Valorificarea energiei geotermale de potenial termic mediu cobort, cu ajutorul ciclurilor termodinamice inversate (pompe de cldur)

Aspecte generale

Principiul de funcionare a unei pompe de cldur

PC L Ta < T

Q

Qa

Ta

T

LQQ a

0

t [C]

PC L Q

Qa

PC L Q

Qa

PC L Q

Qa

Ta > Ta

IFL

Qa

Q0 T0 < Ta

T0 < Ta

Ta

+40

+20

-10

(a)

(b)

(c)

(d)

ncadrarea pompei de cldur funcie de sursa rece

Schema de principiu a unei pompe de cldur cu compresie mecanic de vapori

~

joas presiune nalt presiune

K

M

Sursa de cldur

Sistem de nclzire Vp

Cd

VL

Fluidele de lucru ale pompelor de cldurCondiii impuse agenilor de lucruProprietile chimice:

- stabilitate chimic n tot domeniul de presiuni i temperaturi folosite;- inactivitate chimic fa de materialele metalice i nemetalice din instalaie, precum i fa de uleiul de ungere;- prin amestecul cu aerul s nu devin inflamabili sau explozivi.

Proprietile fizice:- cldur latent de vaporizare mare;- alur favorabil a curbei de saturaie ps=f(t), care s conduc la valori moderate ale presiunii i la rapoarte de compresie mici;- cldur specific mic a lichidului;- cldur specific mare a vaporilor supranclzii;- volum specific mic al vaporilor;- vscozitate redus;- coeficieni de transfer de cldur mari;- insolubilitate reciproc a agentului de lucru i a uleiului de ungere;- solubilitate a apei n agentul de lucru.

Proprietile fiziologice:- s fie inofensivi fa de organismul uman;- s nu infecteze, prin scpri provocate de neetaneiti, mediul de distribuie a cldurii, care n

majoritatea cazurilor este apa sau aerul.Cerine economice:

- cost acceptabil;- procurare uoar, transport uor i n siguran;- eficien termic ct mai ridicat deoarece ea influeneaz prin valoarea cantitii de cldur furnizat

consumatorului, eficiena economic a instalaiei.

Agenii termici utilizai:- freonul i amoniacul, pentru pompe de cldur cu comprimare mecanic de vapori;- soluia hidroamoniacal sau soluia de bromur de litiu cu ap, pentru pompe de cldur cu absorbie;- vapori de ap, pentru pompa de cldur cu ejecie;- aer, pentru pompe termice cu comprimare de gaze.

AmoniaculAvantaje:

- cldur latent de vaporizare mare;- eficien termic ridicat;- coeficieni de transfer de cldur mari;- solubilitate fa de ap;- cost redus de fabricare;- uurin n detectarea scprilor.

Dezavantaje:- toxicitate mare;- presiune de condensare mare i raport de compresie mare;- corodarea cuprului i aliajelor acestuia;- solubilitate redus n uleiul de ungere.

FreoniiAvantaje:

- grad foarte redus de periculozitate (nu sunt toxici, nici inflamabili, nici explozivi);- capacitate foarte bun de dizolvare a uleiurilor;- rapoarte de compresie relativ mici;- nu reacioneaz cu metalele.

Dezavantaje:- densitate mare (de 5-6 ori mai mare dect a amoniacului) ce se traduce prin pierderi de presiune mari;- coeficieni de transfer de cldur relativ redui;- dizolv cauciucul natural i ca urmare garniturile de etanare (se folosesc garnituri metalice sau din fibre presate).

Tipuri de pompe de cldur (1)Clasificare dup natura sursei reci

PC cu surs termic aerulAvantaje:

- numr foarte mare al firmelor de comercializare, montare i instruire;- piese de schimb uor de achiziionat;- cost de instalare foarte redus.

Dezavantaje:- sunt zgomotoase;- modific estetica cldirilor;- costuri de ntreinere relativ ridicate.

PC cu surs termic pmntulAvantaje:

- eficien energetic ridicat tot timpul anului;- impact redus asupra mediului;- cost redus fa de PC aer-aer;- sileniozitate;- cost de mentenan redus;- nu necesit cicluri sau radiatoare de degivrare.

Dezavantaje:- costuri de instalare mari;- necesit suprafee mari de teren pentru ngroparea colectorilor.

Tipuri de pompe de cldur (1)PC cu surs termic apa

Avantaje:- eficien mai mare dect cea a PC aer-aer;- sileniozitate;- cost de mentenan redus;- nu necesit cicluri sau radiatoare de degivrare.

Dezavantaje:- cost ridicat de instalare;- necesitatea respectrii legilor i reglementrilor legate de protecia mediului

=) creterea investiiei;- sursa de ap trebuie s asigure un debit i o temperatur impuse prindimensionarea PC.

Alte tipuri de pompe de cldurPC cu motor pe gazSisteme de PC cu dubl alimentarePC cu dou surse de cldur

Performana energetic a pompelor de cldur

S

G

EE

EF

Eficiena energetic a unui sistem energetic:

EG suma fluxurilor utile de energie generate;ES suma fluxurilor de energie furnizate sistemului.

Evaluarea eficienei energetice prin COP (coeficient de performan)

PQCOP HCH P puterea consumat de compresor.

QH capacitatea de nclzire a condensatorului sistemului;

Evaluarea eficienei energetice prin factori sezonieriEficiena energetic pe o perioad mai lung de timp se caracterizat prin:

HSPF (sau SPF) - factorul de performan sezonier la nclzire - n cazul nclzirii; SEER - factorul de eficien energetic sezonier - n cazul rcirii.

Valori minime impuse de standardele n vigoare: 8,6HSPF

10SEERPentru pompele de cldur avansate: 9HSPF 15SEER;

Schema i ciclul ideal ale pompei de cldur cu vapori

Tdsdldhdq t

Schimburile energetice ale agentului calorific se determin aplicnd ecuaiile celor dou principii ale termodinamicii:

- lucrul mecanic de compresie: 12 hhlc - lucrul mecanic de detent:

- sarcina specific a condensatorului:- sarcina specific a vaporizatorului:

43 hhld 14561410410 ariassThhq 623563232 ariassThhq cc

Consumul (minim) de lucru mecanic: 123414100min ariassTTqqlll ccdcc

Eficiena termic a ciclului ideal:

111

1

10000min

cc

c

c

c

c

c

c

c

c

cc

TTTT

TsTT

sTqq

qlq

1

2

3

4

5

6

7

1,25 1,50 1,75 2,00 2,25

c

Tc / T0

Cd

Cp

Vp

Dt

q0

qc

lc ld

T

s

l

q0

qc Tc

T0

2 3

1 4

5 6 s

1

2 3

4

Deplasarea procesului de comprimare din domeniul vaporilor umezi n cel al vaporilor supranclzii conduce la ciclul Carnot inversat reprezentat n diagramele

T

s

l

Tc

T0

2 3

1 4

b c a

2

1

lg p

h

3

1 4

2

1

pc

p0

p2

pc p2 < pcTc

s1=ct

Tc

To

q0

Procesul de comprimare se desfoar n dou etape:- etapa izentropic 1-2 de la p0, T0 la p2< pc, Tc;- etapa izoterm 2-2 de la p2 la pc, etap n care agentul cedeaz cldura:

caariassTq c '22'22'22

- lucrul mecanic de compresie:

- sarcina specific a condensatorului:

- sarcina specific a vaporizatorului: 410 hhq 3'2'223'2'22 hhssTqqq cc

1'2'2212'22'22 hhssThhhhql cc

Schema de principiu i ciclul teoretic al pompei de cldur cu vapori

Cd Cp

Vp

q0

lc

qc

VL

1

2 3

4

T

s

3

1 4

s1= s2

2

pc

p0

s5 s3 s4

5

q0

qc

|lt|

lg p

2 3

1 4

2pc

p0

s0

q0

Tc

T0 5

|lt|

hh5 h3=h4 h1 h2

2

- sarcina specific a condensatorului:

- sarcina specific a vaporizatorului:

- lucrul mecanic tehnic specific teoretic de comprimare izentropic:

410 hhq 32 hhqc

12 hhlt - titlul vaporilor la intrarea n vaporizator:

0

534045514534 r

hhxrxhhhxhhh - eficiena termic teoretic a ciclului:

12

32

hhhh

lq

t

ct

- gradul de reversibilitate al ciclului teoretic n raport cu cel ideal de referin (randament termodinamic): 11

12

320

hhhh

TT

cc

tt

Schema de principiu i ciclul teoretic al pompei de cldur cu vapori, cu subrcire

Cd Cp

Vp

q0

VL

qsr

Sr

1

23

3

4

T

s

3

1 4

s1= s2

2

pc

p0

s3 s3 s4

3

lg p

2 3

1 4

2pc

p0

s0

q0

Tc

T0

|lt|

h h3=h4 h1 h2

2

4

s4

3

4

- sarcina specific a vaporizatorului:

- sarcina specific a condensatorului:

- eficiena termic teoretic a ciclului:

'32'3332 hhhhhhqqq srcdc subracirefaraqhhhhhhq ,0414'4'410

'' 1 tcd

srt

t

srcd

t

ct q

ql

qqlq

Schema de principiu i ciclul teoretic al pompei de cldur cu vapori, cu subrcire regenerativ

Cd

Cp

Vp

q0

lc

qc

VL

qrg Rg

1

2

3

4

1

3 - sarcina termic specific a schimbtorului regenerativ:

1'1'33 hhhhqqq srsirg - sarcina termice specifice a condensatorului:

3"232 ' hhqhhq cc - lucrul mecanic de comprimare: 1"2'12 ' hhlhhl cc

- eficiena termic teoretic:'12

32

hhhh

lq

c

ct

T

s

3

14

s1

2

pc

p0

s3s3

s4

3Tc

T0

2

2

1

s2qsi = |qsr|

lg p

2 3

1

2pc

p0

s0

q0 |lc|

h3=h4 h1 h2

3

4

2

1

h1, h

Schema de principiu i ciclul teoretic al pompei de cldur cu vapori, cu separator de lichid

Cd Cp

Vp q0

lc

qcd

VL

SL

2 3

4

1

5

qsr 3

1

cm

vm

T

s

3

4

a

2

pc

c b

3Tc

T0

2

1

q0

5

x4

- bilanul termic al separatorului de lichid: 5114 hmhmhmhm vcvc - raportul celor dou debite: 11 4

0

0451

51

41 x

rrxhh

hhhh

mm

c

v

- sarcina termic a vaporizatorului: 04000 1 rxmrmrmQ ccv [kW] 04154510400 qmhhmhhhhmrxrmQ cccc

- sarcina termic specific a agentului la vaporizare: cm

Qrrxhhq

0004410 1

Schema i ciclul real al pompei de cldur cu vapori

Cd

Cp Vp

q0

lc

qc

VL

qsr

Sr

1

2 3 3

4

~

lg p

2 3

1

2s2pc

p0 q0 lct

h2h3=h4 h1 h2s

3

4

lc

qc qctqc

qc

h

t

tc

ti

S (m2)

t2

ti

- sarcina specific a condensatorului:

- sarcina specific a vaporizatorului: 410 hhq teoreticcc

qhhq '32shh 22 deoarece

- lucrul mecanic tehnic specific de comprimare:

teoreticcsscclhhhhqqhhl 2212012

- eficiena termic a ciclului:

t

tc

c

tc

c

tctc

ctc

c

c

lq

qq

qlqq

hhhh

lq

1

1,

12

'32

T

s

3

1 4

s1

2

pc

p0

s3 s4

3Tc

T0

2 2s

s2

- randamentul intern (adiabatic) sau indicat al compresorului:

1112

12

c

c

c

ccs

c

tci l

ql

qlhhhh

ll

- relaie de legtur dintre mrimile i t:

tc

i

icic llq

11 tittc

itc

tci

tc

ll

lq

1111

11

- eficiena termic efectiv: elmitelme 11

cte - gradul efectiv de reversibilitate al pompelor de cldur:

c

ee

55,0...45,0,1000...200 ec kWQ 60,0...55,0,3000...1000 ec kWQ

65,0...60,0,3000 ec kWQ

- pentru PC cu

- pentru PC cu

- pentru PC cu

Ciclul pompei de cldur cu compresie mecanic de vapori n dou trepte

Cd2

Cp2

Vp

q0

lc2

qc2

VL2

2

3 4

5

Pc2

Cd1

qc1

6

7

Cp1 lc1

1

Pc1

VL1 1m

2m 'm A

T

s

4

1 7

s1

3

p0

s6 s4

6

Tc2

T0

3

s3

Tc1

pc1

5

s7 s5

2 2

1m

2m

'm

lg p

3 4

1

2T

3pc2

p0

q0 lc2

h3h6=h7 h1 h2

5

7

lc1

h

22

3T

6

qc1

qc2

tc2

tc1 t0

pc1

- relaia de legtur dintre debitele ce parcurg circuitul:'21 mmm

- valoarea debitului :2m43

2

2

22222 hh

QqQmmqQ c

c

ccc

[kg/s]

- entalpia agentului care alimenteaz condensatorul Cd1:

Ahmhmhm 1252 ' '''

2

252

1

252

mmhmhm

mhmhmhA

1cQ 1m- dac se impune valoarea , putem determina debitul :

6

11 hh

QmA

c

[kg/s]

(A)

(B)

(D)

(B)(A) 652621

1

62

252

11 '

'' hhmhhm

Qmh

mmhmhm

Qm cc

652621 ' hhmhhmQc 62

652

62

1'hhhhm

hhQm c

(C)621 hhqc

45 hh (C)

1

642

1

1'cc

c

qhhm

qQm

(D)

(E)

(E)

2

64

1

2

1

1

1

64

2

2

1

1 11'cc

c

c

c

cc

c

c

c

qhh

QQ

qQ

Qhh

qQ

qQm

'm 1m- raportul debitelor i :

2

64

1

2

1

1'

cc

c

qhh

QQ

mm

121 hhlc 232 hhlc

121111 hhmlmP cc 232222 hhmlmP cc

- eficiena termic a ciclului pompei de cldur n dou trepte:

1

2

1

2

1

1

2

1

2

1

1

21

21

1

1

1

1

c

c

c

c

c

c

c

c

c

c

cc

cc

PPQQ

PPQQ

PQ

PPQQ

1

11

c

c

PQ - eficiena termic a pompei de cldur

care funcioneaz numai cu treapta de joas presiune ( )022 cc QP

(E)

Ciclul pompei de cldur cu compresie mecanic de vapori, n cascad (producerea simultan a frigului i cldurii)

Ap fierbinte

Agent purttor de frig

Cdi-Vps

Cds

Cps

Vpi

q0,i

lc,s

qc,s

VLs

2

6 7

8

3

4

Cpi lc,i

1

VLi

im

sm 5

T

s

7

14

3

pc,s

p0,i8

Tc,s

T0,i

6

Tc,i

pc,i

2

2

T0,s 5

6

p0,s

T

- ecuaia de bilan termic pe schimbtorul de cldur Cdi-Vps(condensator cascada inferioar vaporizator cascada superioar):

sic QQ ,0, ssici qmqm ,0, sau

32, hhq ic 85,0 hhq s

(F)(F)

32

85

,

,0

hhhh

qq

mm

ic

s

s

i

- bilanurile energetice ale celor dou cascade sunt:

stssc PQQ ,,0, itiic PQQ ,,0,

(H)

(G)

(G)stitisc PPQQ ,,,0,

(H)

- eficiena termic teoretic a pompei de cldur n cascad:

5612

4176

,,

,0,

,,

,0,

,,

,0,,0,

hhhhhhhh

llqq

lmlmqmqm

PPQQ

PQQ

stit

isc

stsiti

iiscs

stit

isc

t

isct

Calculul termic al pompei de cldur cu vapori

Calculul termic al pompelor de cldur cu compresie mecanic de vapori presupune determinarea urmtoarelor mrimi:- debitul masic, volumetric i cilindreea, mrimi necesare alegerii compresorului;- puterea termic a vaporizatorului i debitul de fluid necesar sursei de cldur;- puterea efectiv a compresorului;- eficiena teoretic, real i efectiv;- gradul efectiv de reversibilitate al pompei de cldur.

Datele necesare pentru efectuarea calculului termic sunt:- puterea termic a condensatorului, Qc, care se transmite utilizatorului de cldur;- temperatura de condensare, tc;- temperatura de vaporizare, t0;- temperatura de subrcire, tsr;- temperatura de aspirare n compresor, tas dac n compresor sunt aspirai vapori supranclzii;- tipul agentului frigorific (calorific).

date de intrarediagrame i tabele de proprieti

parametrii de stare (p, t, h, s, v) ai agentului frigorific n punctele

caracteristice ale instalaiei

Cd

Cp

Vp

q0

qc

VL

qsr

Sr

1

2 34

5

lg p

2 3

1

2t2pc

p0

h2h4=h5 h1 h2t

4

5

h

lc

- sarcina termic specific a vaporizatorului: 41510 hhhhq

- lucrul mecanic teoretic de compresie: 21

1

211 1011

k

k

t ppvp

kkl [kJ/kg]

- entalpia teoretic a fluidului de lucru, la ieirea din compresor: tttt lhhhhl 1212- lucrul mecanic real de compresie:

- entalpia real a fluidului de lucru, la ieirea din compresor:i

tr

r

ti

llll

rr lhhhhl 1212

- sarcina termic a condensatorului: 32 hhqc 42 hhqc sau (pentru PC cu subrcire)- debitul masic de agent frigorific:

c

c

qQm

[kg/s]- debitul volumetric de agent frigorific la aspiraia compresorului (punctul 1):

11 vmV [m3/s]

Corelaia ntre puterea termic i dimensiunile fundamentale ale compresorului cu piston

- debitul volumetric de agent frigorific:601nVzV s [m3/s]

SDVs 4

2 - volumul cursei pistonului- volumul cursei celor z pistoane (cilindreea total a pistonului): sst VzV [m3/rot]- coeficientul de debit (compresorul cu piston): eTp 0

0 coeficient parial de debit care ine seama de influena spaiului mort

1111

1

0

1

000

dd n

nc H

pp

%8...50 %5...30 %2...10

0 poate avea urmtoarele valori:

- pentru compresoare verticale mari.

- pentru compresoare verticale mici

- pentru compresoare orizontale mici;

1,1...9,0dn - exponentul politropic al destinderii.p coeficient parial de debit care ine seama de laminarea vaporilor la trecerea prin supapa de aspiraie:

ap 10p

paa

;

%5,2...5,10 - pentru compresoare orizontale mari;

- coeficientul scderii relative a presiunii n aspiraie.

T coeficient parial de debit care ia n considerare prenclzirea vaporilor n procesul de aspiraie: c

T TT0

98,0...95,0ee coeficient parial de debit care caracterizeaz etaneitatea cilindrului:

Randamentul intern al compresorului cu piston (i)- ntr-o prim aproximaie, se poate considera: eTi - n lipsa datelor experimentale, valoarea lui i se determin cu urmtoarele relaii empirice:

* pentru compresoare cu amoniac sau freon de putere mare i mijlocie: oTi tb 100D 0b* pentru compresoare de putere mic cu mm, i deci: Ti

Puterea efectiv a compresorului- puterea indicat a compresorului: cc lmP [kW]- puterea efectiv a compresorului:

elm

ce

PP [kW]95,0...9,0m

99,0...98,0el - randamentul mecanic al compresorului;- randamentul electric al motorului de antrenare al compresorului.

Eficiena- eficiena teoretic a ciclului:

12

42,

hhhh

lq

t

t

t

tct

- eficiena real a ciclului: 11 it - eficiena efectiv: elme - gradul efectiv de reversibilitate al ciclului:

c

ee

mims

msc TT

T

eficiena termic a cicluluiCarnot inversat

1

2

12

lna

a

aams

TT

TTT 2

1

21

lnr

r

rrmi

TT

TTT ;

- randamentul exergetic (termodinamic) al ciclului unei PC: c

E

Pompe de cldur geotermale

Elemente componente ale sistemelor de pompe de cldur geotermale

K

Colector geotermal

Sistem de nclzire

Vp Cd

VL

Pompa de cldur

Clasificarea colectorilor geotermali (1)Sistem nchis colector orizontal

(a) (b)

(c) (d)Avantaje: cost sczut pentru realizarea anurilor/gropilor, comparativ cu cel pentru sparea puurilor verticale; opiuni variate de instalare.Dezavantaje: necesitatea unor suprafee mari de pmnt; temperatur variabil a solului la adncimi mici (funcie de sezon); proprietile termice ale solului variabile cu sezonul, precipitaiile i adncimea de instalare a colectorului; uscciune solului trebuie luat n considerare n dimensionarea lungimii buclei, n special n cazul solurilor nisipoase i dealurilor care pot deveni foarte uscate n timpul verii; colectorul poate fi deteriorat n timpul umplerii cu pmnt a gropilor; necesit lungimi mai mari ale buclelor dect n cazul puurilor verticale; viscozitatea antigelului crete consumul energiei de pompare, scade transferul de cldur i deci reduce eficiena global; eficiene sczute ale sistemului.

serie paralel

an pentru o eav an pentru colector multiplu

Clasificarea colectorilor geotermali (2)Sistem nchis colector spiralat

(a) (b)

Avantaje: necesit o suprafa excavat mai mic dect celelalte configuraii orizontale; costuri de instalare mai mici dect celelalte configuraii orizontale.

Dezavantaje: necesit lungimi ale colectorilor mai mari dect celelalte configuraii; temperatur variabil a solului la adncimi mici (funcie de sezon); necesit energie de pompare mai mare dect celelalte configuraii orizontale; umplerea cu pmnt a anurilor poate fi dificil n cazul unor tipuri de sol i sistemul colector poate fi deteriorat n timpul acestui proces.

orizontal vertical

Clasificarea colectorilor geotermali (3)Sistem nchis colector vertical

conectare n interior conectare n exterior

(a) (b)

50-70 mm

25-32 mm

70-80 mm

25-32 mm

40-60 mm 70-90 mm

(a) (b)

Avantaje: necesit lungimi ale colectorilor mai mici dect celelalte configuraii de sisteme nchise; necesit cea mai puin energie de pompare comparabil cu celelalte configuraii de sisteme nchise; necesit suprafee reduse de pmnt; temperatura solului nu este influenat de variaiile sezoniere.

Dezavantaje: cost ridicat pentru forarea puurilor, adesea mai ridicat dect cel de spare a anurilor pentru sistemele orizontale; potenial termic sczut la utilizarea pe termen lung a instalaiilor cu puuri forate la distane necorespunztoare.

(a) (b)

Clasificarea colectorilor geotermali (4)Sistem nchis colector imersat

(a) (b)spiral bobine grupate

Avantaje: necesit cele mai mici lungimi ale colectorilor dect celelalte configuraii de sisteme nchise; sunt cele mai ieftine colectoare raportat la celelalte configuraii de sisteme nchise, dac lacul/iazul este deja existent.

Dezavantaje: necesit un volum mare de ap; poate restriciona utilizarea lacului/iazului n alte scopuri.

Clasificarea colectorilor geotermali (5)Sistem deschis

(a) (b)

p

u

d

e

d

e

v

e

r

s

a

r

e

pomp

nivelul stratului acvifer freatic

(c)

pomp

p

u

d

e

e

x

t

r

a

c

i

e

Avantaje: design simplu ceea ce asigur cele mai mici costuri; performane termodinamice mai bune dect sistemele nchise, deoarece puurile de extracie furnizeaz ap la temperatura solului spre deosebire de un schimbtor de cldur care furnizeaz fluid colector la o temperatur diferit de cea a solului; poate fi combinat cu un pu de alimentare cu ap potabil; cost de operare sczut n cazul n care apa este deja pompat n alte scopuri (ex. irigaii).Dezavantaje: necesitatea unor debite mari de ap; disponibilitatea apei poate fi limitat; necesar mare de energie de pompare; necesarul de energie de pompare poate fi excesiv dac pompa este supradimensionat sau exploatat defectuos; costuri ridicate dac sunt necesare puuri de re-injectare; deversarea apei poate limita sau exclude utilizarea unor instalaii; schimbtorul de cldur al pompei de cldur este afectat de impuritile, agenii corosivi i coninut bacteriologic al apei; trebuie s se supun legilor i reglementrilor referitoare la apele subterane i cele de suprafa, n vigoare n ara/statul n care se construiete.

cu dou puuri cu un singur pu cu extracie/deversare n ape de suprafa

Exemple de calcul (1)

PC cu sursa termica apa determinarea debitului de apa

]/[86,0 0 hlt

Qma

a

]/[ hlma][0 WQ

][Cta

- debitul de apa

- sarcina frigorifica a vaporizatorului

- diferenta de temperatura pentru apa (intrare - iesire Vap)

WQc 50012 - sarcina termica necesara incalzirii locuinteiCta 5

Ctapa 12intrare,Ct iesireapa 7,

5COP - valoare estimata la tapa,intrare

COPQQQCOPQCOPQCOPQQQ

QPQCOP cccc

c

c

el

c

000 :

WQ 00010550012500120

hlma /720150001086,0

Date de intrare

Exemple de calcul (2)

PC cu colector geotermal orizontal dimensionarea colectorului geotermal

kWQc 10 - sarcina termica necesara incalzirii locuintei4COP

Date de intrare

kWCOPQP

PQCOP cel

el

c 5,24

10

kWPQQPQQ elcelc 5,75,21000

Asadar, pamantul trebuie sa furnizeze 7,5 kW.

Se alege un colector geotermal, format din conducte cu diametrul de 20 mm, ce poate extrage 7,5 W/ml.

Lungimea necesara a colectorului: 7500/7,5 = 1000 m

Se alege o bucla geotermala formata din 10 laturi de cate 100 m fiecare, avand un pas intre ele de 0,5 m.

Suprafata ocupata de colectorul geotermal: 1000 x 0,5 = 500 m2.

Exemple de calcul (3)Calculul timpului de functionare a pompei de caldura functie de volumul de apa incalzit

kWQc 10 - sarcina termica necesara incalzirii locuintei)/15(150 kWllV Date de intrare - volumul total de apa al instalatiei

Kt 10 - cresterea de temperatura a apeinecc QQQ - suprasarcina (sarcina instalata sarcina de incalzire necesara)

Se considera ca sarcina instalata este dubla fata de sarcina de incalzire necesara (considerata in perioadele blande de iarna cand PC functioneaza 50% din timp), deci:

min21sec12545

1018,415018,4

QtV

kWkWkWQ 5510 Timpul de functionare:

Durata unui ciclu (pornire + oprire): 42 min

ATENTIE! O valoare prea mare a suprasarcinii, in comparatie cu ceea ce poate disipa radiatorul, conduce la o crestere rapida a temperaturii apei, deci la cicluri de functionare foarte scurte! Ciclurile scurte de functionare ale PC duc la scaderea performantelor instalatiei si la o degradare a compresorului! Se recomanda o suprasarcina de 10%, raportata la valoarea de temperatura cea mai scazuta a iernii!

Din punctul de vedere al distribuiei temperaturii, straturile de pmnt se mpart n trei zone:

Comportamentul termic al pmntului Fluxurile de energie din sol

radiaie solar

radiaie termic

convecie termic

precipitaii

evaporare

flux termic geotermal

conducie termic n straturile geologice

ap freatic

colectori geotermali

Variaia temperaturii n sol (Europa)

1 februarie; 2 mai; 3 noiembrie; 4 august

zona de suprafa, pn la aproximativ 1 metru adncime, n care temperatura este puternic influenat de schimbrile rapide ale condiiilor atmosferice; zona de mic adncime, ce se ntinde circa 1-8 metri (pentru sol uscat) sau 20 metri (pentru sol nisipos umed) sub zona de suprafa, n care temperatura solului este aproximativ constant i cu valori apropiate de temperatura medie anual a aerului; n aceast zon distribuia temperaturii depinde n principal de variaiile sezoniere al condiiilor atmosferice; zona de mare adncime, sub 8-20 metri, n care temperatura solului este practic constant, cu o foarte uoar cretere cu adncimea datorit gradientului geotermal.

Utilizri ale pompelor de cldur geotermale (1)

nclzirea spaiilor rezideniale (Maine, USA)

Pomp de cldur

Pomp de cldur

Ventiloconvectoare

Rezervor-tampon

5 sisteme de nclzire prin

pardoseal

Pu de extragere/deversare

ap

Utilizri ale pompelor de cldur geotermale (2)nclzirea/rcirea arenelor sportive (Oliver Curling Club, Canada)

PC

Pompe de cldur pentru producerea

gheii

nclzire/rcire holuri, sal de ateptare i vestiare

PC

PC

PC

PC

PC

PC

PC

PCnclzire tribune

Colectori geotermali (4x7 puuri)

Serpentina terenului de ghea

Utilizri ale pompelor de cldur geotermale (3)nclzirea cldirilor de birouri (Toronto, Canada)

PCPCPCPC

Boiler pe gaz Pompe de

circulaie

Vas de expansiune

Colector geotermal (43 sonde)

Spaiu supus climatizrii

15 pompe de cldur