proprietățile dielectrice ale
acestui polimer depind de cantitatea de apă conținută de el. Pe măsură ce umiditatea relativă se schimbă
proprietățile dielectrice ale filmului se schimbă astfel încât capacitatea senzorului se schimbă. Din
valoarea măsurată a capacității unitatea calculează umiditatea relativă.
Sonda de temperatură operativă are o formă elipsoidală cu un diametru de 56mm și o lungime de 160mm.
127
Senzorul este reprezentat de o sârmă de nichel înfășurată care măsoară temperatura medie pe suprafața
elipsoidului. Forma și mărimea elementului facilitează măsurarea directă a temperaturii operative.
Mărimea ei este astfel aleasă încât să raportul între pierderea prin radiație și convecție să fie similară cu
cea a corpului uman. Forma sondei este aleasă astfel încât suprafețele reci sau calde să aibă aceeași
influență asupra sondei așa cum ar avea asupra unei ființe umane. Senzorul simulează o persoană în
picioare atunci când este în poziție verticală, o persoană în poziție șezândă atunci când este înclinată sub
un unghi de 30° și o persoană în poziție orizontală când sonda este așezată în poziție orizontală. Culoarea
și structura suprafeței sunt concepute de manieră să imite o persoană îmbrăcată pe cât de realist posibil.
În cazul studiului nostru măsurătorile au fost realizate în scopul comparării datelor cu datele obținute pe
cale numerică în simularea curgerii convective din jurul unui manechin în poziție șezândă.
4.4 Campania experimentală
Astfel, în prima campanie de măsurători, am transpus în celula experimentală a Facultății de Inginerie a
Instalațiilor grila prezentă în modelarea numerică cu ajutorul unor fire textile. Manechinul a fost așezat în
centrul celulei experimentale.
Figura 4.24 Dispozitiv experimental - a) Grila de măsură; b) Set-up termografie
Pe suprafața manechinului au fost amplasate termocuple pentru măsurarea temperaturii la suprafață. Cum
temperatura a fost considerată constantă pe segmente (cap, trunchi, picioare) aceste dispozitive au fost
128
dispuse pe câte o parte. În cazul picioarelor, deoarece acestea au o parte orizontală și o parte dispusă
vertical, am hotărât amplasarea a două termocuple – unul pe pulpe inferioare și unul pe pulpe superioare.
De asemenea am dispus termocuple pe pereți, la nivelul podelei și în apropierea tavanului, pentru a putea
măsura temperaturile din aceste zone. Într-un colț al încăperii au fost plasate, în suport,sondele kit-ului
Confort Sense. Sonda de măsură a temperaturii operative a fost dispusă la X=0,56m Y=1.2m iar Z=
0,72m. Poziția sa a fost înclinată, pentru a simula o persoană care stă jos. Sonda de măsură a umidității
relative a fost dispusă la X=0,65m; Y=0,5m iar Z=0,5m„
Astfel am obținut următoarele condiții la limită:
T operativă=26,6°C
Cap=34.08°C
Trunchi=32,35°C
Coapse=28°C
Gambe=27°C
Tpereți=25,31°C
Tmr=25,5°C
Așa cum am văzut în descrierea standului experimental temperatura manechinului pe diferite segmente s-
a stabilizat, ajungându-se la un echilibru între filmul încălzitor și mediul ambiant. Astfel s-au obținut
temperaturile prezentate mai sus la condiții limită. Primul pas în demersul nostru experimental a fost
măsurarea, cu ajutorul tehnicii termografice, a temperaturilor manechinului și a celor din panaș. În acest
scop am dispus termocuple nu numai pe suprafața manechinului ci și pe cartonul destinat fotografierii cu
infraroșu pentru a putea calibra camera de termoviziune. Astfel, am putut determina emisivitatea așa cum
am arătat la punctul 4.3. Aceasta are valoarea ε= 0,98 pentru manechin și ε=0,95 pentru cartonul așezat în
plan sagital și apoi coronal pentru vizualizarea panașului.
Figura 4.25 Imagine IR plan sagital (Campanie 1 măsurători)
129
După termografierea panașului am trecut la cea de-a doua etapă și anume măsurarea vitezei și
temperaturii cu ajutorul sondei omnidirecționale în fiecare punct al grilei.
Figura 4.26 a) Profilul de temperaturi în plan coronal (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze
în plan coronal (campania1 măsurători)
X
00.5
11.5Y
0
1
2
3
Z
0
0.5
1
1.5
2
2.5
X Y
Z
Temperature [C]
31.43
30.71
30.00
29.29
28.57
27.86
27.14
26.43
25.71
25.00
X
00.5
11.5Y
0
1
2
3
Z
0
0.5
1
1.5
2
2.5
X Y
Z
Velocity [m/s]
0.10
0.09
0.08
0.07
0.06
0.06
0.05
0.04
0.03
0.02
0.02
0.01
0.00
130
Rezultatele măsurătorilor au fost prelucrate cu ajutorul softului Tecplot pentru a putea fi interpretate și
comparate cu rezultatele modelului numeric și sunt prezentate în Figura 4.26 și Figura 4.27
Figura 4.27 Profilul de temperaturi în plan sagital (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze în
plan sagital (campania1 măsurători)
X
0
Y
0123
Z
0
0.5
1
1.5
2
2.5
XY
Z
Velocity [m/s]
0.10
0.09
0.08
0.07
0.06
0.06
0.05
0.04
0.03
0.02
0.02
0.01
0.00
X
0
Y
0123
Z
0
0.5
1
1.5
2
2.5
XY
Z
Temperature [C]
32.09
31.59
31.08
30.57
30.06
29.55
29.05
28.54
28.03
27.52
27.02
26.51
26.00
131
La prima campanie de măsurători poziționarea sondei de măsurare a fost făcută manual, fiind nevoie de
trei persoane în camera experimentală, pentru a putea pilota și monitoriza toate echipamentele. După cum
putem observa valoarea magnitudinii vitezei în panaș este foarte mică sub valoarea de 0,1m/s. Această
valoare este destul de coborâtă față de valorile întâlnite în literatură, poate fi explicată prin existența unei
temperaturi ridicate în încăpere, studiile din literatură fiind făcute la temperaturi ambientale mai scăzute
de cca 20°- 22°C. În cazul de față, diferența între temperatura mediului ambiant și a manechinului fiind
mai redusă, panașul nu mai este atât de puternic și bine evidențiat. După cum putem vedea și în
reprezentarea făcută cu camera de termoviziune, întinderea lui este mai redusă ( cca 19cm ) față de cca 25
cm cât ne arată studiile din literatură. O altă explicație la care ne-am gândit și care a determinat
efectuarea unei a doua campanii de măsurători a fost faptul că mișcând sonda manual, mișcarea produsă
în încăpere a produs turbulențe care au influențat atât câmpul de viteze cât și pe cel de temperaturi. În
privința profilului de temperaturi, după cum am putut vedea, acestea sunt destul de crescute la nivelul
panașului. Si această creștere ar putea avea ca explicație prezența continuă a unei persoane în jurul
manechinului în timpul operațiunilor de mutare a sondei în diverse puncte ale grilei.
Astfel am decis să apelăm la un sistem denumit Traverse –produs de firma Dantec Dynamics, care ne
permite deplasarea automatizată și controlată a sondelor în pozițiile dorite. Astfel grila a fost transpusă în
sistemul de coordonate al unității Traverse, mișcarea sondelor făcându-se mecanic cu viteză foarte mică și
cu precizie crescută.
Figura 4.28 Dispozitiv experimental a doua campanie de măsurători (sistem Traverse)
Pentru a doua campanie de măsurători am urmat aceeași pași ca și în cazul primei campanii.
132
În modelarea curgerii convective din jurul unei persoane, așezată într-o încăpere trebuie inclus obligatoriu
și efectul stratificării. Astfel am decis amplasarea de termocuple la diverse cote în încăpere pentru a putea
evalua stratificarea termică în încăpere ( Figura 4.28). Putem observa că distribuția verticală a
temperaturii este aproape liniară. Craven ([46]) a arătat că atât debitul de aer din panaș cât și viteza
aerului în panaș sunt influențate de gradul de stratificare din încăpere. Astfel în cazul unei ambianțe
uniforme din punct de vedere al temperaturii viteza maximă axială în panaș este de 0,3m/s pe când în
cazul unei ambianțe stratificate aceasta este mai scăzută circa 0,2m/s. Un efect similar datorat stratificării
se înregistrează și în cazul debitului de aer din panaș. Astfel, într-un mediu uniform, debitul de aer are
valori de cca 70-80 l/s pe când în cazul unui mediu stratificat termic acesta ajunge la valori de 20-30 l/s.
În cazul nostru observăm că în interiorul camerei experimentale din punct de vedere al temperaturii există
stratificare termică așa cum ne arată și Figura 4.29.
Figura 4.29 Profilul de stratificare termică în încăperea experimentală
Astfel așa cum am putut vedea și în studiul numeric și cum arată și studiile din literatură ([46]; [44]), în
cazul nostru debitele de aer din panaș vor fi mai mici de ordinul a 25-35l/s neputând fi aplicată relația de
calcul a debitului de aer din panaș propusă de Zukowska. În cazul nostru raportul de stratificare este de
1,9K/m, valoare destul de mare dacă o comparam cu cea din experimentul Zukowska ([44]) și care are
valoarea 0,07C/m.
26.6
26.8
27
27.2
27.4
27.6
27.8
28
28.2
28.4
0 0.5 1 1.5 2
Tem
peratu
ră (
°C)
Înălțime (m)
Profilul de stratificare termică
133
Condițiile limită în această a doua campanie de măsurări au fost:
Temperatura operativă 26,5°C
Temperatura Cap 35°C
Temperatură Trunchi 33,28°C
Temperatură Coapse 30,86°C
Temperatură Gambe 29,99°C
Temperatură Pereți 27,3°C
Umiditate relativă 35,9%
Temperatură medie radiantă 26,3°C
Figura 4.30 Imagine IR manechin termic
La fel ca și în prima campanie de măsurători, primul pas a fost termografierea manechinului și a
panașului termic existent deasupra capului manechinului. Temperatura părților trunchiului manechinului a
fost măsurată cu ajutorul termocuplelor și de asemenea aceste zone au fost termografiate cu ajutorul
camerei infraroșu precum putem vedea în Figura 4.30 Imagine IR manechin termic.
134
Figura 4.31 Imagine IR curent de convecție Plan sagital la diferite cote
Următorul pas a fost realizarea profilului median deasupra capului manechinului termic, la diferite cote pe
înălțime, pentru a putea vedea distribuția de temperaturi și viteze. Măsurătorile au fost făcute cu ajutorul
sondei de măsură a temperaturii și vitezei a kit-ului de estimare a confortului de la firma Dantec
Dynamics - Confort Sense, la distanțe succesive de 5cm, pornind de la 3cm deasupra capului
manechinului până la înălțimea de 1,98cm, distanța maximă la care sistemul Traverse de deplasare a
sondelor de la Dantec Dynamics ne-a permis poziționarea sondei pe înălțime.
În Figura 4.32 este prezentată variația temperaturii deasupra capului manechinului, în axul median al
panașului termic convectiv, la diferite cote pe înălțime – profil median iar în Figura 4.33 este prezentat
profilul magnitudinii vitezei la diferite cote situate pe verticala ce trece prin centrul capului manechinului.
Figura 4.32 Variația temperaturii cu înălțimea în curentul convectiv format deasupra capului
manechinului termic – profil median în axa centrala – profil experimetal
28.5
28.6
28.7
28.8
28.9
29
1.35 1.45 1.55 1.65 1.75 1.85 1.95 2.05 2.15
Tem
pe
ratu
ra (
°C)
Inălțime (m)
Profilul median al temperaturii in curentul convectiv deasupra capului
Temperatura profil median
135
Figura 4.33 Profilul vitezei în plan median deasupra capului manechinului în axa centrală – profil
experimental
În continuare au fost realizate măsurători în celelalte puncte de măsură, astfel încât să realizăm
transpunerea grilei din modelul zonal în partea experimentală, pentru a putea realiza validarea modelului
numeric. Pentru interpretarea rezultatelor datele obținute au fost prelucrate cu sistemul de reprezentare
Tecplot si sunt prezentate în Figura 4.34 și Figura 4.35
0.05
0.06
0.07
0.08
0.09
0.1
0.11
0.12
0.13
0.14
1.35 1.45 1.55 1.65 1.75 1.85 1.95 2.05
Vit
eză (
m/s
)
Înalțime (m)
Viteza în plan median in curentul de convecție deasupra capului manechinului
Viteza plan…
136
Figura 4.34 Profilul de viteze în plan sagital (campania 2 măsurători)
Figura 4.35) Profilul de viteze în plan coronal (campania2 măsurători)
137
După realizarea măsurătorilor pentru validarea panașului termic, am trecut la următoarea etapă și anume
sistemul de ventilare personalizată.
În această fază am hotărât testarea acestuia în condiții de izotermicitate. Pentru realizarea instalației
sistemului de ventilare personalizată am folosit un tronson de tubulatură rigidă cu diametrul de 100mm și
lungimea de 1,2m lungime. În interiorul tubulaturii, la unul din capete, am introdus un ventilator axial iar
la capătul opus față de ventilator a fost introdus, în interiorul tubulaturii, pe întreg diametrul său, un
tronson de liniștire realizat din tuburi cu diametrul de 0,5cm dispuse unele lângă celelalte. Pentru
conectarea grilei la tubulatură am folosit o reducție de la Ø100 la Ø80 mm și apoi un tronson de
tubulatură flexibilă cu diametrul de 80mm.
Pentru sistemul de ventilare personalizată am dorit un difuzor cu o suprafață perforată uniform care să
introducă aerul cu viteză mică. De aceea ne-am orientat către un difuzor care în mod obișnuit este folosit
ca un difuzor tip displacement de pardoseală, unde vitezele de introducere a aerului au valori mici în mod
obișnuit. Lungimea grilei este de 50cm și înălțimea de 7cm,suprafața acesteia fiind în întregime acoperită
de perforații. Grila a fost pusă la dispoziție de către firma SCHAKO KLIMA LUFT.
Figura 4.36 Grila de introducere pentru sistemul de ventilare personalizată
Deoarece nu cunoșteam curba caracteristică a ventilatorului axial am decis, pentru a putea controla
debitul de aer introdus, conectarea acestuia la un convertizor de frecvență.
Am decis testarea grilei pe proprie experiență pentru a vedea dacă jetul de aer furnizat de grilă nu este
deranjant din punct de vedere a curentului resimțit. De asemenea am hotărât introducerea fumului pentru
a putea vedea traiectoria jetului și dacă acesta ajunge la zona de inspirație a ocupantului.
În Figura 4.37 putem vedea traiectoria jetului de aer și de asemenea putem vizualiza cum se formează
panașul convectiv de deasupra capului ocupantului.
138
Figura 4.37 Vizualizarea cu fum a traiectoriei jetului de aer prin dispozitivul de introducere a)
până să ajungă la ocupant b) vizualizarea panașului termic deasupra ocupantului
Figura 4.38 Sistemul de ventilare personalizată, dispozitivul de măsură
Așa cum am amintit în capitolul dedicat studiului de modelare numerică, reprezentarea zonelor cu
circulație intensă a aerului precum cele de panaș sau jet nu poate fi făcută în mod corect în modelarea
zonală decât prin introducerea unor legi de variație semiempirice luate fie din literatură fie obținute pe
cale experimentală. Întrucât difuzia grilei a fost modificată acoperind partea oblică de difuzie, pentru a
putea transpune modelul în modelarea numerică, legile de variație ale debitului au trebuit determinate pe
cale experimentală folosind tot sistemul de măsură Confort Sense.
Grila are o lungime de 50cm și o înălțime a zonei de difuzie a aerului de cca 7cm. Primul pas a fost
măsurarea vitezei în grilă. Pentru a obține legea de variație a debitului de aer în jet am ales punctele de
măsură în plan orizontal la distanțele de 5mm, 15mm, 65mm, 110mm, 160mm, 265mm, 365mm față de
grilă în axul jetului iar în plan vertical din 10 în 10mm pe înălțimi față de ax de cca 18cm la distanță de
139
365mm față de fața grilei. După efectuarea campaniei de măsurători, pentru a obține valorile debitelor și
legea de variație, am integrat aceste viteze pe suprafață, la diferite distanțe de grilă.
În Figura 4.39 este prezentat profilul de viteze în jet la diferite distanțe față de grila de introducere.
Se poate observa că acestea scad până în jurul valorii de 0,2m/s la distanța de 365mm față de fața grilei.
Valoarea vitezei se situează în limitele de confort. Deși temperatura de introducere a aerului la intrarea în
ventilator a fost egală cu cea a mediului ambiant se observă, totuși, o ușoară tendință ascensională a
jetului. O explicație a acestei tendințe credem că este o încălzire a aerului la trecerea prin ventilator.In
literatură această diferență între aerul introdus și cel refulat se situează în jurul valorii de 0,5°C.
Figura 4.39 Profilul de viteze în jetul de ventilare personalizată
În Figura 4.40 este prezentată variația debitului în funcție de distanța față de grilă.
0
0.2
0.4
0.6
0.8
1
1.2
1.4
1.6
-150 -100 -50 0 50 100 150 200
Vit
eza (
m/s
)
Y (mm)
Distribuția de viteze în jet
X=5 mm
X=15 mm
X=65 mm
X=110 mm
X=160 mm
X=265 mm
X=365 mm
140
Figura 4.40 Variația debitului în funcție de distanța față de centrul grilei
y = 0.2445x + 22.768 R² = 0.9901
0
20
40
60
80
100
120
0 50 100 150 200 250 300 350 400
Q(m3/h)
Q(m3/h)
Linear (Q(m3/h))
141
5 Sinteza rezultatelor studiului actual
Așa cum am relatat în capitolele precedente, scopul întregului studiu a fost realizarea unui model
numeric simplificat care să aibă capacitatea de a reda curgerea și distribuția de temperaturi și viteze
pentru un sistem de ventilare personalizată. Studiile din literatură ne-au arătat că modelarea acestor
curgeri este făcută prin modele CFD. Modelarea CFD, datorită faptului că folosește grile foarte fine de
calcul, necesită timpi de simulare îndelungați cu resurse informatice importante. Computerele folosite la
aceste simulări sunt dotate cu un număr mare de procesoare, memorii importante, iar programele utilizate
sunt programe care necesită licențe care de multe ori nu pot fi la îndemâna utilizatorilor datorită costurilor
ridicate.
Astfel atenția noastră s-a îndreptat către evaluarea capacității modelelor zonale de-a estima
fenomenologia circulației aerului în sistemul de ventilare personalizată, modelarea făcându-se cu ajutorul
mediului de simulare SPARK, dezvoltat la Laboratoarele Universității Berkley. Acest soft poate fi obținut
fără a necesita costuri, fiind deci foarte la îndemână. Pentru a putea verifica rezultatele obținute în urma
modelării numerice și a valida modelul realizat, am decis efectuarea campaniei experimetale prezentate la
capitolul anterior.
În acest capitol vom compara rezultatele obținute în urma studiului de modelare numerică și
experimentală pentru a vedea în ce măsură scopul nostru de a realiza un model simplificat de simulare a
curgerii a fost realizat.
Deoarece, așa cum am relatat anterior, metodele numerice folosite pentru acest tip de modele până în
prezent sunt cele CFD am dorit ca în finalul acestei lucrări să facem o comparație pentru a putea vedea cât
de mari sunt diferențele între estimări și cu un model CFD care folosește aceleași condiții la limită
precum modelul zonal și cel experimental. De aceea înainte de prezentarea rezultatelor dorim să facem o
scurtă prezentare a mediului CFD. Tehnicile CFD cuprind trei tipuri de metode DNS, LES și RANS.
Acestea trei diferă între ele prin procedurile de rezolvare a diferitelor variante ale ecuațiilor Navier-
Stokes, în diferite tipuri de curgere turbulentă. Într-un local curgerea aerului se poate desfășura în regim
de turbulență indusă, în regim de turbulență tranzitorie sau complet stabil și mai puțin în regim laminar.
Astfel acest tip de curgere poate fi estimată fie prin simulare numerică directă, denumită DNS, simularea
numerică a structurilor turbionare de mari dimensiuni, denumită LES, sau prin modele de transport a
cantității mediate în timp, denumite RANS. Tehnica DNS se bazează pe rezolvarea ecuațiilor Navier-
Stokes fără a introduce ipoteze particulare. Ea are capacitatea de-a surprinde energia produsă sau disipată
142
de structurile turbionare de mici dimensiuni. Astfel această tehnică are nevoie de o grilă foarte fină de
ordinul a Re9/4
.
Tehnica LES face supoziția că în curgere se produce o separație între turbionii de mari dimensiuni și cei
de mici dimensiuni, iar energia cinetică turbulentă produsă de aceste structuri de talie mare este
transferată către structurile de talie mică fiind disipată apoi sub formă vâscoasă. Interacțiunea între
structurile de talie mică și cele de talie mare este modelată conducând la introducerea de termeni
suplimentari în ecuația Navier-Stokes.
Modelul care stă la baza tehnicii RANS reprezintă cantitatea dinamică printr-un câmp turbulent mediu
simulând doar grosier caracteristicile curgerii turbulente. Aceste ecuații sunt ecuațiile Reynolds de unde
provine și numele de RANS (Reynolds Averaged Navier- Stokes). Modelul utilizat pentru simularea CFD
în cazul nostru a fost modelul k-ωsst model care conform studiului lui Croitoru ([38]) caracterizează cel
mai corect circulația aerului în panașul termic .
Astfel Figura 5.1 prezintă profilul distribuției de temperaturi în axa centrală verticală ce trece prin centrul
capului manechinului la diferite cote pe înălțime. În figură sunt alăturate profilul experimental, cel
rezultat din modelarea numerică zonală și cel rezultat din modelul CFD. Putem remarca similitudinea
predicțiilor celor două modele în comparație cu modelul experimental. Cele trei profile sunt foarte
apropiate unul de celălalt și urmăresc aceeași traiectorie. Deoarece în modelarea zonală deasupra capului
regăsim o celulă cu înălțimea de 12,5cm, temperatura fiind considerată omogenă în model în totalitatea ei,
pentru a putea compara cu datele experimentale obținute, am realizat media temperaturilor măsurate la
diferite cote pe această înălțime. Rezultatele ne arată că, față de modelul experimental, modelul zonal
subestimează ușor temperatura. Astfel, în prima celulă de deasupra capului care are înălțimea de 12,5cm
temperatura obținută este de 28,64°C față de temperatura de 28.94°C obținută în campania experimentală.
Observăm că această diferența de 0,3°C este foarte mică, putem spune chiar nesemnificativă. O asemenea
diferență între valoarea estimată de modelul zonal și cea obținută din studiul experimental poate fi
datorată chiar preciziei de măsură a aparaturii folosite ±0,5°C sau unor erori de măsură apărute. Nu putem
spune că o asemenea valoare poate fi concludentă. În ceea ce privește modelul CFD, remarcăm la acesta o
ușoară supraestimare a temperaturii în axa verticală în imediata apropiere a capului. Observăm că odată
cu creșterea înălțimii și depărtării de cap, cele trei profilele devin foarte apropiate și putem vedea o
ușoară subestimare a temperaturii în cazul modelului CFD față de modelul experimental și zonal dar și
aceasta nu are o valoare semnificativă situându-se în jurul valorii de 0,2°C.
143
Figura 5.2 prezintă profilul magnitudinii vitezei la diferite cote situate pe verticala ce trece prin centrul
capului manechinului. Din datele experimentale putem observa că în imediata apropiere a capului viteza
este foarte mică (0,06m/s), ea crescând odată cu creșterea înălțimii până la valoarea de 0,13m/s la
înălțimea 1,6m deci la distanță de 25cm de capul manechinului, după această cotă viteza descrescând
datorită încălzirii aerului la acea cotă și a diminuării valorii forței arhimedice. Explicația acestei creșteri a
vitezei poate veni din faptul că cele două fronturi de aer ce vin de la umeri urcă și se unesc deasupra
capului cu curentul care provine de la acesta, producând astfel o creștere a vitezei. După această înălțime
de 1,6m, valoarea vitezei începe să descrească.
În comparație cu alte studii din literatură ([38]) ([2]) observăm că viteza maximă și în general vitezele din
panaș au valori mai mici, de asemenea distanța față de cap la care aceste viteze maxime sunt atinse este
mai mică. Explicația poate fi aceea că temperatura în încăpere este mai ridicată față de aceste studii,
diferența între temperatura corpului și a încăperii fiind mică, panașul va fi mai slab conturat și mai puțin
compact. În consecință față de valorile obținute de ([38]) ([46]) etc care se află în jurul valorii de
aproximativ 0,24m/s valorile în cazul nostru sunt mai mici. De asemenea, așa cum am relatat anterior,
distanțele la care acestea sunt atinse sunt mai mici – 0.25m față de 0,43m în studiile lui Jia ([2]). De
asemenea avem de-a face cu o încăpere în care este prezentă stratificarea termică, care va determina
valori ale vitezei mai mici față de cele din studii care se situează în jurul valorii de 0,3m/s pentru
încăperile în care temperatura aerului este uniformă.
Figura 5.1 Profilul de temperaturi în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model
Zonal
25.00
27.00
29.00
31.00
33.00
35.00
37.00
1.2000 1.7000 2.2000 2.7000
Te
mp
era
tură
(°C
)
Înălțime (m)
PROFILUL DE TEMPERATURI ÎN CURENTUL CONVECTIV AXA CENTRALĂ
CFD
EXPERIMENTAL
MODEL ZONAL
144
Figura 5.2 Profilul de viteză în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model Zonal
Trecând la compararea cu cele două predicții CFD și Zonal, putem observa că modelul zonal nu este așa
de precis în estimarea vitezelor. Modelul zonal nu a fost conceput pentru predicția vitezelor de aceea dacă
dorim aflarea acestora singura soluție este calculul lor. În modelarea zonală singurul mod posibil de
estimare a vitezelor este în interfețele dintre celule. Modelul zonal ne oferă valorile debitelor și singura
modalitate de a calcula viteza este raportând această valoare a debitului la suprafața interfeței dintre două
celule alăturate. Astfel, putem observa că valoarea vitezei pentru interfața superioară a primei celule
corespunde cu datele experimentale. Următoarea celulă are o înălțime mai mare și observăm că valoarea
vitezei maxime dată de modelul zonal este mai ridicată față de valoarea experimentală. Deși ca ordin de
mărime această diferență nu este semnificativă (0,13m/s –experimental față de 0,15m/s model zonal ) și
poate intra în limitele erorii de măsură a sondei omnidirecționale ±0,02m/s totuși credem că această
eroare se poate datora și mărimii celulei, având în vedere modul cum această valoare este calculată în
modelul zonal. Tot din această cauză cota la care se atinge viteza maximă diferă între cele două modele.
În cazul modelului experimental viteza maximă este atinsă la cota de 1,6m respectiv la cca 23cm de capul
manechinului, față de 2,1m în cazul modelului zonal. Pentru a diminua acest ecart am putea micșora
înălțimea celulei sau am putea îndesi grila dar aceasta ar putea conduce la timpi de simulare mai ridicați.
Figurile Figura 5.3 și Figura 5.4 prezintă comparația între profilele de temperatură în plan sagital
rezultate din modelarea zonală, modelarea CFD și campania experimentală.
0.00
0.02
0.04
0.06
0.08
0.10
0.12
0.14
0.16
1.4000 1.6000 1.8000 2.0000 2.2000 2.4000 2.6000
Vit
eza
(m
/s)
Inălțime (m)
PROFILUL DE VITEZE ÎN CURENTUL CONVECTIV AXA CENTRALĂ
CFD
EXPERIMENTAL
MODEL ZONAL
145
Profilul temperaturilor în plan sagital ne indică faptul că profilele nu sunt simetrice față de axa centrală ce
trece prin centrul capului manechinului, ci se poate observa o ușoară tendință de înclinare spre partea din
față datorită influenței picioarelor. Această tendință este mai vizibilă la modelul zonal, dar și la cel
experimental. La modelul CFD la această cotă influența picioarelor nu par a mai fi prezentă, acesta fiind
simetric față de axa centrală. Se remarcă aceeași tendință de variație între cele două profile experimental
și zonal, cu existența aceluiași ecart prezent și la nivelul profilului în axa centrală. Predicțiile CFD la
aceste cote (1,42m respectiv 1,52m) în zona picioarelor sunt apropiate de cele zonale. Cel care este mai
îndepărtat de aceste predicții este cel experimental la cota 1,42m. Observăm că în axa centrală profilul
CFD supraestimează temperatura cu aproape un grad celsius.
În plan coronal ( Figura 5.5 ), așa cum era normal, profilele sunt simetrice în raport cu axa centrală. La
cota 1,42m profilul zonal este mai aproape, ca predicție, de rezultatele campaniei experimentale față de
cel CFD. În cazul profilului trasat la cota 1,52m profilul CFD pare a avea o mai bună estimare, dar în
continuare cu o ușoară tendință de supraestimare a temperaturii.
Figura 5.3 Profilul de temperatură în panaș - Plan sagital - model experimental, model zonal, model
CFD
27.00
27.50
28.00
28.50
29.00
29.50
30.00
30.50
1.3 1.5 1.7 1.9 2.1
Tem
per
atu
ra (
°C)
Y (m)
Profilul temperaturilor în plan sagital
CFD H= 1.42
CFD H= 1.52
Experimental H=1.52m
Model Zonal H=1.42m
Model Zonal H=1.52m
Experimental H=1.42m
146
Figura 5.4 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital
Figura 5.5 Profilul de temperatură în panaș - plan coronal- model Experimental, model Zonal și
CFD
27.50
28.00
28.50
29.00
29.50
30.00
30.50
1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.1
TEM
PER
ATU
RĂ
(°C
)
X (m)
Profilul temperaturilor în plan coronal CFD H= 1.52
CFD H= 1.42
Model zonal H=1.42m
Experimental H=1.42m
Model zonal H=1.52m
Experimetal H=1.52m
147
Figurile Figura 5.4 Figura 5.6 prezintă predicțiile modelului zonal în ceea ce privește distribuția de
temperaturi în încăpere în planurile sagital și coronal pentru cazul reprezentării numerice a curentului
convectiv creat în jurul unui manechin termic cu geometrie simplificată dispus într-o încăpere în procesul
de convecție liberă. După cum putem observa în încăpere temperatura în celule se situează sub valoarea
de 28°C. Așa cum era de așteptat, temperatura crește odată cu înălțimea la nivelul plafonului
înregistrându-se valori mai crescute față de cotele inferioare. Așa cum este normal, temperaturi mai
ridicate se înregistrează în celulele din panașul termic aflate imediat în apropierea manechinului termic și
în celulele de deasupra picioarelor. În aceste celule din vecinătatea picioarelor temperatura este lejer mai
ridicată datorită înfluenței acestora. Predicțiile de temperatură ale modelului zonal în interiorul încăperii
sunt confirmate și de estimările CDF așa cum putem remarca în figurile 5.7 și 5.9 temperatura este
crescută doar în curentul convectiv din jurul manechinului.
Figura 5.6 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model Zonal
148
Figura 5.7 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model CFD
Figura 5.8 Distribuția de viteze în încăpere profil coronal Model CFD
149
Figura 5.9 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital Model CFD
Figura 5.10 Distribuția de viteze în încăpere profil sagital Model CFD
150
Estimările CFD referitoare la magnitudinea vitezei ne arată un nivel redus al circulației în încăpere cu
valori ale magnitudiii vitezei sub 0,2m/s. Estimarea circulației aerului în încăpere este prezentată în
Figura 5.11, Figura 5.12, Figura 5.13, Figura 5.14 pentru cele două modele numerice – Modelul Zonal și
Modelul CFD. În ceea ce privește circulația în curentul convectiv din jurul manechinului termic și zona
imediat apropiată, observăm că traiectoriile liniilor de curent sunt similare. În schimb mediul de
simulare CFD ne arată existența unor zone mai mari de recirculare în încăpere, aerul fiind antrenat în
panaș, urcând la plafon și coborând în încăpere pe lângă perete. Modelul zonal, în schimb, nu estimează
această zonă extinsă de recirculare, aceasta făcându-se doar în imediata apropiere a pereților. Atât
modelul zonal cât și cel CFD ne arată o zonă de circulație slabă în partea inferioară a încăperii și o
circulație mai intensă în partea superioară datorită prezenței forțelor ascensionale.
151
Figura 5.11 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție CFD
Figura 5.12 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție Model Zonal
152
Figura 5.13 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție Model Zonal
Figura 5.14 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție CFD
153
În privința rezultatelor obținute pentru sistemul de ventilare personalizată în urma cuplării modelului
numeric al curentului convectiv format în jurul unui manechin termic în poziție șezând cu jetul provenit
din terminalul de introducere al sistemului de ventilație personalizată, acestea sunt prezentate în Figura
5.15 și Figura 5.16.
a)
b)
Figura 5.15 Circulația aerului în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată
a) Profil coronal; b) Profil sagital
154
a)
b)
Figura 5.16 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată
a) Profil coronal; b) Profil sagital
155
Așa cum putem observa în Figura 5.15 jetul de ventilație personalizată este introdus la nivelul umerilor.
Putem observa comparativ cu cazul în care aveam de a face cu convecție liberă că dimensiunea panașului
este redusă. Această diminuare este vizibilă atât din punct de vedere al înălțimii cât și din punct de vedere
al lărgimii acestuia. Astfel în partea din față putem vedea că fluxul convectiv care venea de la picioare
este întrerupt de jetul provenit din terminalul de ventilație personalizată. Se observă că jetul provenit din
terminalul de ventilație personalizată antrenează aer și din partea superioară, dezvoltându-se astfel și pe
zona feței manechinului, unde se observă că va penetra stratul convectiv care o imprejmuiește. Pentru a
constata ce cantitate de aer proaspăt va ajunge în zona de inhalare a manechinului și a putea evalua
eficacitatea terminalului de ventilare personalizată ar trebui să introducem un gaz trasor pentru a putea
măsura concentrația acestuia în aerul din zona de inhalare a manechinului. De asemenea am putut observa
că jetul de ventilare personalizată are o traiectorie ușor ascendentă. Pentru a evita acest lucru ar trebui
testată o temperatură de introducere mai redusă, cu o diferență mai mare față de temperatura mediului
ambiant. Astfel ar putea fi redusă și cantitatea de aer antrenat astfel încât inhalarea aerului să se producă
din miezul jetului.
În cazul de față temperatura utilizată de noi pentru introducerea aerului de ventilație personalizată a fost
de 26°C. În figura 5.16 sunt prezentate profilele sagital și coronal pentru distribuția de temperatură.
Se observă o scădere a temperaturii în celulele din imediata apropiere a manechinului (Figura 5.17). Dacă
în cazul convecției libere, temperatura în celulele din imediata apropiere a manechinului, se situa peste
valoarea de 28.4°C în cazul cuplării cu jetul provenit din terminalul de ventilație personalizată aceasta
înregistrează o scădere până în jurul valorii de 27.5°C. Putem observa o scădere semnificativă în celula
superioară situată pe verticala celulei din fața manechinului, acolo influența este cea mai puternică. La
nivelul temperaturilor din restul celulelor scăderea este aproape nesemnificativă, de aproximativ 0.1°C –
0.2°C.
Figura 5.17 Profilul de temperatură în plan sagital H=1.57m
27.3
27.4
27.5
27.6
27.7
1.4 1.9 2.4 2.9
Tem
pera
tură
(°C
)
Distanța (m)
Variația temperaturii în plan sagital
Temperatura(C)
156
După cum putem vedea față de profilul de temperatură în plan sagital pentru cazul convecției libere, acest
profil prezintă o scădere bruscă de temperatură în celulele din partea frontală în fața manechinului.
Aceasta se datorează influenței jetului de ventilare personalizată care are o temperatură foarte ușor mai
scăzută față de temperatura din panaș. Astfel putem observa prezența aerului proaspăt introdus prin
terminalul de ventilație personalizată în zona de inhalare a ocupantului.
157
6 Concluzii generale, perspective și contribuții personale
Obiectivul principal al acestei teze este analiza sistemului de ventilare personalizată și al mișcării aerului
în acest sistem. După cum am putut vedea pe parcursul întregului manuscris pentru evaluarea și
caracterizarea acestui sistem, un rol extraodinar de important, poate cel mai important, îl are curentul
convectiv denumit pe parcursul acestui studiu și panaș convectiv, care se formează în jurul corpului
datorită diferenței de temperatură între corp și mediul înconjurător. Așa cum am văzut, eficiența
sistemului depinde de capacitatea jetului de ventilare personalizată de a penetra acest curent convectiv și a
ajunge la zona de inhalare a ocupantului astfel încât cea mai mare parte a aerului inhalat să fie compus din
aer proaspăt introdus prin terminalul de introducere PV. Astfel debitele introduse de aer proaspăt ar putea
fi reduse, această diminuare conducând la economie de energie. Dat fiind faptul că acest studiu de
ventilare personalizată a venit ca urmare a dorinței de a aduce un sistem de ventilare în școli, am dorit să
vedem care ar fi economia de energie față de un sistem clasic de ventilație. În acest scop, am realizat, în
primă fază, un studiu folosind modelarea nodală pentru o sală de clasă dintr-o școală aflată în orașul
București, pe parcursul a trei luni calendaristice consecutive (aprilie, mai și iunie), evaluând consumul
energetic pentru încălzire și răcire. Concluzia a fost că, față de un sistem clasic de ventilație prin amestec,
folosirea unui sistem de ventilație personalizată ar putea reduce consumul, în funcție de valoarea debitelor
introduse și a temperaturii de introducere, cu până la 49%. Aceasta este și prima contribuție personală
Tot în cadrul obiectivelor, s-a aflat realizarea unui model numeric al sistemului de ventilare personalizată.
Până în prezent modelarea acestora s-a făcut cu mediile de simulare CFD, care presupun resurse
informatice importante și timpi de simulare îndelungați.
Astfel atenția noastră s-a îndreptat către modelele zonale, modele intermediare între modelele nodale care
consideră întregul spațiu ca fiind omogen și modelele CFD, care presupun o grilă de discretizare foarte
fină de ordinul milioanelor de celule. Modelele zonale presupun împărțirea spațiului într-un număr mic de
celule față de modelul CFD în interiorul cărora amestecul de aer este presupus omogen. Astfel, am dorit
să verificăm dacă un astfel de model simplificat poate surprinde fenomenologia sistemului. Pentru a
realiza această verificare ne-am orientat către studiul experimental. În acest scop am realizat un manechin
termic similar ca geometrie celui din modelul numeric. Manechinul experimental precum cel din studiul
de modelare numerică a avut o geometrie simplificată. El a fost construit astfel încât să imite temperatura
corpului uman care în realitate este diferită pe segmente ale corpului. Această alegere a fost făcută în
urma studiilor de specialitate, și în dorința de a ne apropia cât mai mult de realitate. Primul pas în studiul
158
numeric a fost realizarea modelului încăperii, introducerea în interiorul ei a unui ocupant și modelarea
curentului convectiv ce se formează în jurul său în condiții de convecție liberă deci fără existența unui
sistem de ventilare care să introducă sau să extragă aer. Acest demers a fost făcut întâi în variantă 2D și
apoi a fost extrapolat în variantă 3D. Ulterior acestui demers a fost o validare preliminară cu studii din
literatură care ne-au reconfortat prin rezultatele lor în privința alegerii făcute. Acest model fiind realizat, a
urmat campania experimentală de validare a rezultatelor. Din dorința de a obține rezultate sigure și cât
mai corecte am realizat două campanii de măsurători. Ambele campanii de măsurători s-au realizat
urmărind discretizarea din modelarea numerică pentru ca toate comparațiile să fie făcute cât mai exact.
Rezultatele experimentale au fost apoi comparate cu cele ieșite din modelarea numerică. De asemenea,
campania experimentală, pe lângă funcția de validare a modelului, ne-a servit la completarea și
ameliorarea modelului numeric. Am dorit, de asemenea, să facem o comparație și cu rezultatele unui
model CFD pentru putea compara predicțiile. Astfel s-au realizat simulări cu mediul de simulare CFD
pentru condițiile impuse în modelul zonal și cele din modelul experimental iar rezultatele au fost
comparate. Comparația a arătat capacitatea modelelor zonale de a realiza predicții de temperatură destul
de apropiate de realitate în axa ce trece prin centrul capului manechinului. De asemenea profilele sagital
și median au confirmat această capacitate. În ceea ce privește predicțiile vitezei, acestea au fost apropiate
ca valori față de valorile experimentale și CFD în apropierea capului manechinului dar la distanțe mai
mari predicțiile zonale au supraestimat ușor vitezele. Această supraestimare ar putea fi cauzată de o
discretizare în volume mai mari a celulelor de deasupra capului. O discretizare ușor mai fină ar putea
remedia acest neajuns. În perspectivă, trebuie evaluată posibilitatea unei asemenea rafinări raportând-o
la durata timpilor de simulare. Realizarea și validarea acestui model zonal pentru modelul panașului
termic format în jurul unui manechin termic reprezintă o altă contribuție originală a acestui studiu.
În ceea ce privește cuplarea cu terminalul de ventilare personalizată, s-a observat că jetul provenit din
acest terminal, fiind introdus izoterm și probabil suferind o ușoară încălzire în ventilatorul aflat pe
tubulatură, a avut o tendință ascendentă. Dată fiind dispoziția grilei la nivelul umerilor, modelul numeric a
arătat că aerul provenit din terminalul de introducere PV a ajuns în zona de inhalare a manechinului,
penetrând direct stratul convectiv din jurul feței și nu doar fiind antrenat de aceasta și urcând ca urmare a
tendinței ascensionale a curentului. La nivelul temperaturii în imediata apropiere a feței manechinului,
influența acestui jet este vizibilă – temperatura aerului înregistrând o scădere față de cazul convecției
libere. Totuși pentru a evalua eficacitatea terminalului de introducere în perpectivă ar trebui utilizat un
gaz trasor pentru a putea evalua concentrațiile la nivelul zonei de inhalare. De asemenea ar trebui
realizată o cuplare a manechinului termic și a grilei de introducere în plan experimental pentru a putea
realiza și o validare a întregului sistem. Este interesant de văzut dacă această cuplare, în plan
159
experimental, ar schimba legea de variație a debitului de aer. În viitor ar putea fi testate alte temperaturi
de introducere a aerului prin terminalul PV, mai coborâte față de cea din studiul actual care ar permite
grilei un comportament mai apropiat de displacement, astfel încât să se producă o cât mai mică antrenare
a aerului din imediata apropiere. De asemenea o mai bună stabilitate ar putea fi conferită de o „poliță” pe
care să fie așezat difuzorul de aer astfel încât să se producă o lipire a jetului de ea, rezultând un „ jet lipit
de perete” în zona inițială de introducere.
În viitor, ar fi interesantă includerea variabilei timp în model odată cu posibilitatea introducerii unui jet
expirat atât în studiul numeric cât și în cel experimental. De asemenea ar trebui studiate diferite
poziționări ale grilei de introducere.
În privința contribuțiilor personale ale studiului nostru dorim să menționăm următoarele:
- realizarea studiului bibliografic al literaturii în domeniu, diferențiat pe aspecte ale cercetării
efectuate: probleme de confort termic și calitate a aerului interior, modelare matematică a
fenomenelor termo-aeraulice din spaţiile ventilate, modelare numerică, cercetare experimentală
referitoare la panaşul termic şi la sistemele de ventilare, în particular la sistemul personalizat de
introducere a aerului;
- realizarea studiului energetic pentru compararea sistemelor de ventilare clasic și cel de ventilare
personalizată prin simulare cu pas orar de timp;
- realizarea modelului numeric al panașului termic și cuplarea cu un terminal de ventilare
personalizată cu ajutorul metodei zonale
- alimentarea modelului zonal cu relaţii determinate experimental în urma cercetărilor
experimentale personale
- folosirea unui soft dificil şi performant pe care l-am particularizat condiţiilor specifice ale
problemelor studiate
- creearea unui menechin termic cu trei segmente de control al temperaturii pentru validarea
experimentală a modelului numeric
- folosirea unui echipament performant pentru realizarea campaniilor experimentale şi prelucrarea
corespunzătoare a datelor experimentale, ţinând cont de gradul de discretizare a spaţiului în
modelul zonal, cu care se fac comparaţii
160
Bibliografie
[1]. I.Cruceanu, C.Maalouf, I.Colda,M.Lachi, Parametric study and energy analysis of a personalized
ventilation system. International Journal of Mathematical models and methods in applied Sciences Issue2,
Volume 7, 2013, pp141-148.
[2]. Xinli Jia, John B. McLaughlin, Jos Derksen a,b, Goodarz Ahmadia-Simulation of a mannequin’s
thermal plume in a small room. Computers and Mathematics with applications (2011) ,
www.elsevier.com/locate/camwa.
[3]. P.O. Fanger;Thermal Confort- Analysis and Applications in Environmental Engineering. 1970 .
[4]. R.P.Clark; O.G.Edholm; Man and his Thermal Environment, 1985.
5]. E.Assmussen, M. Nielsen, Standard test method for measuring the thermal insulation of clothing using
a heated manikin. Laerebog i meneskets fysiology. Academisk Forlag (1991) .
[6]. ASHRAE, ‘‘Thermal environmental conditions for human occupancy,’’ ANSI/ASHRAE Standard
55-2004,. American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers,Atlanta, GA. 2004
[7]. H.E.Lewis, A.R.Foster, B.J.Mullan, R.N.Cox, R.P.Clark, Aerodynamics of the human
Microenvironment. Lancet 322 , pp 1273-1277.
[8]. R.P.Clark, N.Toy, Natural Convection Arround the Human Head. J.Physiol, 1975 , pp 283-293.
[9]. T.Zhang, P.You, F.Sun,Two simplified manikins for indoor environment assessment,Proceedings of
the 11th International Conference on Air Distribution in Rooms (RoomVent 2009),Busan, Korea. pp.
1285-1292
[10]. H.Brohus, Personal Exposure to Contaminant Sources in Ventilated Rooms. Thesis, Faculty of
Engineering and Science, Aalborg University,Denmark, July 1997 .
[11]. ASHRAE,ASHRAE HANDBOOK,Fundamentals, Thermal Confort,Vol. Chap. 8. 2001. Atlanta:
American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineering .
[12]. Nielsen, Marius, Pedersen, Lorents, Studies on the heat loss by radiation and convection from the
clothed human body,Acta Physiol.Scand.1952,. 27:272.
[13]. Y.Cengel, Heat transfer.A practical approach. McGraw Hill 1998 .
[14]. T.Helge.Dokka, P.O.Tjelflaat, A simplified model for human induced convective air flows - Model
predictions compared to experimental data. Proceedings of Room Vent 2002 (8th International
Conference on Air Distribution in Rooms , Copenhagen - Denmark , pp 269-272, 5 figs, 9 ref.
[15]. H.Awbi, Ventilation of buildings , Second Edition. Spon Press, London, First edition 2003
[16]. G.He, X.Yang, J.Srebic, Removal of contaminants released from room surfaces by displacement and
mixing ventilation: modeling and validation. Indoor Air 2005 , pp367-80.
161
[17]. N.Gao,J.Niu, L.Morawska,Distribution of respiratory droplets in enclosed environments under
different air distribution methods. Building Simulation 2008;1 , pp326–35.
[18]. J.Niu, N.Gao, Experimental study of a chair-based personalized ventilation system. Building and
environment 42 (2007) , p913-925.
[19]. A.Melikov, R. Cermak, Personalized ventilation: Evaluation of different air terminal devices.
Energy and Buildings 34 (2002) , p.829-836.
[20]. K.W.Tham, J.Pantelic, Performance evaluation of the coupling of a desktop personalized ventilation
air terminal device and desk mounted fans. Building and Environment 45 (2010) 1941–1950 , 1941–1950.
[21]. A.Melikov, T.Ivanova, G.Stefanova; Seat headrest incorporated personalized ventilation: Thermal
comfort and inhaled air quality. Building and Environment 47 (2012) , pp 100-108.
[22]. A.D.Tran Le, Etude des transferts hygrothermiques dans le beton de chanvre et leur application au
batiment. These. - Universite de Reims Champagne Ardenne 2010
[23]. Normativ pentru proiectarea, executarea și exploatarea instalațiilor de ventilare ș climatizare
I5/2010. I5/2010 .
[24]. L.Mora; Prediction des performances thermo-aerauliques des batiments par association de modeles
de differents niveaux de finesse au sein d'un environnement oriente objet; L.Mora; Prediction des
performances thermo-aerauliques des batimThese, 2003.
[25]. Li Liu, V. Nielsen, Yuguo LI,The thermal plume avo a standing human body exposed to different air
distribution strategies.
[26]. Skaret E.Ventilasjonsteknikk, Kompedium Institutt for VVS, Nordes Tekniske Hogkole, Trondheim
1986.
[27]. Z.Popiolek, S. Treciakewicz, Improvement of a plume volume flux calculation method,.
Proceedings ROOMVENT ’98 Stockhom, Sweden, Vol. 1 , 423 – 430.
[28]. B. Cravens, G.S. Settles; A computational and experimental investigation of the human thermal
plume. J. Fluids Eng. 128 (2006) , pp 1251–1258.
[29]. J.Lebrun,Exigences physiologiques et modalités physiques de la climatisation parsource statique
concentrée. Thèse de Doctorat, Université de Liège, Belgique 1970 .
[30]. C.Inard, A.Meslem, P.Depecker, Energy consumption and thermal comfort in dwelling-cells : A
zonal-model approach. Building and Environment, 33(5) , 279-291.
[31]. E.Wurtz,Modélisation tridimensionnelle des transferts thermiques et aérauliques dans le bâtiment en
environnement orienté objet. Thèse de Doctorat, Ecole Nationale des Ponts et Chaussées, Paris, France
(1995) .
162
[32]. C.Inard,H.Bouia, P.Dalicieux, of air temperature distribution in buildings with a zonal model.
Energy and Buildings 24 (1996) , 125-132.
[33]. E.Wurtz, JM.Nataf, F.Winkelmann,Two- and three-dimensional natural and mixed convection
simulation using modular zonal models in buildings. International Journal of Heat and Mass Transfer42 ,
923-940.
[34]. A.Daoud, N.Galanis, Prediction of airflow patterns in a ventilated enclosure. Science Direct Applied
Energy 85 (2008) , 439-448.
[35]. JW.Axley, Surface-drag flow relations for zonal modeling. Build Environ 2001; , 843-50.
[36]. M.Musy, F.Winkelmann, E.Wurtz, A.Sergent, Automatically generated zonal models for building
air flow simulation: principles and applications. Build Environ 2002;37 , 873-81.
[37]. F.Song, B.Zhao,X.Yang, Y.Jiang, V. Gopal, G.Dobbs, A new approach on zonal modeling of indoor
environment with mechanical ventilation. Build Environ 2008;43 , 278-86.
[38]. C.Croitoru; Studii teoretice si experimentale referitoare la influenta turbulentei aerului din
incaperile climatizate asupra confortului termic; Teza de doctorat 2011.
[39]. D.Zukowska; A.Melikov; Z.Popiolek; Impact of personal factors and furniture arrangement on the
thermal plume above a sitting occupant. Building and Environment 49 (2012) , pp104-116.
[40]. D.Zukowska;Z.Popiolek, A.Melikov; Prediction of the volume flux of the thermal plume above a
sitting person. Proceedings of the 9th International Healthy Buildings Conference and Exhibition
2009Syracuse, NY, USA, 2009 , p. 384.
[41]. Gao, N., Niu, J.,CFD study on micro-environment arround human body and personalized
ventilation. Building and environment 39 (2004) , pp 795-805.
[42]. T.Zhang; P.Li; A personal air distribution system with air terminals embedded in chair armrest on
commercial airplanes. Building ans environment 47 (2012) , pp89-99.
[43]. J.S.Russo, T.Q.Dang, H.E.Kaliffa,Computational analysis of reduced-mixing personal ventilation
jets. Building and Environment 44 (2009) , 1559–1567.
[44]. Daria Zukowska, Arsen Melikov, Zbigniew Popiolek,Thermal plume above a simulated sitting
person with different complexity. Proceedings of the 10th Internationa lConference on Air Distribution in
Rooms – Roomvent 2007, Helsinki , Vol. 3, pp. 191-198.
[45]. Y. Xu, X.Yang, Contaminant dispersion with personal displacement ventilation. Building and
Environment 44 (2009) , 2121–2128.
[46]. B.A. Craven;A computational and experimental investigation of the Human Thermal Plume. Journal
of Fluids Engineering (2006), Vol 128 .
163
[47]. C.M.Borges, A.R.Gaspar, D.A.Quintela, Analysis of the interactions of thermal plumes within
office environment using a thermal manikin. 7th International Thermal Manikin and Modelling Meeting -
University of Coimbra, September 2008 .
[48]. Daria Zukowsca, Arsen Melikov, Zbigniew Popiolek, Johanna Spletstesser, Impact of facially
applied air movement on the developement of the thermal plume above a sitting occupant.Proceedings of
the 12th International Conference on Air Distribution in Rooms. Roomvent 2011, June 2011, Trondheim,
Norway.
[49]. T.Zhang; P.Li; A personal air distribution system with air terminals embedded in chair armrest on
commercial airplanes. Building ans environment 47 (2012) , pp89-99.
[50]. T.Keck, R.Leiacker, H. Riechelmann,G.Rettinger, Temperature profile in the nasal cavity.
Laryngoscope, 2000 , 110:651-4.
[51]. A.Melikow, J.Kaczmarkzyk,Impact of air movement on perceived air quality at different level of air
pollution and temperature. Proceedings of indoor air;2008, Denmark .
[52]. J.Kaczmarczyk, A.Melikov, D.Sliva, Impact of air movement on perceived air quality at different
level of relative humidity. Proceedings of indoor air;2008. Denmark .
[53]. J.Kaczmarczyk, A.Melikov, D.Sliva, Effect of warm air supplied facially on occupants comfort.
Building and environment 45 (2010) , p848-855.
[54]. M.A.Skwarczynski,A.K.Melikov, J.Kaczmarczyk, V.Lyubenova;Impact of individually controlled
facially applied air movement on perceived air quality at high humidity. Building
andEnvironment45(2010) , p2170-2176.
[55]. L.Li, Studies on characteristics of personalized ventilation and human response. PhD thesis,
Department of Civil Engineering, Tsinghua University ; 2004 .
[56]. H. Amai, S. Tanabe, T. Akimoto, T.Genma; Thermal sensation and comfort with different task
conditioning systems. Building and Environment 42 (2007) , p 3955–3964.
[57]. W.Sun, K.W.Tham, W.Zhou, N.Gongș Thermal performance of a personalized ventilation air
terminal device at two different turbulence intensities. Building and Environment 42 (2007) , p 3974–
3983.
[58]. A.K. Melikow; J.Kaczmarkzyc; Air Movement and perceived air quality. Building and Environment
47 (2012) , pp 400-409.
[59]. R.Li, S.C.Sekhar, A.K.Melikov, Thermal comfort and IAQ assessment of under-floor air
distribution system integrated with personalized ventilation in hot and humid climate. Building and
Environment 45 (2010) , p 1906e1913.
164
[60]. Murakami, S., Kato, S., Zeng, J., Developement of a computational thermal manikin-CFD analysis
of the thermal environement of a human body,. Proceedings of Tsinghua-HVAC’95, Beijing, China,
vol.2;1995; , pp349-54.
[61]. S.Murakami, S.Kato, J.Zheng,. CFD Analysis of Thermal Environment arround Human Body,
Proceedings of Indoor Air,96 , pp479-484.
[62]. D.Dubois;E.F.Dubois; A formula to Estimate the Approximate Surface area if height and weight are
known. Archives of Internal Medicine , p 863-71.
[63] Modele zonale pentru ventilația personalizată – Raport de cercetare - Drd.Ing Iunia Antonia
Cruceanu; Coordonator: Prof.Dr.Ing Iolanda Colda
[64] Cercetări experimentale pentru un dispozitiv de introducere personalizat - Raport de cercetare -
Drd.Ing Iunia Antonia Cruceanu; Coordonator: Prof.Dr.Ing Iolanda Colda
[65] Modelul zonal al ventilării personalizate - Raport de cercetare - Drd.Ing Iunia Antonia Cruceanu;
Coordonator: Prof.Dr.Ing Iolanda Colda
[66] I.Cruceanu, C.Maalouf, I.Colda, A.Dogeanu, Etude et validation experimentale d’un modele zonal
du panache thermique genere par un mannequin en position assise, Proceedings Conference EENVIRO,
Bucharest 2013
[67] I.Cruceanu, C.Maalouf ,I.Colda, Modelarea zonala a panașului convectiv din jurul unui manechin cu
geometrie simplificată dispus în poziție șezândă – Buletinul științific al UTCB, Septembrie 2013
[68] C. Maalouf, E. Wurtz, L. Mora, “Effect of Free Cooling on the Operation of a Desiccant Evaporative
Cooling System”, International Journal of Ventilation, vol. 7, pp. 125-138, 2008.
[69] A.D. Tran Le, C. Maalouf, T.H. Mai, E. Wurtz, F. Collet, “Transient hygrothermal behaviour of a
hemp concrete building envelope”, Energy and Buildings, DOI: 10.1016/j.enbuild.2010.05.016 (2010).
[70] Stefano Schiavon, Arsen K. Melikov, Chandra Sekhar. Energy analysis of the personalized
ventilation system in hot and humid climates. Energy Buildings (2009),
doi:10.1016/j.enbuild.2009.11.009
[71] Ezzat Khalifa, Michael I. Janos. Experimental investigation of reduced-mixing personal ventilation
jets. Building and Environment 44 (2009) 1551-1558
[72] Stefano Schiavo, Arsen K. Melikov. Energy-saving strategies with personalized ventilation in cold
climates. Energy and Buildings 41 (2009) p.543–550
[73] E.F. Sowell, P. Haves. “Efficient solution strategies for building energy, system simulation”, Energy
and Buildings, vol. 33, p. 309-317, 2001.
165
[74] Victor Norrefeldt, Gunnar Grün, Klaus Sedlbauer. VEPZO Velocity propagating zonal model for the
estimation of the airflow pattern and temperature distribution in a confined space. Building and
Environment 48 (2012) 183-194
[75] Fariborz Haghighat, Yin Li, Ahmed C. Megri. Development and validation of a zonal model —
POMA - Building and Environment 36 (2001) 1039–1047
[76] Boukhris Y, Gharbi L, Ghrab-Morcos N. Modeling coupled heat transfer and air flow in a partitioned
building with a zonal model: application to the winter thermal comfort. Build Simulate 2009;2:67e74
[77] S.Schiavon, Energy saving with personalized ventilation and cooling fan, Phd, Universita degli studi
di Padova, Departamento di Ingineria Elettrica, 2009
[78] C. Maalouf, A.D. Tran Le, L. Chahwane, M. Lachi, E. Wurtz, T.H. Mai, A study of the use of
thermal inertia in simple layer walls and its application to the use of a vegetal fiber material in buildings,
International Journal of Energy , Environment and Economics, vol. 19, N° 5, pp. 467-489, 2011.
[79] . Cheong, WJ. Yu, SC Sekhar, KW. Tham, R. Cosonen, Local thermal sensation and comfort study in
a field environment chamber served by displacement ventilation system in the tropics, Building and
environment 2007, 42 525-33
[80] J.E. Seem, J.E. Braun, The impact of personal environmental control on building energy use,
ASHRAE Transactions (Pt. 1), 1992, 903–909.
[81] C. Maalouf, A. D. Tran Le, M. Lachi, E. Wurtz, T. H. Mai, Effect of moisture transfer on thermal
inertia in simple layer walls. Case of a vegetal fiber material. International Journal of Mathematical
Models and Methods in Applied Sciences vol 5 (1), pp 33-47,2011
[82] S.Gagneau, F.Allard,About the construction of autonomous zonal models,. Energy and Buildings
33(3) , 245-250.
[83] E.Mundt,The performance of displacement ventilation system, Experimental and Thoretical Studies,
Ph.D.Thesis. Royal Institut of Tehnology, Stockolm 1996 .