UNIVERSITATEA TEHNICĂ A MOLDOVEI

Facultatea URBANISM ŞI ARHITECTURĂ

Catedra Alimentări cu Căldură şi Gaze, Ventilare

INSTALAŢII DE ÎNCĂLZIRE

Îndrumar metodic privind elaborarea proiectului de curs

Chişinău U.T.M. 2006

2

Îndrumarul metodic este elaborat în ajutorul studenţilor de la

specialitatea 582.7 «Ingineria sistemelor de alimentare cu căldură

şi gaze, ventilare» la elaborarea proiectului de curs la disciplina

Instalaţii de încălzire.

Alcătuitor: conf. univ., dr. Pavel Vârlan

Redactor responsabil: conf. univ., dr. Constantin Ţuleanu

Recenzent: conf. univ., dr. Mihail Pleşca

© U.T.M., 2006

3

1. Noţiuni generale

Planul de învăţământ la specialitatea 582.7 «Ingineria sistemelor de alimentare cu căldură şi gaze, ventilare» prevede şi elaborarea proiectului de curs «Încălzirea centrală a unei case» la disciplina «Instalaţii de încălzire». Elaborarea proiectului va contribui la aprofundarea cunoştinţelor teoretice, formarea deprinderilor practice, formarea deprinderilor practice de proiectare, însuşirea practicii de dimensionare a elementelor sistemelor de încălzire centrală, studierea standardelor de proiectare în domeniu şi întocmirea documentaţiei de proiect în conformitate cu standardele de stat în vigoare. Toate soluţiile adoptate de student în proiect trebuie să fie argumentate prin sugestii şi calcule tehnico economice şi să corespundă normelor în vigoare. Proiectul elaborat şi admis de către conducătorul proiectului va fi susţinut de către student în faţa comisiei formate de catedră. 2. Sarcina pentru proiect Ca sarcină pentru proiectare servesc rezultatele obţinute în lucrarea de curs din semestrul precedent şi condiţiile tehnice, care trebuie luate din tabelul 1 conform codului studentului, care este numit de către conducătorul proiectului şi este alcătuit din trei cifre (codul rămâne acelaşi ca şi pentru lucrarea de curs). 3. Componenţa proiectului Proiectul de curs este alcătuit din partea grafică şi memoriul explicativ, în care vor fi prezentate argumentele necesare privind alegerea sistemului de încălzire, construcţia lui (tipul sistemului de încălzire, amplasarea conductelor şi a altor elemente ale sistemului de încălzire), tipurile elementelor de bază (ţevi, corpuri de

4

încălzire, armături, schema de racordare la reţelele termice, utilajul din punctul termic, etc.). 3.1. Partea grafică Partea grafică trebuie să conţină obligatoriu: - planul etajului tip în scara 1:100, cu amplasarea corpurilor de încălzire, trasarea conductelor, indicaţia diametrelor conductelor, tipul corpurilor de încălzire şi numărul de elemente, numerotaţia încăperilor şi a coloanelor, numerelor axelor pereţilor portanţi;

Tabelul 1 Condiţiile tehnice în punctul de racordare

Ultima cifră a codu-

lui

Presiunea, MPa, în conducta:

Temperatura, oC, în conducta:

Orientarea faţadei principale tur retur statică tur retur

0 0,58 0,42 0,20 140 70 N 1 0,42 0,35 0,30 150 70 NE 2 0,80 0,65 0,40 135 70 E 3 0,25 0,35 0,65 90 70 SE 4 0,25 0,23 0,25 120 70 S 5 0,37 0,22 0,30 105 70 SV 6 0,27 0,25 0,70 150 70 V 7 0,40 0,25 0,35 150 70 NV 8 0,35 0,20 0,20 125 70 S 9 0,50 0,30 0,40 145 70 SE

- planul etajului tehnic (subsolului) cu indicaţia numerelor axelor pereţilor portanţi, amplasarea coloanelor sistemului de încălzire şi numerotaţia lor (aceeaşi ca şi pe planul tip), trasarea conductelor de distribuţie, amplasarea punctului termic şi altor utilaje necesare ale sistemului de încălzire;

5

- schema axonometrică de calcul a sistemului de încălzire în scara 1:100 cu numerotaţia tronsoanelor circuitelor pentru care s-a efectuat calculele şi indicaţia, sarcinilor termice şi lungimilor tronsoanelor, puterilor termice ale fiecărui corp de încălzire şi numărul de elemente, direcţia pantelor conductelor şi valorile lor, locurile unde se izolează termic conductele şi inscripţia tipului de izolaţie; - trei proiecţii ale punctului termic în scara 1: 25 sau 1:50 şi indicaţia axelor pereţilor portanţi ai clădirii unde este prevăzut locul punctului termic, amplasarea utilajului de bază şi trasarea conductelor în interiorul lui; - noduri explicative pentru unele detalii care nu pot fi desenate în plane sau pe schemă din cauza scării prea mici; - agenda materialelor, armăturii, listei de completare a corpurilor de încălzire şi utilajelor din punctul termic. Partea grafică este amplasată pe o coală de hârtie de desen, formatul A1 cu câmp şi chenar conform [1]. 3.2. Memoriul explicativ Memoriul explicativ trebuie să conţină obligatoriu: - condiţii tehnice de racordare a sistemului de încălzire la reţelele termice, care trebuie luate din tabelul 1 în dependenţă de codul personal al studentului - descrierea sistemului de încălzire:

• tipul sistemului de încălzire ales şi argumentarea deciziei luate;

• tipul conductelor şi elementelor principale ale sistemului de încălzire;

• amplasarea conductelor şi armăturii de închidere; • tipul corpurilor de încălzire şi argumentarea deciziei luate; • schema de racordare a corpurilor de încălzire la conducte; • amplasarea corpurilor de încălzire şi armăturii de reglare;

6

- descrierea şi argumentarea schemei de racordare a sistemului de încălzire la reţelele termice; - alegerea circuitului de calcul şi calculul valorii presiunii disponibile de circulaţie; - calculul de dimensionare a conductelor tronsoanelor circuitului de bază; - calculul de dimensionare a conductelor tronsoanelor unui braţ paralel cu circuitul de bază şi echilibrarea pierderilor de sarcină; - calculul termic al corpurilor de încălzire pentru toate încăperile clădirii; - calculul utilajului de bază din punctul termic (elevatorul, pompa , schimbătorul de căldură etc.) - bibliografie; - conţinutul, cu indicaţia paginilor.

Memoriul explicativ trebuie prezentat pe hârtie de scris ne liniată, textul nu trebuie să iasă în afara cadrului care are dimensiunile în conformitate cu cerinţele standardului GOST 2.106-96 (vezi fig. 1.3 [1]). În partea de jos se numerotează toate colile. Foaia de titlu intră în numărul de rând dar nu se numerotează. Memoriul explicativ trebuie scris cu cerneală (violetă, albastră sau neagră) pe o singură parte a colii, fără îndreptări şi mâzgălituri, textul să fie compact, fără goluri ne întemeiate. Toate colile trebuie cusute şi puse într-o mapă. Foaia de titlu trebuie să fie prezentată aşa cum este indicat în Anexa 9. După foaia de titlu este expus conţinutul notiţei explicative în ordinea prezentată în p.3.3.

4. Prezentarea calculelor

4.1. Condiţii tehnice de racordare la reţelele termice În cazul în care, ca exemplu, cifrul este 394, condiţiile tehnice pentru racordarea instalaţiei de încălzire la reţelele termice, conform tabelului 1 sunt: presiunea apei în conducta tur, P1=0,25 MPa; presiunea apei în conducta retur P2 = 0,35 MPa;

7

temperatura apei în conducta tur τ1 = 120 0C; temperatura apei în conducta retur τ2 = 70 0C;

4.2. Descrierea sistemului de încălzire (variantă)

În proiect este prevăzut sistemul de încălzire bitubular, vertical cu distribuţie superioară. Conductele din ţevi de oţel pentru apă şi gaze. Îmbinarea conductelor între ele se efectuează prin filet. Conductele se amplasează aparent pe perete. Corpurile de încălzire de tip Seven-350 se amplasează deschis pe perete sub ferestre. Fiecare corp de încălzire este prevăzut cu ventile pe ambele conducte de racordare, cod 107308: - tur, cu manivelă pentru reglarea curentă manuală; - retur, pentru reglarea de echilibrare a pierderilor de sarcină. 4.3. Schema de racordare a instalaţiei de încălzire la reţelele termice Din condiţiile tehnice rezultă că sunt posibile două variante de racordare a instalaţiei de încălzire la reţelele termice: 1) cu elevator şi pompă pe conducta tur pentru majorarea presiunii înainte de elevator până la 0,50 MPa ca diferenţa de presiune înainte de elevator P1 – P2 să fie suficientă pentru funcţionarea elevatorului (0,50 – 0,35 = 0,15 MPa). Pompa va trebui să creeze o presiune de 0,50–0,25= 0,25 Pa (vezi fig. 1). 2) cu două pompe – una de amestecare, care va trebui să creeze o presiune de înfruntare a rezistenţei sistemului de încălzire, Σ(R·l + Z)SI, plus rezistenţa conductei de ocolire pe care se află, Σ(R·l + Z)CO, şi a doua pe conducta retur, pentru a ridica presiunea până la presiunea în conducta retur în reţelele termice, egală cu 0,35 MPa

8

P1=0,25P2=0,35

0,25

0,1

P 1,τ1

P 2,τ2Fig.1. Varianta 1 de racordare Figura 2. Varianta 2 de racordare . După sistemul de încălzire presiunea va fi mai mică decât acea din conducta tur la intrare în sistem cu rezistenţa sistemului de încălzire, Σ(R·l + Z)SI. Deci, pompa de pe conducta de ocolire va crea presiune egală cu ∆P1 = Σ(R·l+Z)SI+ Σ(R·l + Z)CO, iar acea de pe conducta retur – presiunea ∆P2 = Σ(R·l + Z)SI+ 0,35-0,25 MPa. ( vezi fig. 2).

4.4. Circuitul de bază şi presiunea disponibilă de circulaţie Circuitul de bază se alege prin corpul de încălzire de la parter racordat la coloana 1 (fig. 3) ca fiind cel mai îndepărtat şi mai jos amplasat şi cu sarcina cea mai mare dintre cele două corpuri de încălzire racordate la această coloană la parter.

Presiunea disponibilă de circulaţie se calculează cu formula: d p g,cî g,cd∆P =∆P +B•(∆P +∆P ) ,

în care B = 0,40, pentru sistemele bitubulare cu circulaţie forţată ( vezi §10.7, formula 10.8 şi comentariul la ea [2] ) ∆Pp este

P2 = 0,35 M Pa

P1 = 0,25 MPa

1 2P1, τ

P2, τ

P1

P2

(Rl+

Z)C

O(R

l+Z)

SI

9

presiunea formată de elevator, determinată din graficul 10.19 [2] în dependenţă de coeficientul de amestecare a elevatorului, care este

egal cu: 1 1

1 2

τ -t 120-80 40u = = = = 2t -t 80-60 20

şi de diferenţa de presiuni

înaintea elevatorului egală cu P1– P2 = 0,50 – 0,35 = = 0,15 MPa = 15·104 Pa., pentru care valori, presiunea de circulaţie după elevator, conform graficului din fig. 7, este egală cu ∆Pp = 1,4 ·104 Pa; ∆Pg,cî – presiunea naturală de circulaţie apărută în urma răcirii apei în corpul de încălzire al circuitului de bază, centrul căruia se află la înălţimea de 1,6 m deasupra centrului elevatorului (vezi figura 3), iar densităţile agentului termic la temperaturile de calcul ale lui în sistemul de încălzire sunt egale cu: 983,24 kg/m3 – la temperatura t2 = 60 0C şi 971,83 kg/m3 – la temperatura t1 = 800C (vezi tabelul III.2 [3] ).

g,cî 60 80∆P =g h (ρ -ρ ) = 9,81 1,60 (983,24-971,83) = 179,10⋅ ⋅ ⋅ ⋅ Pa. ∆Pg,cd – presiunea naturală de circulaţie apărută datorită răcirii apei în conducte. Pentru sistemele bitubulare cu distribuţie superioară (vezi tabelul III.53 [3] ) , cu trei etaje cu coloane ne izolate amplasate deschis, pentru distanţa de la coloana principală până la coloana prin care trece circuitul de bază egală cu 21,5 m şi dimensiunea sistemului în plan orizontal între 25 şi 50 m valoarea ∆Pg,cd = 30 mm H2O, sau 294,3 Pa.

Deci, ∆Pd = 1, 4 ·104 + 0,5·(179,1+0,4·294,3) = 14148 Pa

4.5. Calculul de dimensionare a conductelor Calculul de dimensionare a conductelor se efectuează prin

metoda rezistenţelor liniare specifice, cu utilizarea tabelului 1, Anexa II [2] (pentru ţevi din oţel). În cazul în care ţevile sunt de tip fuziotherm pot fi folosite nomogramele: din Anexa 3, pentru fuziotherm – pipe SDR 7,4 şi din Anexa 4 - pentru ţevi fuziotherm – pipe SDR 6, iar pentru ţevi Pexal - nomograma din Anexa 5. Pentru circuitul de bază şi un braţ paralel, rezultatele calculului sunt prezentate în tabelul din Anexa 1. Coeficienţii rezistenţelor

10

locale se calculează aparte, iar suma lor pentru fiecare tronson este înscrisă în coloana 8 a tabelului şi pot fi luaţi din Anexa 6. Rezistenţa liniară medie specifică, pentru circuitul de bază ales, este egală cu:

mR∆P 14148d0,65 0,65 124Σl 74,30

= ⋅ = ⋅ = , Pa/m.

Coeficienţii de rezistenţă locală (vezi Anexa 6 sau tabelul II.11 [2]) pentru fiecare tronson obţin valorile următoare:

Tronsonul 1: Intrare în radiator ζ=1; robin de regulars ζ=4; teu la contracurent ζ=3; cot – etaj ζ=1,5.

Total pe tronson Σζ = 9,5. Tronsonul 2: cruce la trecere ζ=2; scoabă ζ=3. Total pe tronson Σζ = 5. Tronsonul 3: cruce la trecere ζ=2; scoabă ζ=3. Total pe tronson Σζ = 5. Tronsonul 4: cot la 900 ζ=1,5; robinet cu cep ζ=4. Total pe tronson Σζ = 5,5. Tronsonul 5: teu la trecere ζ=1; intrare şi ieşire din colectorul de aer ζ=0,5+0,5=1(lărgirea şi îngustarea secţiunii). Total pe tronson Σζ = 2. Tronsonul 6: teula trecere ζ=1. Total pe tronson Σζ = 1. Tronsonul 7: teu la contracurent ζ=3.robinet cu cep ζ=4. Total pe tronson Σζ = 7. Tronsonul 8: cot la 900 ζ=3.vană cu sertar ζ=0,5. Total pe tronson Σζ = 3,5. Tronsonul 9:.robinet cu cep ζ=4. Total pe tronson Σζ = 4. Tronsonul 10: teu la contracurent ζ=3. Total pe tronson Σζ = 3. Tronsonul 11: teu la trecere ζ=1. Total pe tronson Σζ = 1. Tronsonul 12: teu la trecere ζ=1. Total pe tronson Σζ = 1. Tronsonul 13: cot la 900 ζ=1,5; robinet cu cep ζ=4. Total pe tronson Σζ = 5,5.

11

Tronsonul 14: ieşire din radiator ζ=1; teu la contracurent ζ=3; cot – etaj ζ=1,5. Total pe tronson Σζ = 5,5. Tronsonul 15: Intrare în radiator ζ=1; robinet cu dublu reglaj ζ=4; cruce la derivaţie ζ=3; cot – etaj ζ=1,5. Total pe tronson Σζ = 9,5. Tronsonul 16: teu la contracurent ζ=3; cot etaj ζ=1,5. Total pe tronson Σζ = 4,5.

Coeficienţii rezistenţelor locale pentru ø = 15 mm

Tronsonul 17: cruce la trecere ζ=2; scoabă ζ=3. Total pe tronson Σζ = 5. Tronsonul 18: cruce la trecere ζ=2; scoabă ζ=3. Total pe tronson Σζ = 5.

Coeficienţii rezistenţelor locale pentru ø = 10 mm.

Tronsonul 15: Intrare în radiator ζ=1; robinet cu dublu reglaj ζ=5; cruce la derivaţie ζ=3; cot – etaj ζ=2. Total pe tronson Σζ = 11. Tronsonul 16: teu la contracurent ζ=3; cot etaj ζ=2. Total pe tronson Σζ = 5. Tronsonul 17: cruce la trecere ζ=2; scoabă ζ=4. Total pe tronson Σζ = 6. Tronsonul 18: cruce la trecere ζ=2; scoabă ζ=4. Total pe tronson Σζ = 6.

Presiunea disponibilă de circulaţie în braţul cu tronsoanele 15 ÷ 18 trebuie să fie egală cu pierderile de sarcină în braţul paralel cu el din circuitul de bază (tronsoanele 1,2,3 şi 14) plus presiunea suplimentară naturală de circulaţie, care apare în acest braţ datorită faptului că corpul de încălzire de la etajul 3 se află mai sus decât cel de la etajul 1 cu 5,60 m. Pierderile de sarcină în tronsoanele 1,2,3 şi 14, sunt egale cu 16,90+63,40+220,30+9,40 = 310 Pa. (vezi rezistenţele totale ale lor din Anexa 1), iar presiunea suplimentară naturală de circulaţie se calculează cu formula:

12

∆Pg = h·g·(ρ60 – ρ80) = 5,60·9,81·(983,24 – 971,83) = 626,82 Pa. Aşa că tronsoanele 15 ÷ 18 trebuie să aibă împreună o rezistenţă egală cu 310+626,82 = 936,82 Pa.

720

620 720 570 760 720 780

720 890 810 720 900

920880980830

910

14480 9640 4760

920720

16403120

16203140

900

9004760

47609640

30000

30000

15520

15520

7,50 8,0 6,0

2,5 1,0

2,802,80

2,80 2,80

0,70 1,0

6,08,0

14,0

12,0

9,0

2,80

2,80

1,6

144802,0

9,0

920

1,0

1,08

9 10

11 12

13 14

1

2

154

17

18

567

16

c1c2c3

Figura 3. Schema de calcul a sistemului de încălzire

Deci, pentru acest braţ presiunea disponibilă de circulaţie este egală cu ∆Pd = 936,82 Pa.

Comparând rezistenţa braţului 15÷18 cu presiunea disponibilă a lui, observăm, că rezerva de presiune: 936,82 - 316,9 100% = 66,17 %

936,82⋅ depăşeşte valoarea admisibilă

15 % (vezi p. 3.32 [4] ). Modificăm diametrele conductelor de pe

13

tronsoanele 15÷18. În coloanele 12 ÷ 18 este prezentat calculul de finisare al acestui braţ. Diametrele sunt modificate pentru toate tronsoanele, considerând ø = 10 mm în loc de 15 mm. După modificare, rezistenţa braţului a devenit mai mare de cât presiunea disponibilă, cu 961,4 – 936,82 =24,58 Pa ceea ce constituie 2,6 %, care nu depăşeşte precizia de calcul ( 5 % ). Astfel, se consideră calculul terminat, iar diametrele conductelor tronsoanelor 15÷18 vor fi egale cu 10 mm.

4.6. Calculul de dimensionare a corpurilor de încălzire.

În proiectul de curs, calculul de dimensionare a corpurilor de încălzire se efectuează pentru toate încăperile casei. Scopul calculului este de a determina numărul de elemente în fiecare corp de încălzire, şi poate fi făcut doar după calculul de dimensionare a conductelor, de oarece în acest calcul se ţine cont de degajările de căldură de la conductele ce traversează încăperile încălzite. Consecutivitatea de calcul este următoare:

Se calculează valoarea fluxului de calcul de căldură care trebuie să fie degajat de el în condiţiile de calcul cu formula:

cdQ =Q - 0,9 Qc o ⋅ ,

în care Qo sunt pierderile de căldură a încăperii în care aste amplasat corpul de încălzire, W, luat din lucrarea de curs la Instalaţii de încălzire I; Qcd – degajările de căldură, W, de către conductele ce traversează încăperea pentru care se calculează corpul de încălzire, care trebuie determinate cu formula:

cd h hQ = q l + q lv v⋅ ⋅Σ Σ ,

în care qv şi qh sunt fluxurile unitare de căldură, W/m, degajate de conductele verticale şi orizontale, respectiv, luate din tabelul II.22 [2], în dependenţă de diametrul conductei şi diferenţa de temperatură între fluidul care circulă prin această conductă şi aerul din încăperea în care este amplasat corpul de încălzire; lv şi lh - lungimile conductelor respective, m, luate din proiect.

14

Calcularea numărului de elemente ale corpului de încălzire poate fi efectuată cu formula:

Q βc 4N = q βn 3

⋅⋅

,

în care Qc – este valoarea fluxului de calcul de căldură care trebuie să fie degajat de corpul de încălzire, W; qn – este fluxul nominal unitar de căldură, W/elem., în condiţiile nominale luat din tabelul X.1, [2], în dependenţă de tipul corpului de încălzire; β3 – coeficient care ţine cont de numărul de elemente în corpul de încălzire, valoarea căruia poate fi găsită la pagina 47, [2], în dependenţă de tipul corpului de încălzire; β4 – coeficient care ţine cont de pozarea corpului de încălzire, valoarea căruia poate fi luată din tabelul 9.22 [2]; φc - coeficientul de recalculare a puterii termice a unui element al corpului de încălzire la condiţiile reale de funcţionare a lui şi care, pentru sistemele de încălzire cu apă trebuie calculat cu formula:

φc

1+n p∆t Gc c= b ψ c∆t Gn n

⎛ ⎞ ⎛ ⎞⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎝ ⎠ ⎝ ⎠

⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ,

în care ∆tc este diferenţa dintre temperatura medie a agentului termic în corpul de încălzire şi a aerului din încăpere, pentru condiţiile de calcul reale de funcţionare a corpului de încălzire, calculată cu formula:

int ieşi

t +t∆t = -tc 2

; tint şi tieş sunt temperaturile de calcul ale

agentului termic la intrare şi la ieşire din corpul de încălzire, respectiv, oC; ti – temperatura de calcul a aerului din încăpere, oC; ∆tn – de asemenea diferenţa dintre temperatura medie a agentului termic în corpul de încălzire şi a aerului din încăpere, pentru condiţiile nominale, calculată cu aceeaşi formulă ce şi ∆tc. Condiţiile nominale pentru care sunt determinate valorile qn luate din tabelul X.1, [2] sunt tint = 105 oC, tieş = 70 oC, ti = 18 oC şi

15

Gn = 360 kg/h; Gc – este debitul real de apă, care circulă în corpul de încălzire, kg/h, calculat (pentru Qo în W) cu formula:

int ieş

QoG = 0,86 c t - t⋅ ;

b – coeficient, care ţine cont de influenţarea presiunii barometrică de calcul a arului exterior, în localitatea dată, asupra transferului de căldură de către corpul de încălzire, valoarea căruia poate fi luată din tabelul 9.1 [2] (presiunea barometrică trebuie luată din Anexa 8 [4] ); ψ – coeficientul care ţine cont de direcţia mişcării fluidului în corpul de încălzire (vezi formula 9.6 [2] la pag. 43 şi explicaţiile la această formulă din pagina 44); n, p şi c - coeficienţi care depind de tipul corpului de încălzire, valorile cărora, pentru corpurile de încălzire folosite în R. Moldova până în anii 1990, pot fi luate din tabelul 9.2 [2]; Gn – este debitul de apă în corpul de încălzire în condiţiile nominale. Pentru alte corpuri de încălzire, aduse din ţările occidentale, valorile qn sunt determinate pentru alte condiţii nominale, care, de obicei, sunt prezentate în prospectele acestor corpuri de încălzire, unde, de obicei sunt indicate valorile qn , n şi, în unele din ele, φ. În sistemele bitubulare, temperatura la intrare în fiecare corp de încălzire este aceeaşi, precum şi la ieşire din ele. În sistemele monotubulare, în fiecare corp de încălzire apa intră cu temperaturi diferite, precum şi la ieşirea din fiecare corp de încălzire temperatura apei este diferită. Deci în aceste sisteme, înainte de a începe calculul de dimensionare a corpurilor de încălzire este necesar de a determina temperaturile la intrare şi la ieşire din fiecare corp de încălzire. Aceste temperaturi pot di determinate în modul următor: Temperaturile la intrare (tc.int) şi la ieşire (tc.ieş) din fiecare coloană a sistemului monotubular de încălzire sunt cunoscute şi sunt egale cu temperaturile de calcul ale apei din conductele tur (tf) şi retur (to), respectiv. Prin urmare poate fi calculat debitul de apă (kg/h) care circulă prin coloană cu formula:

16

of

QcG = 0,86 × c t - t.

în care, Qc este suma puterilor termice ale corpurilor de încălzire deservite de coloană, W. Debitul de apă repartizat în corpul de încălzire, G1, poate fi exprimat prin coeficientul de distribuire a apei ( α = G1/Gc ), care depinde de schema de racordare a corpului de încălzire la coloană, înălţimea lui, raportul între diametrele coloanei şi a conductelor de racordare şi de ocolire, de raportul între lungimile conductelor de racordare etc. Cu alte cuvinte G1 = α · Gc. Valoarea coeficientului α pentru fiecare caz particular poate fi determinată cu ajutorul nomogramelor din figurile 4, 5 şi 6. Din bilanţul de căldură al corpului de încălzire rezultă că temperatura apei la ieşirea din el poate fi calculată cu formula:

c.iies int c

Qt = t - 0,86

α G⋅⋅

,

în care, Qc.i este sarcina termică a corpului de încălzire, W; tint – temperatura apei la intrare în corpul de încălzire, care poate fi calculată din bilanţul de căldură în tronsonul coloanei după corpul de încălzire amplasat până la corpul care se calculează în direcţia mişcării apei, din care rezultă:

Gc·c·(ti-1 – ti) = Qi-1 => 11

i-i i- c

Qt = t - 0,86

G⋅ .

În aceste formule sunt notate prin Qi-1 – sarcina termică a corpului de încălzire racordat la coloană înainte de cel care se calculă (în direcţia mişcării apei); ti – temperatura apei în coloană după corpul de încălzire precedent (adică temperatura apei la intrare în corpul de încălzire i); celelalte notaţii – cu semnificaţiile anterioare.

17

α

Sarcina termică a coloanei în mii de kcal/h, pentru ∆t = 25 oC

Figura 4. Coeficienţii de distribuire a apei în corpurile de încălzire cu racordarea lor de o singură parte şi cu conducta de ocolire coaxială cu coloana sistemelor monotubulare verticale de încălzire cu apă.

În figura de mai sus este utilizată unitatea de măsură veche, kcal, care poate fi transferată din unitatea de măsură CI folosind coeficientul de trecere 1,163, adică 1 kcal = 1,163 W, sau 1 W = 0,86 kcal.

Calculele de dimensionare a corpurilor de încălzire se fac în formă de tabel, care pentru sistemele monotubulare diferă de cele

18

α

Sarcina termică a coloanei în mii de kcal/h, pentru ∆t = 25 oC

Figura 5. Coeficienţii de distribuire a apei în corpurile de încălzire cu racordarea lor de ambele părţi şi cu conducta de ocolire coaxială cu coloana sistemelor monotubulare verticale de încălzire cu apă.

pentru sistemele bitubulare, din cauza necesităţii de indicare a

temperaturilor la intrare şi ieşire din fiecare corp de încălzire din sistemele monotubulare, din care motiv este mai comod ca calculele în aceste sisteme să fie efectuat pe coloane, iar în sistemele bitubulare – pe încăperi.

Forma tabelelor sunt prezentate în Anexa 2..

19

Coeficient de distribuire a apei în corpul de încălzire α = G1/G

Coeficient de distribuire a apei în corpul de încălzire α = G1/G

Figura 6, Coeficienţii de distribuire a apei în corpurile de încălzire cu racordarea lor de ambele părţi fără conducta de ocolire în sistemele monotubulare verticale de încălzire cu apă

4.7. Calculul utilajului de bază din punctul termic În dependenţă de schema de racordare a instalaţiei de încălzire

la reţelele termice, în punctul termic pot fi amplasate: elevator, pompe , schimbătoare de căldură etc.

4.7.1. Calculul hidroelevatorului Hidroelevatorul este utilizat pentru micşorarea temperaturii apei din reţelele termice, în cazul în care schema de racordare prin elevator a instalaţiei de încălzire la reţelele termice este admisă din punct de vedere tehnic. Această schemă poate fi admisă numai în cazul în care:

20

• temperatura agentului termic înainte de elevator este mai mare decât temperatura maximă admisă pentru clădirea în care se proiectează instalaţia de încălzire;

• presiunea agentului termic în conducta retur nu depăşeşte presiunea maximă admisibilă în cele mai vulnerabile elemente ale sistemului de încălzire şi nu este mai mică decât presiunea statică din sistem ( ρ·g·H, în care H este înălţimea clădirii, m);

• diferenţa de presiuni înainte de elevator nu este mai mică decât 0,15 MPa.

Aceste condiţii pot fi asigurate de parametrii agentu-lui termic din reţelele termice sau prin aducerea artificială a lor la aceste condiţii, prevăzând pompă pe conducta tur Figura 6. Hidroelevatorul din oţel ВТИ (înainte de elevator), pe conducta retur (după elevator), pe conducta de ocolire (pompă de amestecare) sau a regulatoarelor de presiune pe conducta sau retur, în dependenţă de caz. Cele mai răspândite hidroelevatoare, utilizate în ţară sunt de marca ВТИ МОСЭНЕРГО (vezi figura 6 sau figura VI 5.2 [3] ). Caracteristica de bază a hidroelevatorului este coeficientul de amestecare necesar, U, care se calculează cu formula:

1 1

1 2

atac

G τ -tU = = ,G t -t

21

în care τ1 este temperatura de calcul a agentului termic în conducta tur înainte de hidroelevator,. oC; t1 şi t2 – temperaturile de calcul ale agentului termic în conducta tur şi retur, respectiv, din sistemul de încălzire; Gat şi Gac – debitele de apă , t/h, antrenată de elevator din conducta retur şi activă (din reţelele termice), respectiv, care se calculează cu formulele:

( )s.i

acac 1 2

= 0,86 ,-

QG

ρ τ τ⋅

⋅

( )s.i

ss 1 2

= 0,86 ,-

QG

ρ t t⋅

⋅ Gat = Gs – Gac,

în care Gs este debitul de calcul de apă în sistemul de încălzire; Qs.i – puterea termică a sistemului de încălzire, W. Calculul hidroelevatorului se reduce la determinarea diametrelor orificiului camerei de amestec, dor, , şi a duzei, dd. În cazul în care rezistenţa sistemului de încălzire, ∆P, este cunoscută, diametrul orificiului camerei de amestec, mm, este calculat cu formula:

or apd =8,74 G⋅ ,

în care Gap este debitul de apă în sistemul de încălzire, t/h, adus la rezistenţa lui de 1 mH2O, care pentru ∆P luat în Pa poate fi calculat cu formula

s= 98,05apGG∆P

⋅ .

În dependenţă de diametrul orificiului obţinut se alege numărul elevatorului cu diametrul dor standard (nr.1 – 15 mm, nr.2 – 20 mm, nr.3 – 25 mm, nr.4 – 30 mm, nr.5 – 35 mm, nr.6 – 47 mm, nr.8 – 50 mm.). După alegerea elevatorului se calculează diametrul duzei, dd, mm, cu formula de mai jos şi se rotunjeşte cu precizia ± 0,05 mm.

( ) ( )

ord 4

2 2 2or2ap

dd =d0,78 1+U + 0,60 1+U - 0,4 U

G 10⎛ ⎞⋅ ⋅ ⋅ ⋅⎜ ⎟⎝ ⎠

.

22

Presiunea de circulaţie produsă de elevator poate fi determinată cu ajutorul nomogramei din figura 10.19 [2], care este prezentată în figura 7. P1 şi P2 – presiunile în conducta tur şi retur, respectiv, în reţelele termice exterioare; U – coeficientul de amestecare al hidroelevatorului. (P1 – P2 )·10-4 Pa ∆PE ·10-4 Pa

Figura 8. Nomograma presiunii de circulaţie, ∆PE, a hidroelevatorului

4.7.2. Alegerea pompei de amestecare

După cum s-a demonstrat în p. 4.3 şi în schema de racordare 2 este prevăzută pompă de amestecare. Alegerea pompelor se face în dependenţă de presiunea care trebuie să o creeze pompa, ∆P, şi debitul necesar, G. Pentru schema prezentată în figura 2, puterea termică a sistemului de încălzire este egală cu 30000 W, prin urmare, debitul de apă în sistemul de încălzire este egal cu GSI = 0,86·30000/(80 - 60) = 1290 kg/h, iar debitul de apă luat din

23

reţelele termice ( primar ) - cu Gpr = 0,86·30000/(120-60) = 430 kg/h. Deci, debitul pompei de amestecare va fi egal cu diferenţa dintre aceste două debite Gpa = 1290 – 430 = 860 kg/h.. Pierderile de sarcină în sistemul de încălzire sunt egale cu (R·l+Z)SI = 13501,2 Pa. La debitul de apă care circulă prin conducta de ocolire, pe care este montată pompa de amestecare, egal cu 860 kg/h alegem diametrul ei egal cu 25 mm, la care rezistenţa liniară specifică este egală cu 849,26 Pa, iar viteza apei v = 0,398 m/s. Din schema conductelor punctului termic determinăm lungimea conductei şi rezistenţele locale. Să presupunem că lungimea conductei de ocolire este egală cu 0,8 m, iar rezistenţele locale – robinet cu trei căi ( ζ = 10,5, vezi tabelul II.10 [2] ) şi teu la derivaţia torentelor (ζ=1,5, vezi tabelul II.11 [2]). Din tabelul II.3, [2] pentru v = 0,398 m/s şi ζ = 10,5 + 1,5 = 12 determinăm Z = 948,4 Pa. Pierderile totale de sarcină în conducta de ocolire, prin urmare, sunt egale cu (R·l+Z)co = 849,26·0,80+948,4 = 1627,81 Pa. După cum a fost demonstrat în p.4.3, pompa de amestecare trebuie să formeze o presiune egală cu suma pierderilor de sarcină în sistemul de încălzire şi pierderile de sarcină în conducta de ocolire ( vezi figura 2 ). Prin urmare ∆PPA = (R·l+Z)SI + (R·l+Z)CO = 13501,2+1627,81 =.15129 Pa. Conform acestor date, alegem pompa ŢVŢ 2,5 – 2, care la debitul de 0,86 m3/h va crea o presiune egală cu 2,5 m H2O (vezi figura 11.17 [5] ).

4.7.3. Calculul schimbătorului de căldură instantaneu În sistemele de încălzire, de obicei, se folosesc schimbătoare de căldură instantanee: cu fascicule de ţevi şi cu plăci. Schimbătoarele de căldură cu fascicule de ţevi, figura 9, constituie tipurile tradiţionale în instalaţiile aferente construcţiilor. Ele sunt aparate demontabile, compuse din tronsoane cu lungimea a câte 2 sau 4 m fiecare, legate prin coturi duble. Un tronson este alcătuit dintr-o manta cilindrică din oţel, cu diametrul exterior de la 57 până la 530 mm şi numărul de ţevi în fascicul de la 4 până la

24

450, la interiorul căreia se află un fascicul de ţevi din alamă cu diametrul de 16x1 mm sau din oţel cu diametrul de 16x2 mm. Schimbătoarele cu fascicule din ţevi din oţel sunt destinate pentru instalaţiile de încălzire, iar cele cu fascicule din ţevi din alamă – instalaţiilor de preparare a apei calde de consum. Schimbătoarele de căldură «apă-apă» cu fascicule de ţevi se utilizează în centrale şi puncte termice la care parametrii maximi de temperatură şi presiune ai agenţilor termici sunt 150 oC şi respectiv 1,0 MPa. În schimbătoarele de căldură destinate pentru prepararea apei calde de consum, apa primară circulă prin spaţiul dintre ţevi, iar acea de consum – prin ţevile fasciculului. Prin aceasta se realizează, în primul rând, egalarea vitezelor de circulaţie a apei primare (din reţelele termice) cu acea de consum, de oarece debitul ultimei, de obicei, este mai mare. În acest caz, temperatura materialului mantalei este mai înaltă decât a ţevilor din alamă, şi prin urmare decade necesitatea de a prevedea compensator lenticular pentru manta şi, în al doilea rând, crusta depusă în interiorul ţevilor din fascicul, este mai uşor de înlăturat decât din spaţiul dintre ţevi. Este dată puterea termică, Q, în W a schimbătorului de căldură, temperaturile la intrare, τ1, şi ieşire, τ2, ale agentului termic primar (din reţelele termice) şi secundar, t1, t2, (din sistemul de încălzire), trebuie de ales diametrul corpului, numărul de tronsoane. şi pierderile de sarcină a ambilor agenţi termici. Consecutivitatea de calculul este următoarea:

• se calculează debitul de calcul de apă primară, G1, şi secundară, G2, kg/h, cu formulele:

1 21 2 2 1

Q QG = 0,86 , G = 0,86 ; τ -τ t -t⋅ ⋅

• se alege agentul termic, care va fi îndreptat prin interiorul fasciculului de ţevi. Pentru ca valorile vitezelor agenţilor termici să fie aproximativ egale, prin interiorul fasciculului de ţevi trebuie îndreptat agentul termic primar, deoarece debitul lui este mai mic

25

şi aria secţiunii transversale a fasciculului de ţevi este mai mică de cât aria spaţiului între ţevile fasciculului.

12

3

3

4

6

5

Fig.9. Schimbător de căldură «apă-apă» cu fascicule de ţevi. 1 – tronson tip; 2 – placă de identificare; 3 – difuzor / confuzor; 4 – mufă de dezaerisire; 5 – cot dublu de legătură; 6 – mufă pentru golire; 7 – compensator lenticular.

• se calculează aria secţiunii transversale a fasciculului de ţevi, presupunând viteza apei în interiorul lor egală cu 0,5 ÷ 0,7 m/s, cu formula:

211 = , m ,

3600Gfρ v⋅ ⋅

în care ρ este densitatea agentului termic primar la temperatura lui medie, kg/m3;

• din, Anexa 7, se alege numărul schimbătorului de căldură cu aria cea mai aproape, mai mare şi se înscriu valorile mărimilor următoare: f1 - aria secţiunii transversale a fasciculului de ţevi, m2;

26

G1,

G2, t

G2, t2

G1, 2

t2

t1

1

2

max

min

f2 - aria spaţiului între ţevile fasciculului, m2; Fs – aria suprafeţei de încălzire a unei secţii, m2; di – diametrul interior al unei ţevi din fascicul, m; deq – diametrul echivalent al spaţiului dintre ţevile fasciculului şi corpul schimbătorului, m2.

Se calculează consecutiv următoarele valori: • vitezele, m/s, agenţilor termici: primar, v1 şi secundar, v2

cu formulele: 1

11

= ,3600

Gvρ f⋅ ⋅

22

2

=3600

Gvρ f⋅ ⋅

;

• coeficienţii de schimb de căldură între agentul termic primar şi peretele interior al ţevilor fasciculului, α1, şi între suprafaţa exterioară a ţevilor din fascicul şi agentul termic secundar, α2, în W/(m2 · oC) cu formulele:

0,82 1

1 m m 0,2i0,8

2 22 m m 0,2

eq

= (1630 + 21 - 0,041 ) ,

= (1630 + 21 - 0,041 ) ,

vα τ τdvα t td

⋅ ⋅ ⋅

⋅ ⋅ ⋅

în care: Figura 10. Dinamica τm = (τ1 + τ2)/2 şi tm = (t1 + t2)/2 temperaturilor sunt temperaturile medii ale agentu- agenţilor termici lui termic primar şi secundar, respec- dea lungul tiv,oC; celelalte notaţii – cu semnifi- schimbătorului caţiile anterioare; de căldură

27

• coeficientul de transfer termic global, W/ (m2 · oC), cu formulele:

k = 1/R; R = 1/α1 + δp.t/λp.t + δcr/λcr + 1/ α2, în care δp.t şi λp.t sunt grosimea peretelui ţevii şi coeficientul de conductibilitate termică, care pentru alamă sunt egale, respectiv, cu 0,001 m şi 90 W/(m·K), iar δcr şi λcr – grosimea şi coeficientul de conductibilitate termică pentru stratul de piatră de cazan depus pe pereţii ţevilor, care, în proiect, pot fi considerate egale, respectiv, cu 0,0002 m şi 2 W/(m·K);

• diferenţa medie loga-ritmică între temperaturile agentului termic primar şi secundar, cu formula

m max min ,max

min

- ∆t =

∆ln∆

∆

⎛ ⎞⎜ ⎟⎜ ⎟⎝ ⎠

∆

în care ∆max, ∆min sunt diferenţa maximă şi dife-renţa minimă dintre temperaturile agenţilor termici de aceeaşi parte a schimbătorului de căldură (vezi figura 9).

• aria de încălzire necesară a schimbătorului de căldură cu formula:

m

QF=k ∆t⋅

.

• numărul de tronsoane în schimbătorul de căldură cu formula:

N = F/FS

şi se rotungeşte cu majorare până la numere întregi.;

• pierderile de sarcină, kPa, a fluidului primar şi celui secundar cu formulele:

28

2 21 1 2 2 . ∆P = 5,1 v N , ∆P = 11 v N ⋅ ⋅ ⋅ ⋅

în care N este numărul de tronsoane.

Schimbătoarele de căldură cu plăci, figura 12., sunt compuse dintr-un pachet de plăci ondulate din oţel inoxidabil. Fluidele de lucru circulă prin canalele create între plăci, figura 11. Ele se fabrică în două variante: 1) cu plăci demontabile, la care acestea sunt prinse cu prezoane între două batiuri (unul fix şi altul mobil). Atât etanşarea cât şi direcţionarea fluidelor care circulă printre plăci se realizează prin intermediul unor garnituri din elastomeri adecvaţi (EPDM, nitril etc.) 2) cu plăci brazate, la care plăcile ondulate sunt asamblate prin sudură (brazare). În dependenţă de construcţia lor, schimbătoarele de căldură cu plăci admit presiuni de regim maxime de 2,5 MPa şi temperaturi de 130 – 150 oC. Avantajele principale ale schimbătoarelor de căldură cu plăci sunt următoare: - performanţe termice ridicate (coeficientul global de transfer termic este cuprins între 3500 şi 7000 W/m2·K); - pierderi de căldură mici, datorită suprafeţei exteriore reduse a aparatului; - dimensiuni de gabarit reduse ( până la 1/10 din cele ale unui schimbător de căldură tubular cu fascicule); - masă redusă, manevrare şi montare uşoară; - risc de coroziune redus; - ancrasare redusă, datorită vitezei Fig. 11. Schema de circulaţie mari de circulaţie între plăci; a apei în schimbătorul - curăţire şi reparare uşoară; de căldură cu plăci

29

- posibilităţi de modificare a suprafeţei de transfer termic, prin adăugarea sau scăderea de plăci; - preţ de achiziţie relativ scăzut pentru suprafeţe mari şi plăci din oţel inoxidabil. Ca dezavantaje se menţionează: pierderi de sarcină mai mari decât la schimbătoarele de căldură tubulare cu fascicule şi sensibilitate la lovituri de berbec şi la şocuri termice. În figura 12 sunt prezentate schimbătoarele de căldură cu plăci ALFA LAVAL – Suedia, iar în tabelele 1 şi 2 din Anexa 8 - caracteristicile constructive ale lor. În cazul schimbătoarelor cu plăci, calculul de alegere a schimbătorului o face fabricantul, care dispune de algoritme şi softuri proprii ce îi permit să aleagă schimbătorul cel mai potrivit pentru fiecare cerere a beneficiarului. Proiectantul trebuie să completeze un formular de cerere de ofertă, care să cuprindă toate a b

Fig.12. Schimbătoare de căldură cu plăci –Suedia: ALFA LAVAL; a – cu plăci cu garnituri (demontabile), b – brazate

30

informaţiile de care are nevoie fabricantul pentru a alege schimbătorul potrivit: natura fluidelor, debitele şi temperaturile de calcul ale fiecărui agent termic, pierderile de sarcină admisibile. În general, pentru calculul de alegere a schimbătoarelor de căldură cu plăci este folosită metodologia indicată la alegerea schimbătoarelor de căldură cu fascicule de ţevi. La schimbătoarele cu plăci «apă–apă», ca şi la cele tubulare cu fascicule, suprafaţa de încălzire foarte mult depinde de raportul dintre vitezele agenţilor termici, precum şi de valorile lor. În cazul schimbătoarelor cu plăci, atât pentru agentul termic primar cât şi pentru cel secundar, sunt posibilităţi mai mari de a modifica vitezele. Aceasta se face prin grupări a plăcilor în pachete şi dirijarea cu curgerea apei în paralel sau în serie atât între plăcile fiecărui pachet cât şi între pachete. Aceste grupări se fac astfel ca vitezele ambilor agenţi termici să fie aproximativ egale şi se alege acel tip de plăci (dimensiunea plăcii) pentru care pierderile de sarcină sunt egale cu cele admisibile, iar costul este minim.

Anexa 1

nr. tron

i

sarcina tronson Qi, W

debitapă Gi,

kg/h

lung.tronsli, m

Rezultatele calculului preliminar Rezultatele calculului de finisare

di,mm

Ri, Pa/m

vi, m/s

Σζ

Ri·li Pa

Zi, Pa

Rl+Z Pa

di,m

Ri, Pa/m

vi, m/s

Σζ Ri·li Pa

Zi, Pa

Rl+Z Pa

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 1 900 38,7 1,00 15 3,32 0,05 9,5 3,3 11,6 14,9 2 1620 69,7 2,80 15 14,3 0,098 5 40,0 23,4 63,4 3 3120 134,2 2,80 15 48 0,182 5 134,4 85,9 220,3 4 4760 204,7 2,50 15 106,7 0,278 5,5 266,8 206,9 473,7 5 4760 204,7 6,00 20 24,2 0,156 2 145,2 23,5 168,7 15 106,7 0,278 2 640,2 75,6 715,8 6 9640 414,5 8,00 20 91,0 0,314 1 728 48,2 776,2 7 14420 620,1 7,50 25 56,2 0,286 7 421,5 280 701,5 20 106,7 0,47 7 808,3 756 1564,3 8 30000 1290 12,0 25 226,6 0,597 3,5 2719,2 609,9 3329,1 9 30000 1290 14,0 25 226,6 0,597 4 3172,4 697,1 3869,5 10 14420 620,1 2,00 25 56,2 0,286 3 112,4 120 232,4 20 197,5 0,47 3 395 324 719 11 9640 414,5 8,00 20 91,0 0,314 1 728 48,2 776,2 12 4760 204,7 6,00 20 24,2 0,156 1 145,2 11,8 157 15 106,7 0,278 1 640,2 37,6 677,8 13 4760 204,7 0,70 15 106,7 0,278 5,5 74,7 206,9 281,6 14 900 38,7 1,00 15 3,32 0,05 5,5 3,3 6,1 9,4 Σl=74,30 m Σ=11083,9 Σ=13501,2

Anexa 1 (continuare ) Calculul circuitului corpului de încălzire de la etajul III, coloana 1. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 Rezistenţa liniară medie specifică pentru acest braţ comun cu circuitul de bază Rm = 0,65·936,82/7,6 = 80,1 Pa/m 15 920 39,56 1,00 15 3,40 0,054 9,5 3,40 13,56 16,96 10 12,54 0,084 11 12,54 38 50,54 16 920 39,56 1,00 15 3,40 0,054 4,5 3,40 6,53 9,93 10 12,54 0,084 5 12,54 17,3 29,84 17 1640 70,52 2,80 15 14,5 0,094 5 40,6 21,64 62,24 10 45,88 0,15 6 128,5 70,5 199,0 18 3140 135,02 2,80 15 48,57 0,193 5 136 91,80 227,8 10 156,0 0,289 6 436,9 245,1 682,0 Σl = 7,60 m (R·l+Z)=316,9 (R·l+Z)=961,4

Anexa 2

Calculul termic al corpurilor de încălzire din sistemele bitubulare

Nr. încăpe-rii.

Tem-pera-tura aer.

Pierderi

de căl-dură

Degajări de căldură, conducte Putereanecesa

ră

Coefi- cientul

Putereareală a elem.

Coefici-enţii

Numărul de elemente

Lungimea Degajări, W β3 β4 calcu-

lat rotun-

git unit. de măsură

ti, oC

Qo, W

lv lh specifice Totale Qc.i, W

φ q = qn·φW/elem.

ele-meht

ele-ment qv qh

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

34

Anexa 2 (continuare) Calculul termic al corpurilor de încălzire din sistemele monotubulare

Nr. încăp.

Pier

deril

e de

căl

dură

Temperaturile Degajări de căldură, conducte

Pute

rea

nece

sară

Coe

ficie

ntul

Pute

rea

reală

a el

emul

ui

Coe

ficie

nţii Numărul de

elemente

ae

rulu

i

ui

agentului termic

Lung

i-

mea

Degajări, W cal-

cu- lat

ro-

tun- git

intrare

ieşire

unit. de măsură

Qo, W ti tint tieş l

v

lh

specifice To-ta-le

Qc.i, W φ

q = qn·φW/elem

.

β3 β4 ele- men-

te.

ele- men-

te. qv qh

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17

35

Anexa 3

fuziotherm – pipe SDR 7,4

36

Anexa 4 fuziotherm – pipe SDR 6

Anexa 5 Pexal

Anexa 6

Coeficienţi de rezistenţă locală ζ, funcţie de material şi mărimi geometrice

Nr. Crt.

Denumire Simbol Material, Date Coeficient de rezistenţă locală

Curbe şi coturi la 90o

1 Curbe R/d Oţel Cupru Termoplastice

0,5 -

1,00

1,0 0,50 0,35 0,51

2,0 0,35 0,20 0,30

3,0 0,30 0,15

-

4,0 0,30

- 0,23

5,0 0,00

- -

6,0 0,00

- 0,18

2 Cot drept

Diametru Ǿ [in] Oţel Cupru Termoplastice

3/8 2

½ 2

¾ 1,5

1 1,5 0,7

1,27

11/4

10

11/2

1

2 1

Teuri la trecere cu derivaţii la 90o

3 La separare v1 v

v2

v2/v oţel cupru termoplastice v1/v oţel cupru termoplastice

0,3 12

0,50 0,5

0,4 7

0,50 0,5

0,6 3,5

0,50 0,5

0,8 2,5

1,30 1,30 0,5/1 0,5 0,3 0,3

1,0 2,0

1,0 0

2,0 1,0

1,0 0

-

1,0 0

R

d

39

Anexa 6 (Continuare)

4 La

împreunare

v1 v

v2

v2/v Oţel Cupru Termoplastice v1/v Oţel Cupru Termoplastice

0,2 1

0,0 1,5

0,4 0,5

0,20 1,3

0,6 1

0,40 1,1

0,8 1,3 0.9 0.9

0,60 0,8 0,6 0,6

1,0 1,5

0,80 0,5

-

1,0 0,0

-

Teuri de trecere în contracurent

5 La separare

v

v2

v2/v Oţel Cupru Termoplastice

0,4 6,5

0,6 3,0

0,8 1,8

1,0 1,3 1,5 1,3

1,3 1,0

1,5 0,8

2,0 0,5

6 La împreunare

v,d

v2 d2

Oţel

v2/v d2/d

0,3

5 6,5 9

0,5

1,3 2 3

0,7

1 1,3 1,8

0,5 0,7 0,8

Cupru Termoplastice

2 3

40

Anexa 6 (Continuare ) Cruci de trecere 7 La trecere

Pentru toate diametrele

2

8 La separare sau împreunare

Pentru toate diametrele

3

Robinete şi armături de sens 7 Robinete cu

ventil şi scaun drept

Diametrul Oţel Cupru Termoplastice

3/8 10 10 10

½ 10 10 10

¾ 7

8,5 8,5

1 7 7 7

11/4 5 6 6

11/2 5 5 5

>2 4 5 5

8 Robinet drept de radiator

Oţel Cupru Termoplastice

8,5 10 10

8,5 10 10

6 8,5 8,5

6 7 7

5 6 6

5 5 6

4 5 5

9 Robinet colţar de radiator

Oţel Cupru Termoplastice

4 2 4

4 2 2

2 2 2

2 2 2

2 2 2

2 2 2

2

3,5

41

Anexa 6 (continuare) 10 Robinet de

închidere sferic

Pentru toate materialele

0,5

11 Curbă etaj Pentru toate materialele

0,5

12 Distribuitor Pentru toate materialele

0,5

13 Colector Pentru toate materialele

1

14 Cazan 2,5 15 Radiator 2,5 16 Lărgire Pentru toate

materialele 1 1 1 1 1 1 1

17 Îngustare Pentru toate materialele

0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5 0,5

18 Scoabă

Pentru toate materialele

4 3 2 2 2 2 2

19 Compensa-toare tip„U”

2 2 2 2 2 2 2

Anexa 7 Schimbătoare de căldură tubulare instantanee „apă – apă”, OCT 34. 588-68

Nr.

schi

mbă

toru

lui

Mar

ca p

entru

P,

MPa

Dim

ensi

unile

de

bază,

m

m

Num

şrul

de ţe

vi Suprafaţa de

încălzire a 1 secţie, pentru

P, MPa

Secţiunea transversală a 1 secţii, m2

Dia- metrul. echiva- lent, m

1,0 1,6 De L 1,0 1,6 f1 f2 deq

1 01 26 57 2000 4 0,37 0,36 0,00062 0,00116 0,0130 2 02 27 57 4000 4 0,75 0,74 0,00062 0,00116 0,0130 3 03 28 76 2000 7 0,65 0,64 0,00108 0,00233 0,0164 4 04 29 76 4000 7 1,31 1,30 0,00108 0,00233 0,0164 5 05 30 89 2000 12 1,11 1,10 0,00185 0,00287 0,0133 6 06 31 89 4000 12 2,24 2,22 0,00185 0,00287 0,0133 7 07 32 114 2000 19 1,76 1,74 0,00293 0,00500 0,0155 8 08 33 114 4000 19 3,54 3,52 0,00293 0,00500 0,0155 9 09 34 168 2000 37 3,40 3,39 0,00570 0,01220 0,0207

10 10 35 168 4000 37 6,90 6,88 0,00570 0,01220 0,0207 11 11 36 219 2000 64 5,89 5,85 0,00985 0,02079 0,0215 12 12 37 219 4000 64 12,00 11,90 0,00985 0,02079 0,0215 13 13 38 273 2000 109 10,00 9,90 0,01679 0,03077 0,0196 14 14 39 273 4000 109 20,30 20,20 0,01679 0,03077 0,0196 15 15 40 325 2000 151 13,80 13,70 0,02325 0,04464 0,0209 16 16 41 325 4000 151 28,00 27,90 0,02325 0,04464 0,0209 17 17 42 377 2000 216 19,80 19,60 0,03325 0,05781 0,0190 18 18 43 377 4000 216 40,10 39,90 0,03325 0,05781 0,0190 19 19 44 426 2000 283 25,80 25,50 0,04356 0.07191 0,0186 20 20 45 426 4000 283 52,50 52,30 0,04356 0.07191 0,0186 21 21 46 530 2000 450 41,00 40,80 0,06927 0,11544 0,0190 22 22 47 530 4000 450 83,40 82,70 0,06927 0,11544 0,0190

Remarcă: Diametrul ţevilor din fascicul 16 x 1 mm; materialul – alamă, ГОСТ 494.76 cu modificări.

43

Anexa 8 Tabelul 1.

Caracteristicile constructive ale schimbătoarelor de căldură cu plăci demontabile ALFA LAVAL – Suedia Tipul A

[ mm ] B

[ mm ] C

[ mm ] D

[ mm ] E

[ mm ] F

[ mm ]Racor-

duri M 3

Dep

inde

de

număr

ul d

e

plăc

işid

etip

180 240 - 500 60 480 357 1 1/4//

M 6 320 - 330 515-1430 140 920-940 640 DN 50 M 10 460 - 470 705-2400 225-231 981 719 DN 100 M 15 610 - 650 1100-3280 298-304 1815-1980 1294 DN 150 M 20 780 900-3600 353 2160 1478 DN 200

Tabelul 2.

Caracteristicile constructive ale schimbătoarelor de căldură cu plăci brazate ALFA LAVAL – Suedia

Tip A

B

C

D

E

r

Ra- cord

Masa [ kg ]

CB 14 9+n·2,35 77 207 42 172 24 3/4// 0,7+ n·0,06 CB 26 10+ n·2,4 112 311 50 250 24 3/4// 1,2+ n·0,13 CB 50 9+ n·2,4 103 520 50 466 25 1// 1,8+ n·0,17

CB

76

var. H

14+n·2,9 192

617

92

519

48

2//

7 + n·0,44

var. A

14+n·2,5

var. E

14+n·2,2

CB 300 18+ n·2,65 365 990 213,5 816 101 DN 65

DN 10057+ n·1,26

Notă:1- n este numărul de plăci. 2-dimensiunile în mm.

44

Anaxa 9

UNIVERSITATEA TEHNICĂ A MOLDOVEI

FACULTATEA URBANISM ŞI ARHITECTURĂ

Catedra ALIMENTĂRI CU CĂLDURĂ ŞI GAZE, VENTILARE

MEMORIU EXPLICATIV la proiectul de curs la disciplina INSTALAŢII DE ÎNCĂLZIRE II

A primit _______________ A elaborat______________ (numele şi prenumele conducătorului) (numele şi prenumele studentului) _______________________ _____________________ (gradul didactic şi titlul ştiinţific) (grupa academică, secţia zi sau f/f)

CHIŞINĂU

2007

45

BIBLIOGRAFIE

1. Методические указания «Применение единой системы конструкторской документации (ЕСКД) и системы проектной документации для строительства (СПДС) при проектировании систем теплогазоснабжения и вентиляции», КПИ, им. С. Лазо, Кишинев, 1983 г.

2. Внутренние санитарно – технические устройства, часть 1, Отопление, Справочник проектировщика под редакцией И.Г. Староверова, изд. 4-е, Москва, Стройиздат, 1990 г.

3. Справочник по теплоснабжению и вентиляции. Отопление и теплоснабжение, изд. 3-е, под ред. Р.В. Щекина, Изд-во «Будiвельник», Киев, 1968 г. 4. СНиП 2.04.05 - 91 «Отопление, вентиляция и кондиционирование», Москва, 1994 г. 5. Instalaţii de încălzire, P. Vârlan, Editura „Tehnica” UTM, 1996. 6. ГОСТ 21.602 – 79. СПДС, Отопление, вентиляция и кондиционирование воздуха, рабочие чертежи. Москва, 1980 г. 7. ÎNCĂLZIRE, manualul de instalaţii, volumul Î, Editura ARTECNO, Bucureşti, România,2002.

46

CONŢINUTUL

1. Noţiuni generale . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3 2. Sarcina pentru proiect . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3 3. Componenţa proiectului . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .3 3.1. Partea grafică . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 3.2. Memoriul explicativ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .5 4. Prezentarea calculelor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 4.1 Condiţii tehnice de racordare la reţelele termice . . . . 6 4.2 Descrierea sistemului de încălzire . . . . . . . . . . . . . . . 7 4.3. Schema de racordare a sistemului la reţelele termice . 7 4.4 Circuitul de bază şi presiunea disponibilă de circulaţie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .8 4.5. Calculul de dimensionare a conductelor . . . . . . . . . . 9 4.6. Calculul de dimensionare a corpurilor de încălzire . .13 4.7. Calculul utilajului de bază din punctul termic . . . . . .19 4.7.1. Calculul hidroelevatorului . . . . . . . . . . . . . . . . . .19 4.7.2. Alegerea pompei de circulaţie . . . . . . . . . . . . . . 22 4.7.3. Calculul schimbătoarelor de căldură instantanee . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .23 Anexa 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31 Anexa 2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .33 Anexa 3 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35 Anexa 4 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36 Anexa 5 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37 Anexa 6 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38 Anexa 7 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42 Anexa 8 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 43 Anexa 9 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44 Bibliografia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 45

47

INSTALAŢII DE ÎNCĂLZIRE

Îndrumar metodic privind proiectului de curs

Alcătuitor: Pavel Vârlan Redactor: Enache Irina Bun de tipar Formatul hârtiei 60x84 1/16 Hârtie ofset. Tipar RISO Tirajul 150 ex Coli de tipar . Comanda nr.

U.T.M., 2006, Chişinău, bd. Ştefan cel Mare, 168.

Secţia Redactare şi Editare a U.T.M. 2068, Chişinău, str. Studenţilor, 9/9.