1. GHID DE BUNĂ PRACTICĂ PENTRU PROIECTAREA
INSTALAŢIILOR DE VENTILARE ŞI CONDIŢIONARE ÎN CLĂDIRI
CONTRACT MDRT – URBAN INCERC nr. 512/ 14. 06. 2011
Faza 1/2011
Redactarea a I
revizuita in urma includerii observaţiilor
din şedinţa de avizare in CTS 10 din data de 22.03.2012
Director general INCD URBAN INCERC
Conf. Univ. dr. arh. Vasile Meiţă
Director ştiinţific construcţii INCD URBAN INCERC
dr. ing. Emil Sever Georgescu
Director URBAN INCERC Sucursala Iaşi,
dr. ing. Constantin Miron
Sef de proiect
ing. Alina Cobzaru
- Mai 2012 -

2. Elaborare:
INSTITUTUL NAŢIONAL DE CERCETARE-DEZVOLTARE ÎN CONSTRUCŢII,
URBANISM ŞI DEZVOLTARE TERITORIALĂ DURABILĂ
INCD URBAN - INCERC Sucursala Iaşi
Responsabil contract:
ing. Alina Cobzaru
Colectiv de elaborare:
dr. ing. Constantin Miron
dr. ing. Livia Miron
ing. Ionel Puşcaşu
dr. fiz. Monica Cherecheş
UNIVERSITATEA TEHNICĂ “GHEORGHE ASACHI” IAŞI –
CENTRUL DE CERCETARE SI TRANSFER TEHNOLOGIC POLYTECH
Responsabil contract:
conf. dr. ing. Vasilică CIOCAN
Colectiv de elaborare:
conf. dr. ing. Marina VERDEŞ
conf. dr. ing. Cătălin – George POPOVICI
sef lucr. dr. ing. Cristian Cherecheş
asist. dr. ing. Andrei Burlacu
Consultant ştiinţific de specialitate: prof. dr. ing. Dumitru Theodor Dorin MATEESCU

3. 3
CUPRINS
Introducere. Prevederi generale
1 Obiect şi domeniu de aplicare
2 Referinţe normative pentru proiectarea, executarea şi exploatarea instalaţiilor de ventilare şi
climatizare din clădiri
3 Prevederi generale privind proiectarea instalaţiilor de ventilare și climatizare. Elaborarea
documentaţiei tehnico‐economice pentru proiectarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare în
clădiri
4 Terminologie
5 Cerinţe pentru realizarea ventilarii şi climatizarii
Partea I‐a
Criterii de proiectare a instalaţiilor de ventilare şi climatizare în clădiri
I.1 ‐ Proprietăţi privind calitatea aerului în încăperile ventilate şi climatizate. Limite de exigenta.
I.1.1.Parametrii exteriori de calcul pentru clădirile ventilate şi climatizate
I.1.2.Parametrii interiori de calcul pentru clădirile ventilate şi climatizate
I.2 ‐ Proiectare şi dimensionarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare
I.2.1 Soluţii de ventilare şi climatizare. Domenii de utilizare.
I.2.1.1 Sisteme de ventilare naturala
I.2.1.2. Sisteme de ventilare mecanica
I.2.1.3. Sisteme de climatizare
I.2.2 Soluţii de ventilare şi climatizare pentru diferite destinaţii de clădiri
‐ Locuinţe
‐ Birouri
‐ Hoteluri
‐ Centre comerciale
‐ Clădiri pentru învăţământ
‐ Piscine
‐ Restaurante
I.3 ‐ Elemente componente ale instalaţiilor de ventilare și climatizare pentru clădiri
I.3.1 Dispozitive de introducere si evacuare a aerului
I.3.2 Conducte de aer şi accesorii.
I.3.3 Dispozitive pentru reglarea debitelor de aer
I.3.4 Prize de aer si guri de evacuare
I.3.5 Ventilatoare
I.3.6 Filtre de aer
I.3.7 Baterii de încălzire/ răcire
I.3.8 Camere de tratare cu apa
I.3.9 Tratarea cu abur
I.3.10 Recuperatoare de energie

4. 4
I.4 ‐ Alegerea şi condiţii de utilizare a echipamentelor
I.4.1 Agregate centrale de tratare a aerului
I.4.2 Centrale de ventilare, climatizare, condiţionare.
I.5 Prevederi generale privind protecţia antiseismică şi protecţia acustică
I.5.1 Protecţia antiseismică ‐ Masuri specifice de protecţie antiseismică a echipamentelor şi
componentelor nestructurale din instalaţiile de ventilare și climatizare.
I.5.2 Protecţie acustică ‐ Măsuri pentru realizarea condiţiilor tehnice de protecţie împotriva
zgomotului produs de instalaţiile de ventilare și climatizare din clădiri
Partea a‐II‐a
Reguli de buna practica pentru executarea, verificarea, recepţia şi urmărirea în exploatare a
lucrărilor de instalaţii de ventilare și climatizare.
II.1 Reguli de buna practica pentru executarea, verificarea şi recepţia lucrărilor
de instalaţii de ventilare și climatizare
II.1.1 Execuţie şi montaj a instalaţiilor de ventilare și climatizare. Cerinţe impuse prin
proiectul de execuţie.
II.1.2 Verificari pentru punerea în funcţiune
II.1.3 Recepţia la terminarea lucrărilor de instalaţii de ventilare şi climatizare
II.1.4 Recepţia finală şi darea în exploatare
II.2 Reguli de buna practica pentru supravegherea, întreţinerea şi urmărirea comportării în
exploatare a instalaţiilor de ventilare și climatizare.
II.2.1 Exploatarea instalaţiilor de ventilare și climatizare
II.2.2 Urmărirea comportării în exploatare. Cerinţe prin proiectul tehnic.
II.3 Documentaţia tehnică de execuţie şi exploatare pentru instalaţii
de ventilare/ climatizare impusă prin proiectul tehnic
Anexe
ƒ Anexa 1.1 Acte legislative, Reglementări tehnice specifice, Standarde (române, europene sau
internaţionale), Lucrări de specialitate
ƒ Anexa 1.2 Conţinutul fazelor de proiectare pentru instalaţiile de ventilare/ climatizare.
ƒ Anexa I.4 Cerințe de calitate pentru componente ale centralelor de ventilare, climatizare,
condiționare
ƒ Anexa II.1 ‐ Conţinutul caietului de sarcini pentru execuţia lucrărilor întocmit în cadrul unui
proiect tehnic de instalaţii de ventilare/ climatizare
ƒ Anexa II.2 ‐ Conţinutul caietului de sarcini pentru furnizori de materiale, utilaje, echipamente
tehnologice şi confecţii diverse pentru achiziţia lor în cadrul unui proiect tehnic de instalaţii de
ventilare/ climatizare
ƒ Anexa II.3 ‐ Documente europene/ naţionale de evaluare tehnica pentru produse,
echipamente specifice sau procedee de ventilare mecanică/ climatizare a clădirilor. Cerinţe
legislative armonizate

5. 5
GHID DE BUNĂ PRACTICĂ PENTRU PROIECTAREA INSTALAŢIILOR
DE VENTILARE/ CLIMATIZARE ÎN CLĂDIRI
Indicativ:
Introducere. Prevederi generale
1. Obiect şi domeniu de aplicare
1.1 Prevederile prezentului Ghid se aplică pentru proiectarea şi executarea sistemelor de
ventilare naturală şi mecanică, respectiv a sistemelor de climatizare din clădiri civile – rezidenţiale
şi social culturale.
1.2 Ghidul de bune practici, a fost elaborat în concordanţă cu Normativul pentru proiectarea
executarea şi exploatarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare, indicativ I5‐2010 şi are ca obiect:
a. prezentarea limitelor de exigenţă pentru ventilarea/ climatizarea spaţiilor din clădiri în funcţie de
destinaţie şi amplasament, în concordanţă cu condiţiile climatice locale, specifice României;
b. explicitarea, prin exemple de calcul, a aplicării prevederilor Normativului I5‐2010, pentru diferite
categorii de clădiri, în vederea realizării cerinţelor interioare de confort exprimate în conformitate
cu prevederile standardelor în vigoare la data elaborării documentaţiei;
c. detalierea modului de calcul şi de dimensionare a instalaţiilor şi echipamentelor de
ventilare/climatizare, în vederea respectării cerinţelor esenţiale prevăzute de Legea nr. 10/1995
privind calitatea în construcţii, cu modificările ulterioare şi a exigenţelor specifice instalaţiilor de
ventilare, climatizare, condiţionare;
1.3 Prin aplicarea regulilor de bună practică în proiectarea, execuţia şi urmărirea în exploatare a
instalaţiilor şi echipamentelor de ventilare, climatizare sau condiţionare, se urmăreşte rezolvarea
practică a tuturor problemelor impuse, pentru satisfacerea cerinţelor de:
ƒ Rezistenţă mecanică şi stabilitate
ƒ Securitate la incendiu
ƒ Igiena, sănătate şi mediu
ƒ Siguranţa în exploatare
ƒ Protecţia împotriva zgomotului
ƒ Economie de energie şi izolare termică
ƒ Durabilitatea (fiabilitatea) şi întreţinerea sistemelor realizate.
1.4 Ghidul de bună practică specifică cerinţele pentru proiectarea, execuţia şi exploatarea
sistemelor de ventilare naturală, mecanică/ climatizare şi se aplică următoarelor tipuri de clădiri,
indiferent de forma de proprietate:
a) clădiri civile noi,
b) clădiri civile existente, supuse unor lucrări de intervenţie pentru consolidare,
extindere, refuncţionalizare sau modernizare, reparaţii capitale.
1.5 Fac excepţie de la aplicarea acestui Ghid tehnic:
a. instalaţiile de ventilare, climatizare şi aer condiţionat destinate asigurării condiţiilor
tehnologice de tip special (instalaţii din camere curate, instalaţii de dezodorizare, de sterilizarea

6. 6
aerului, instalaţii de transport pneumatic, instalaţii din mine, tuneluri, adăposturi de apărare civilă
şi din construcţii agrozootehnice)
b. instalaţiile de răcire prin radiaţie şi instalaţiile de ventilare sau încălzire cu aer cald prin jeturi
de aer orizontale.
c. tratarea problemelor specifice legate de faţadele duble ventilate (opace sau vitrate).
De asemenea nu sunt tratate instalaţiile speciale pentru evacuarea fumului şi a gazelor fierbinţi
în caz de incendiu (desfumare) cu excepţia unor prevederi care reglementează posibilitatea
utilizării parţiale sau totale a instalaţiilor de ventilare ale clădirii, pentru evacuarea fumului şi
gazelor fierbinţi.
1.6 Ghidul de bună practică face precizări referitoare la conţinutul documentaţiilor tehnico‐
economice necesare pentru realizarea lucrărilor de instalaţii de ventilare şi climatizare în clădiri, cu
detalieri pentru:
a) expertiza tehnică (în Anexa 1.2)
b) elementele pentru prezentarea proiectului tehnic general pe specialităţi, memoriul
tehnic de specialitate şi piesele desenate, în Anexa 1.2
c) caracteristicile de calitate ale instalaţiei proiectate, justificate pentru fiecare dintre cele 6
cerinţe esenţiale în conţinutul caietelor de sarcini, menţionate în Partea II, Anexa II.1., II.2.
2. Referinţe normative pentru proiectarea şi executarea instalaţiilor de ventilare şi
climatizare din clădiri
Documentele de referinţă, legislative şi tehnice pentru proiectarea şi executarea instalaţiilor de
ventilare şi climatizare din clădiri sunt menţionate în Anexa 1.1, care include:
1.1.1 Acte legislative (Directive, Legi, Hotărâri şi Ordonanţe Guvernamentale)
1.1.2 Reglementări tehnice specifice
1.1.3 Standarde (române, europene sau internaţionale) armonizate
1.1.4 Lucrări de specialitate
Pentru referinţele datate, se aplică numai ediţia în vigoare la data întocmirii proiectului tehnic.
3. Prevederi generale privind proiectarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare
Elaborarea documentaţiei tehnico‐economice pentru proiectarea instalaţiilor de ventilare şi
climatizare clădiri
3.1 Conţinutul ‐ cadru al documentaţiilor tehnico‐economice aferente investiţiilor publice este
reglementat, la data elaborării Ghidului, prin prevederile Hotărârii Guvernului HG 28/2008 cu
completările ulterioare (Ord. 863 din 02/07/2008) şi se aplică pentru realizarea obiectivelor de
investiţii noi, precum şi lucrărilor de intervenţii la construcţii existente.
3.2 Cerinţele generale referitoare la proiectarea şi executarea lucrărilor de instalaţii de
ventilare şi climatizare din clădiri sunt cele menţionate în normativul I5‐2010, cap. 1.
Complementar acestora, în Anexa 1.2 se prezintă detalii privind continutul fazelor de proiectare
pentru instalatiile de ventilare/ climatizare, menţionate prin documentele normative precizate la
art. 3.1. în ediţia în vigoare la data întocmirii proiectului tehnic.

7. 7
4. Terminologie
4.1. Terminologia şi notaţiile utilizate în acest ghid sunt în concordanţă cu termenii şi
definiţiile folosite în documentele tehnice normative româneşti, cu aplicare în domeniul de
activitate al ghidului:
• Legea nr. 10/1995 privind calitatea în construcţii, cu modificările ulterioare şi Legea nr.
372/2005 privind performanţa energetică a clădirilor, cu modificările ulterioare;
• Normativul pentru proiectarea executarea şi exploatarea instalaţiilor de ventilare şi
climatizare, indicativ I5‐2010
• Metodologia de calcul al performanţei energetice a clădirilor Mc 001/2006;
• SR EN 12792:2004, Ventilarea în clădiri. Simboluri, terminologie şi simboluri grafice;
• SR EN ISO 7730:2006, Ambianţe termice moderate – Determinarea analitică şi
interpretarea confortului termic prin calculul indicilor PMV şi PPD şi specificarea
criteriilor de confort termic local
• SR CR 1752:2002, Instalaţii de ventilare în clădiri. Criterii de proiectare pentru
realizarea confortului termic interior
• Alte reglementări tehnice şi standarde în vigoare, menţionate in Anexa I.4. ‐
Documentele de referinţă, legislative şi tehnice pentru proiectarea şi executarea
instalaţiilor de ventilare şi climatizare din clădiri.
4.3. Simboluri şi prescurtări
Simbolurile şi unităţile de măsură pentru principalii termeni utilizaţi sunt indicaţi în
Normativul pentru proiectarea executarea şi exploatarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare,
indicativ I5‐2010.
S‐a folosit sistemul internaţional de unităţi de măsuri (SI), în care:
1W = 0,860 kcal/h = 1J/s
1 m2
K/W = 1,163 m2
h o
C/ kcal
1W/(m3
K) = 0,860 kcal/(m3
h o
C)
1Wh = 3600 J = 0,860 kcal
În cadrul relaţiilor de calcul utilizate în prezentul ghid de buna practică pentru proiectare, s‐au
păstrat notaţiile utilizate în standardele europene armonizate.
5. Cerinţe pentru realizarea ventilarii şi climatizarii
5.1 Ventilarea şi climatizarea, cu procesele conexe derivate ventilarea naturală, mecanică,
hibridă, condiţionarea aerului, confortul termic dintr‐o încăpere si eficienţa ventilării sunt procese
şi mărimi definite detaliat în Normativul I5‐2010, cap. 2 Terminologie, cap. 3 Ventilarea clădirilor şi
cap. 4. Climatizarea clădirilor.

8. 45
I.3 ‐ Elemente componente ale instalaţiilor de ventilare si climatizare pentru clădiri
I.3.1 Dispozitive de introducere şi evacuare a aerului
Exemplu de calcul
Într‐o cameră cu lungimea L = 16 m, înălţimea H = 4 m şi lăţimea B = 10 m, trebuie să
se introducă prin guri de perete, pe partea îngustă a încăperii, o cantitate de aer Q = 3000
m3
/h.
Se cere determinarea secţiunii gurilor de aer, viteza de introducere a aerului şi
raportul de amestec la capătul jetului.
Bătaia jetului X = L = 16 m.
Valoarea limita a vitezei axiale (aleasă) vg = 0,3 m/s.
Alegerea secţiunii gurii de aer
Conform ecuaţiei:
,
se obţine secţiunea gurii de aer S:
;
Urmează să fie utilizate patru guri de aer dreptunghiulare, cu un raport între laturi s ≤
25 şi un raport al suprafeţei libere i = 0,75.
Debitul de aer ce trece prin fiecare gură de aer va fi:
.
Coeficientul de contracţie depinde de forma şi de modul de contracţie al gurii de aer.
Ca indici, sunt date pentru acest coeficient α, următoarele valori:
Duze de construcţie obișnuită 0,99
Deschideri rectangulare cu marginile rotunjite 0,82‐088
Guri cu perforaţii 0,74‐0,82
Guri cu lamele despărţitoare 0,66‐0,74
Orificii rotunde cu muchii vii 0,63

9. 46
Coeficienţii K şi K’, determinaţi în mod experimental, variază potrivit cu forma şi
execuţia gurilor de aer. Se constată, de asemenea şi o anumită influenţă a vitezei.
Rezultatele diferitelor cercetări nu corespund pe deplin. În consecinţă, în tabelul 3.1 sunt
indicate valori medii pentru coeficientul K’.
Tabelul 3.1Valori medii pentru coeficientul K’
Coeficienţii gurilor de aer K' Viteza aerului v0
Tipul gurii de aer 2‐5 m/s 8‐10 m/s
Guri de aer simple:
circulare sau pătrate 5,7 7,0
dreptunghiulare: raportul dintre laturi
s = 25 5,3 6,5
s = 40 4,9 6,0
Deschideri circulare, axiale sau radiale 3,9 4,8
Grătare sau grilaje, suprafaţa liberă
i = 0,4 4,7 5,7
Table
găurite
i = 0,03...0,05 3,0 3,7
i = 0,1...0,2 4,0 4,9
Grătare cu lamele despărţitoare divergente cu
unghi de:
40 ̊ 2,9 3,5
60 ̊ 2,1 2,5
90 ̊ 1,7 2,0
Din tabelul 3.1 se obţine pentru viteza v0 ≤ 5 m/s
K’ = 5,3 (gură de aer cu lamele drepte)
α ≈0,7.
De aici rezultă:
şi
; .
Pentru o gură de aer cu înălţimea h = 0,14 m, lungimea l a grătarului va fi:
.

10. 47
Lungimea totală a grătarului depinde de lăţimea disponibilă a peretelui. Numai
atunci când rămâne un spaţiu suficient între grătare – în mod direct trebuie să se pornească
de la diametrul echivalent al suprafeţei secţiunii S0 – diferitele guri de introducere pot fi
calculate conform cu legile jetului liber, ca in acest exemplu.
Viteza aerului .
Raportul de amestec
Acest raport de amestec mare este valabil pentru jetul liber circular. Întrucât jeturile
diferitelor guri de introducere se amestecă între ele la extremităţi, raportul de amestec
calculat nu va fi obţinut în realitate. Chiar dacă raporturile de amestec sunt mai reduse,
riscul producerii de curenţi neplăcuţi rămâne însă mic atunci când aerul introdus aer o
temperatură mai scăzută decât aerul interior.
I.3.2 Conducte de aer şi accesorii. Condiţii speciale.
I. 3.2.1 Calculul conductelor de aer. Metoda secțiunilor constante
Exemplu de calcul
Se cere calcularea reţelei de conducte a instalaţiei de ventilare a unui cinematograf
cu 400 de locuri, la care debitul orar de aer introdus este Qz= 12000 m3
.
Pentru calculul secţiunilor vor fi folosite următoarele viteze:
v1= 5 m/s în conducta principală ;
v2= v3= 4 m/s în ramificaţiile conductelor ;
vL= 1,5 m/s în camera de ventilare ;
v = 2 m/s la gurile de introducere a aerului.
Camera de ventilare se găsește într‐o încăpere în spatele sălii de spectacol. Conducta
principală ajunge în partea frontală a sălii de cinematograf, având traseul pe dedesubt şi
lateral; aerul introdus este refulat în sală prin două guri amplasate în stânga şi dreapta
ecranului. Reţeaua de conducte pentru aerul introdus are deci forma reprezentată in fig. 3.1.

11. 48
Fig. 3.1 Reţeaua de conducte pentru exemplul de calcul
Secţiunea conductei principale are o suprafaţă de:
.
Se alege o secţiune dreptunghiulară cu laturile:
a= 0,75 m şi b= 0,9 m.
Atunci
a*b = 0,75*0,90 = 0,675 m2
.
Camera de ventilare are o secţiune de :
.
În cazul secţiunii pătrate, laturile camerei vor fi:
a=b= 1,5 m.
Prin tronsoanele 2 şi 3 trece jumătate din debitul de aer introdus. Secţiunea lor
devine deci:
.
Se aleg deci următoarele dimensiuni:
a*b = 0,75*0,55 = 0,412 m2
.
În tronsoanele considerate se găsesc următoarele rezistenţe locale:
Tronsonul 1: Curbă de 900
R/d = 1 ζ = 0,3
Creştere de secţiune S1/SL = 0,4 ζ = 0,13
Reducere de secţiune S1/SL = 0,4 ζ = 0
Curbă de 900
R/d = 1 ζ = 0,3
Curbă de 900
R/d = 1 ζ = 0,3
Curbă de 900
R/d = 1 ζ = 0,3
∑ζ = 1,33.

12. 49
Tronsonul 2: Curbă de 900
R/d = 1 ζ = 0,3
Cot 900
cu muchii ascuţite ζ = 1,25
∑ζ = 1,55.
Tronsonul 3: Ramificaţie = cot 900
R/d = 1 ζ = 0,3
Cot 900
cu muchii ascuţite ζ = 1,25
∑ζ = 1,55.
Plasa prizei de aer exterior, pentru viteza aerului de v = 1,5 m/s şi raportul între
suprafaţa liberă şi totală s/S = 0,6 are un coeficient de rezistenţă ζ = 1,5. Gurile de refulare a
aerului în sală sunt prevăzute cu grătar din tablă ştanţată având s/S = 0,5. Pentru v = 2 m/s,
coeficientul este ζ = 4,9.
Astfel, pentru tronsoanele cele mai lungi ale conductei de aer se obţin pierderile de
presiune din tabelul 3.2
Tabelul 3.2 Pierderi de presiune pentru tronsoanele 1 şi 2
Nr.
l
[m]
∑ζ
Qs
[mc/s
]
a
[m]
b
[m]
dg
[m]
v
[m/s
]
R
[mmH2O/
m]
R*l
[mmH2
O]
Z
[mmH2
O]
1 34 1,33 3,3
0,7
5
0,9
0
0,8
0
5,0 0,031 1,05 2
2 14 1,55 1,65
0,7
5
0,5
5
0,6
5
4,0 0,025 0,35 1,5
1,40 3,5
Plasă la priza de
aer exterior 1,5 ‐ ‐ ‐ ‐ 1,5 ‐ ‐ 0,2
Grătar la gura
de refulare 4,9 ‐ ‐ ‐ ‐ 2,0 ‐ ‐ 1,2
1,40 4,90
Trebuie verificată, de asemenea, pierderea de presiune în tronsonul 3.
Ea este dată în tabelul 3.3.
Tabelul 3.3 Pierderi de presiune pentru tronsonul 3
Nr.
l
[m]
∑ζ
Qs
[mc/s]
a
[m]
b
[m]
dg
[m]
v
[m/s]
R
[mmH2O/m]
R*l
[mmH2O]
Z
[mmH2O]
3 2 1,55 1,65 0,75 0,55 0,65 4,0 0,025 0,05 1,5
La aceasta se adaugă pierderea la gura de refulare a aerului în sală Δp =1,2 mmH2O.
Pierderea de presiunea în tronsonul 3 devine deci:
Δp3 = Rl + Z + Δp = 2,75 mmH2O.

13. 50
În schimb, pierderea de presiune în tronsonul 2 a fost :
Δp2 = 0,35 + 1,5 + 1,2 = 3,05 mmH2O.
Deoarece, în general,
Δp = C1 * v2
= C2 * Q2
,
Debitele de aer introduce în cele două tronsoane 2 şi 3 vor fi în raportul :
Această mică diferenţă poate fi trecută cu vederea. Dacă ar fi existat diferenţe mari
între pierderile de presiune ale tronsoanelor 2 şi 3, ar fi fost necesară majorarea pierderii de
presiune în tronsonul 3 prin introducerea unei rezistenţe (clapetă de reglare).
În afară de pierderea depresiune în reţeaua de conducte, trebuie calculată şi
pierderea de presiune din centrala de ventilare. În primul rând, trebuie stabilite pierderile de
presiune care se produc în filtru şi în bateria de încălzire a aerului, care depind de
construcţie şi de debitul de aer şi trebuie cerute de la firma producătoare. În exemplul
prezentat pentru Qz = 12000 m3
/h :
Filtrul ΔpF = 6 mmH2O
Baterie de încălzire ΔpE = 5 mmH2O
Total ΔpL = 11 mmH2O
Deci, căderea de presiune totală în circuitul cel mai lung de conductă va fi:
Δp = ∑(Rl) + Z + ΔpL = 1,40 + 4,9 + 11,0 = 17,3 mmH2O.
Puterea teoretică a ventilatorului este dată de produsul dintre debitul volumetric pe
secundă şi presiune, deci :
P = .
Pentru un ventilator cu randamentul η = 0,6, puterea efectiv necesară devine:
.
I. 3.2.2. Calculul conductelor de aer. Metoda secțiunilor variabile cu recuperarea
presiunii statice

14. 51
Exemplu de calcul 1
Se cere dimensionarea unei conducte de distribuţie uniformă cunoscându‐se: debitul
de aer iniţial D1 = 6000 m3
/h; numărul de guri n =6; debitul unei guri 1000 m3
/h; distanţa
dintre axele gurilor l = 10 m; viteza inițială a primului tronson al conductei v1 = 8 m/s;
înălţimea maximă a conductei h = 450 mm. Se cere de asemenea presiunea totală necesară
în secţiunea iniţială a conductei de distribuţie (secţiunea care trece prin axa primei guri de
refulare).
Calculele sunt sistematizate în tabelul 3.4 iar conducta dimensionată este
reprezentată în fig. 3.2.
Tabelul 3.4 Sistematizarea calculelor de la exemplul de calcul
Nr.
Tronson
D
[m3
/h]
l
[m]
v1
[m/s]
v2
[m/s]
[m2
]
h
[m]
(rotunjit
mm)
0 6000 ‐ 8,00 ‐ ‐ 450 465
1 5000 10 8,00 6,70 0,2082 450 465
2 4000 10 6,70 5,60 0,1985 450 440
3 3000 10 5,60 4,50 0,1850 450 410
4 2000 10 4,50 3,60 0,1542 450 345
5 1000 10 3,60 2,70 0,1042 450 230
Fig. 3.2 Conductă de distribuţie – exemplu de calcul

15. 52
Fig. 3.3 Variaţia presiunilor într‐o conductă de distribuţie cu recuperarea presiunii statice
Lungimea tronsonului 0 este:
Pentru calculul tronsonului 1, în nomograma din figura 3.4 se fixează mai întâi în
câmpul inferior punctul dintre intersecţia liniei debitului D2 = 6000 – 1000 = 5000 m3
/h cu
linia l = 10,00 m, apoi se trasează prin acest punct o dreaptă verticală până la întretăierea cu
curba v1 = 8,00 m/s (linie plină); în dreptul punctului de intersecţie obţinut se citeşte pe
ordonata din stânga (linie plină), v2 = 6,70 m/s. Pe baza acestei viteze se stabileşte aria şi
apoi lăţimea b a tronsonului. În continuare, calculul de dimensionare decurge în mod similar.

16. 53
Fig.3.4 Nomogramă de calcul a conductelor de distribuţie cu recuperarea presiunii statice
Dacă se admite că gura de refulare are dimensiunile 300 x 350 mm (aria A0 = 0,105
m2
) şi cunoscând ca viteza aerului în conductă înainte de ultima gură de refulare este de
2,70 m/s, pierderea în gura de refulare considerată liberă este:
În care ζ155 = 3,8 s‐a determinat cu ajutorul figurilor 3.5 şi 3.6

17. 54
Viteza aerului în gura de refulare fiind:
,
presiunea dinamică necesară pentru dezvoltarea jetului este:
Presiunea statică în conductă în dreptul fiecărei guri de refulare este deci, conform
ecuaţiei:
rezultă :
.
Presiunea dinamică în primul tronson al conductei, corespunzătoare vitezei iniţiale v1
= 8,00 m/s este :
.
Conform celor arătate mai înainte această presiune dinamică serveşte, prin
transformări succesive în presiune statică, la acoperirea pierderilor ce au loc pe întreaga
lungime a conductei de distribuţie. Presiunea totală in secţiunea iniţială a conductei de
distribuţie este deci:
Fig. 3.5 Gură de refulare la capăt de conductă;
Fig. 3.6 ζ155

18. 55
,
care, împreună cu rezistenţa instalaţiei calculată de la priza de aer şi până în secţiunea
iniţială a conductei de distribuţie, determină valoarea presiunii totale a ventilatorului ce
trebuie montat în instalaţie.
Examinând forma conductei de distribuţie din fig. 3.2 se observă că necesităţile de
recuperare a presiunii au făcut ca tronsonul 1 să păstreze aceleaşi dimensiuni ca şi tronsonul
0. Aceasta înseamnă că pierderile mari de presiune în tronsonul 1, datorită vitezei mari de
curgere a aerului la capătul iniţial al conductei, au cerut o recuperare mai importantă de
presiune statică, adică o viteză în aval sensibil mai mică decât viteza din amonte. Când
pierderile de presiune în tronsoane sunt ridicate (viteze mari asociate cu distanţe mari între
gurile de refulare), este posibil ca nici menţinerea unei secţiuni constante a tronsoanelor să
nu mai fie suficientă şi conductele de distribuţie să capete formele sin fig. 3.7, a,b, în scopul
de a se realiza astfel diferenţele necesare între vitezele din amonte si din aval.
Fig. 3.7 Forme de conducte de distribuţie uniformă
Deseori în proiectare se face eroarea de a se considera satisfăcătoare o conductă cu
secţiune constantă pe întreaga lungime, pentru distribuirea uniforma a aerului. Fie o
asemenea conductă ( fig. 3.8), în care variaţie presiunii statice necesară pentru a menţine
aceeaşi valoare pr în dreptul fiecărei guri de refulare este reprezentată prin linia întreruptă 1‐
2‐3‐4‐5. Prin păstrarea unei secţiuni constante a conductei se întâmpla ca vitezele v2 si v3 să
capete valori mai mici decât cele utile.
În acest caz, în dreptul gurilor de refulare se realizează o conversie a presiunii
dinamice într‐o măsură mai mare decât este necesar, ceea ce face ca în secţiunea II în loc de
presiunea statică pr, să se realizeze , iar în secţiunea III,să ajungă până la . Se observă
că în această situaţie presiunea statică în conductă creşte în sensul de curgere a aerului, cu
efectul că gurile de refulare dinspre capătul final al conductei vor refula un debit mai mare
decât gurile din tronsoanele iniţiale.

19. 56
Fig. 3.8 Variaţia presiunilor într‐o conductă cu secţiune constantă
Dacă o cunductă de distribuţie uniformă este corect calculată, nu este necesar să se
monteze organe de reglaj la gurile de refulare, care pot fi prevăzute, în acest caz, numai cu
plase de sârmă sau cel mult cu jaluzele pentru dirijarea aerului.
Locul de montare a gurilor de refulare pe periferia conductei de aer este indiferent.
În ceea ce priveşte viteza aerului în conductele de distribuţie uniformă nu există nici
o restricţie în afară de cele referitoare la nivelul admis de zgomot. Metoda de calcul prin
recuperarea presiunii statice este avantajoasa în special la conducte cu viteză mare (15‐40
m/s), folosite din ce în ce mai mult în instalaţiile moderne, deoarece economia de energie
devine mai importantă în acest caz.
Când conductele de distribuţie uniformă conţin piese care intervin cu rezistenţe
locale la pierderile din tronsoane, valorile acestor rezistenţe se iau în consideraţie sub forma
unor lungimi echivalente care se adaugă la lungimile geometrice ale tronsoanelor respective.
Prin lungimea echivalentă a unei piese speciale se înţelege lungimea unui tronson
drept în care se produc, în aceleaşi condiţii de curgere, o pierdere de presiune prin frecare
egală cu pierderea locală a piesei respective.
În general, piesele speciale conţinute de conductele de distribuţie uniformă sunt
coturile si curbele. Lungimile echivalente ale acestor piese se pot determina pe baza
indicaţiilor furnizate de frigurile 3.9 şi 3.10.
Modul de utilizare al acestor figuri reiese din exemplul de calcul următor.
Exemplu de calcul 2
Se dă porţiunea de conductă de distribuţie din fig. 3.11 şi se cere lungimea totală de
utilizat în calcule a tronsonului 2.
Lungimea geometrică a tronsonului este l1 = 2 + 4 = 6 m.
În fig. 29.9, R/a = 600/600 = 1, iar b/a = 300/600 = 0,5.

20. 57
La aceste valori se citeşte în figură:
şi se deduce: .
Lungimea totală care se utilizează în calcule şi care se introduce deci în nomograma din fig. 29.3 este:
.
Se observă că curba din fig. 3.11 a fost efectuată în porţiunea cu lăţime mare a
tronsonului. Această dispoziţie oferă două variante şi anume: în porţiunea cu lăţime mare,
viteza aerului fiind mai redusă, pierderea locală provocată de curbă este mai mică; din punct
de vedere al calculului, dispoziţia este convenabilă, deoarece lăţimea mare a tronsonului
este cunoscută din calculele precedente, în timp ce lăţimea mică urmează să fie
determinată.
Fig. 3.9 Lungimea echivalentă a curbelor cu secţiune rectangulară
Fig. 3.10 Lungimea echivalentă a curbelor cu secţiune circulară
Fig. 3.11 Determinarea lungimii totale a unui tronson cu curbă

21. 58
I.3.5 Ventilatoare
Sunt maşini hidraulice folosite pentru vehicularea aerului si gazelor si care realizează o presiune de pana la 30.000 Pa .
In tabelul 3.5 sunt prezentate tipurile de ventilatoare , curbele caracteristice ale acestora împreuna cu aplicaţiile lor:
TABEL 3.5 Tipuri de ventilatoare
Tip Caracteristicile rotorului Caracteristicile carcasei Curbe caracteristice
Performante
caracteristice
Aplicaţii
V
E
N
T
I
L
A
T
O
A
R
E
C
E
N
T
R
I
F
U
G
A
L
E
Tip elice
Cea mai mare eficienţă dintre toate
ventilatoarele centrifugale. Zece până la 16
palete de forma unei aripi curbată dinspre
centru spre vârf. Paletele profunde permit
expansiunea eficientă.
Aerul iese din rotor cu o viteză mai mică decât
în vârf. Pentru o sarcină dată, are cea mai
mare viteză centrifugă din această categorie.
Spirală ‐ pentru o
conversie eficientă a
presiunii.
Randamentul maxim
este obţinut prin
curăţare continuă şi
dispunerea în
aliniament a roţii cu
zona de admisie.
Eficienţa maximă se
înregistrează între 50 şi 60%
pentru volume de aer mari.
Acestea permit atingerea
unor caracteristici de
presiune bune.
Puterea atinge maximul în
apropierea vârfului de
randament şi scade sau se
auto limitează in lipsă de
sarcină.
Încălzire generală,
ventilaţie şi condiţionare.
De obicei utilizată
pentru aplicaţii
industriale care pot
avea nivel redus,
mediu sau ridicat de
sarcină. Se poate
utiliza şi în aplicaţii
industriale, de mari
dimensiuni,cu aer
curat cu economii
important de energie.
Înclinate în
spate/curbate
in spate
Randament puţin mai scăzut faţă de cele
cu elice
10 până la 16 lamele simplu stratificate
curbate sau înclinate în spate faţă de
direcţia de rotaţie.
Eficiente din aceleaşi motive ca şi cele tip
elice.
Folosesc aceeaşi
carcasă ca
ventilatoarele tip elice
Similar cu cele
precedente, cu rezerva că
maximul de eficienţă este
uşor mai scăzut.
Aceleaşi tipuri de
aplicaţii ca mai sus.
Se pot utiliza în
aplicaţii cu mediu
coroziv sau coroziv.
Radiale
Nivele de presiune mai ridicate decât la
cele tip elice, curbate înapoi, sau
înclinate înapoi.
Curba poate înregistra o întrerupere la
stânga vârfului de randament, iar
ventilatorul nu trebuie să funcţioneze în
acele condiţii.
Puterea creşte continuu în lipsă de
sarcină.
Spirală. De obicei este
cea mai îngustă
carcasă. Pentru că
designul roşii este mai
puţin eficient,
dimensiunile carcasei
nu sunt la fel de
importante ca la cele
tip elice sau înclinate
înapoi.
Caracteristici de presiune
mai ridicate decât cele cu
elice sau cele curbate înapoi.
Se pot înregistra căderi
bruşte d presiune în stânga
vârfului de randament, dar
acestea nu creează
probleme. Puterea creşte
continuu în lipsă de sarcina.
Uzual pentru clădiri
industriale şi cerinţe
de presiune ridicată.
Defectele ce pot
apărea la roată pot fi
reparate cu uşurinţă.
Roţile pot fi uneori
învelite cu un material
special. Nu sunt
utilizate in instalaţii de
condiţionare a aerului.

22. 59
Curbate înainte
Curbă de presiune mai aplatizată şi eficienţă
mai scăzută decât cele tip elice, înclinate
înapoi sau curbate înapoi.
Nu se recomandă selecţia când funcţionarea o
poziţionează în stânga vârfului de randament
pe curba randamentului.
Puterea creşte continuu la evacuarea liberă.
Selecţia motorului trebuie să ţină cont de
acest aspect.
Spirală, adesea identică cu
celelalte ventilatoare
centrifugale.
Potrivirea între roată şi
gura de admisie mai puţin
importantă ca la cele cu
elice sau înclinate în
spate.
Curba de randament este mai
puţin abruptă decât a
ventilatoarelor curbate în
spate şi cade în stânga
punctului de maxim. Maxim
de eficienţă în stânga vârfului
la 40‐50% pentru volume mari
de aer. La selecţia motorului
trebuie ţinut cont de creşterea
consumului de curent la
funcţionara în lipsă de sarcină.
În special pentru
aplicaţii HVAC precum
canale de fum
rezidenţiale, unităţi de
condiţionare.
V
E
N
T
I
L
A
T
O
A
R
E
A
X
I
A
L
E
Elice
Randament scăzut.
Limitat la aplicaţii de joasă presiune
De obicei rotoarele ieftine au doua sau mai
multe lame simplu‐stratificate ataşate la un
butuc relativ mic. Transfer de energie primară
prin viteza de presiune
Inel simplu, orificiu plat
sau venturi.
Forma cu eficienţă optima
este cea cu dimensiune
apropiată de diametrul
lamelelor.
Debit mare, dar capacităţi
forte mici de presiune.
Randamentul maxim atins în
apropiere de lipsă de
sarcină. Refularea circulară a
aerului.
Pentru aplicaţii de
joasă presiune cu
circularea unui volum
mare de aer, de
exemplu –aerul circula
prin pereţi,nu prin
tubulatură. Utilizat în
instalaţii de
împrospătare a
aerului.
De tubulatură
Într‐o oarecare măsură sunt mai eficiente şi
capabile să dezvolte presiune statică mai
mare decât cele cu elice. De obicei au 4 până
la 8 lamele tip elice sau secţiune transversală
simplu‐stratificată.
Butucul este de obicei mai mic decât jumătate
din diametrul ventilatorului.
Tub cilindric cu diametrul
foarte apropiat de al
lamelelor.
Debit mare, capacităţi medii
de presiune. Curba
randamentului cade la
stănga vârfului de
presiune.Trebuie evitată
funcţionarea în această
regiune. Refularea circulară
a aerului.
Instalaţii de
condiţionare de
presiune mică şi medie
unde distribuţia de aer
nu atinge praguri
critice.Utilizat în
aplicaţii industriale
precum cuptoare de
uscare, vopsitorii sau
la exhaustarea
fumului.
Cu palete în
trepte
Forma şi aranjarea lamelelor permite un
randament mediu spre ridicat şi o bună
eficienţă în utilizare.
Cele mai eficiente au lamele în forma de elice.
Lamelele pot avea pas fix, ajustabil sau
reglabil.
Butucul este de obicei mai mare decât
jumătate din diametrul ventilatorului.
Tub cilindric cu diametrul
foarte apropiat de al
lamelelor. Paletele de
dirijare in amonte sau în
aval de rotor sporesc
randamentul şi eficienţa.
Caracteristici de înaltă
presiune cu debit mediu.
Curba randamentului cade
la stănga vârfului de
presiune. Trebuie evitată
funcţionarea în această
regiune.Paletele de dirijare
corectează mişcarea
circulară imprimată de
motor şi sporesc
caracteristicile de presiune şi
Instalaţii generale de
condiţionare a aerului
de joasă, medie şi
înaltă presiune cu
instalare compactă şi
curent liniar. Are o
bună distribuţie a
aerului in aval. Mai
compacte decât
ventilatoarele
centrifugale cu aceeaşi

23. 60
eficienţa ventilatorului. întrebuinţare.
S
P
E
C
I
A
L
E
Centrifugale de
tubulatură
Randament asemănător cu cele curbate în
spate exceptând capacitatea şi presiunea care
sunt mai mici.
Eficienţă mai mică faţă de cele curbate înapoi.
Curba de randament poate înregistra o
cădere în stânga vârfului de presiune.
Tub cilindric similar cu
vanele axiale în trepte, cu
deosebirea ca diametrul
nu este la fel de apropiat
faşă de dimensiunea
lamelelor.
Aerul este eliberat radial
de la roată şi face un
unghi de 90
0
prin paletele
de dirijare.
Randament similar cu al
ventilatoarelor curbate în
spate, cu excepţia capacităţii
şi presiunii care sunt mai
mici. Eficienţă mai mică
decât cele curbate în spate
după ce aerul atinge 90o
.
Curba de randament este
asemănătoare cu cea a
ventilatoarelor axiale.
În special în pentru
recirculare în instalaţii
de joasă presiune.
Ventilatoare
de
acoperiş
Centri
fugale
Pentru sisteme cu exhaustare la presiune
joasă precum fabrici, bucătării, depozite si
unele aplicaţii comerciale.
Asigură ventilaţie cu exhaustare pozitivă, care
constituie un avantaj faţă de cele cu
exhaustare prin cădere. Unităţile centrifugale
sunt uşor mai silenţioase decât cele axiale.
În mod curent nu are
carcasă deoarece aerul
este direcţionat circular
de rotor.
De obicei nu este
configurat pentru
recuperarea vitezei de
presiune.
De obicei folosită fără
tubulatură de ventilaţie, de
aceea funcţionează la
volume mari şi presiune
extrem de scăzută. Doar
presiunea statică şi
randamentul static sunt
reprezentate.
Sisteme de exhaustare
de joasă presiune
precum fabrici,
bucătării, depozite şi
alte instalaţii
industriale. Investiţie
iniţială mică şi costuri
mici de întreţinere.
Unităţile centrifugale
sunt mai silenţioase
decât cele axiale.
Axiale
Pentru sisteme cu exhaustare la presiune
joasă precum fabrici, bucătării, depozite si
unele aplicaţii comerciale. Asigură ventilaţie
cu exhaustare pozitivă, care constituie un
avantaj faţă de cele cu exhaustare prin cădere
Ca idee de bază, rotorul
este fixat pe un suport .
Învelitoarea protejează
ventilator de condiţii
atmosferice neprielnice.
Aerul este refulat prin
capătul învelitorii.
De obicei folosită fără
tubulatură de ventilaţie, de
aceea funcţionează la
volume marei şi presiune
extrem de scăzută. Doar
presiunea statică şi
randamentul static sunt
reprezentate.
Sisteme de exhaustare
de joasă presiune
precum fabrici,
bucătării, depozite şi
alte instalaţii
industriale. Investiţie
iniţială mică şi costuri
mici de întreţinere.

24. 61
ALEGEREA VENTILATOARELOR
Ventilatoarele se aleg corespunzator cu debitul si presiunea rezultate din proiect,
tipul si particularitatile instalatiei, regimul si conditiile de functionare, consumul de energie,
spatiul disponibil, nivelul de zgomot, costul ventilatorului si conditiile de exploatare.
La alegerea ventilatorului in cadrul unei teme de proiectare, se iau in considerare
urmatoarele aspecte:
a) punctul de functionare al ventilatorului de pe curbele caracteristice trebuie sa se
afle in zona de consum minim de energie;
b) in instalatiile de ventilare fara conducte, in care presiunea dezvoltata de
ventilator este redusa, iar incaperea ventilata nu prezinta cerinte de silentiozitate
si nu sunt degajari de substante inflamabile sau corozive, se recomanda
prevederea unor ventilatoare axiale;
c) in instalatiile de ventilare cu conducte pentru introducerea aerului proaspat,
alegerea se va face intre un ventilator centrifugal si unul axial cu carcasa, in
functie de cerintele privitoare la presiune, spatiu, nivel de zgomot, consum de
energie si cost, dandu‐se preferinta ventilatoarelor axiale in masura satisfacerii
acestor cerinte;
d) in instalatiile de ventilare cu conducte pentru evacuarea aerului viciat se prefera
ventilatoarele centrifugale; in cazul folosirii ventilatoarelor axiale montate in
conducte cu aer fierbinte sau incarcat cu substante corozive sau praf,
ventilatoarele se vor actiona prin curele trapezoidale, cu motorul scos in afara
conductei;
e) ventilatoarele centrifugale montate in instalatii care contin multe piese speciale,
pentru care rezistentele locale nu pot fi stabilite cu precizie, se aleg de tipul cu
rotor cu palete inclinate inapoi;
f) la instalatiile cu functionare intermitenta, se admit ventilatoare cu puncte de
functionare corespunzatoare unor randamente mai scazute, daca prin acestea se
obtin avantaje de alta natura;
g) pentru reducerea nivelului de zgomot se prefera ventilatoare cu turatie redusa
(500 ‐ 750 rot/ min) in locul celor cu turatie ridicata (1000 ‐ 1500 rot/min).
Se recomanda utilizarea ventilatoarelor cu un consum specific de energie redus.
După ce curba căderilor de presiune a sistemului de distribuţie a aerului a fost
definită, poate fi făcută selecţia ventilatorului în funcţie de cerinţele sistemului.
Producătorii de ventilatoare prezintă randamentele acestora fie in grafice ( fig. 3.12) fie sub
forma unor tabele de valori. Tabelele de randamente oferă informaţii pentru o arie
recomandată de valori. Varianta optimă de selecţie, sau vârful punctului de eficienţă este
identificată în variate modalităţi de fiecare producător.
Randamentele cuprinse în tabelele de date de către producători pleacă de la valori
arbitrare ale debitului şi presiunii. În aceste tabele, date adiacente sunt reprezentate
orizontal sau vertical, referitor la diverse puncte de utilizare (de exemplu diferite puncte de
evaluare) de pe curba de randament a ventilatorului. Aceste puncte de evaluare depind în
totalitate de caracteristicile ventilatorului. Totuşi, punctele de operare cuprinse în aceste
tabele reprezintă valori apropiate, astfel încât puncte intermediare pot fi determinate
aritmetic, fără a pierde acurateţea în selecţia ventilatorului.

25. 62
Fig.3.12 Curbe de performanta utilizate de producătorii de ventilatoare
Selecţia unui ventilator pentru un sistem de distribuţie a aerului particular impune
corespondenţa între caracteristicile de presiune ale ventilatorului şi ale sistemului. Astfel,
întregul sistem trebuie evaluat, iar debitul de aer necesar, pierderile şi elementele de la gura
de absorbţie şi evacuare cunoscute. Necesarul de viteză şi putere ale ventilatorului vor fi
apoi calculate cu ajutorul graficelor sau tabelelor de date.
La folosirea graficelor este foarte important ca punctele de operare selectate (Fig
3.13) să reprezinte o valoare maximală de atins pe curba de selecţie, astfel încât
randamentul şi rezistenţa maximă să poată fi atinse atât la pierderi cât şi la creşteri de
viteză. La sistemele pentru care mai mult de un punct de funcţionare este întâlnit, este
necesară o evaluare pe acel interval a felului în care se comporta ventilatorul ales. Această
analiză este necesară pentru sistemele cu volum variabil, unde nu doar ventilatorul suferă
modificări ale randamentului, ci întregul sistem deviază de la relaţiile de calcul.
Pentru alegerea unui tip de ventilator intr‐o instalație trebuie analizate, comparativ,
curbele caracteristice, alegându‐se acel ventilator care corespunde cat mai mult condițiilor
impuse de instalația in care este montat (dimensiuni, debit, putere absorbita, consum
energetic, nivel de zgomot).
Fig. 3.13 Caz ideal la intersectiei curbelor Ptf si ΔP
Presiune
totala
Ptf
[Pa]
Putere
[kw]
Eficienta
η
t
[%]
Presiune
totala
[Pa]

26. 63
Analiza comparativa a ventilatoarelor trebuie însa sa se facă pentru ventilatoare de
caracteristici foarte apropiate (tip ,dimensiuni, consum energetic)
In tab. 3.6 sunt descrise informațiile necesare pentru alegerea unui ventilator
Tab .3.6 Descrierea informațiile necesare pentru alegerea unui ventilator
Nr. crt Date Observații
1 Volum m 3
/h in funcționare
2 Presiune ( static sau totala) Pa in funcționare
3
Condiții de lucru
- densitate;
- Temperatura;
- Umiditate;
4 Viteza maxima a aerului la ieșire m/s
5 Turație rot/m
6 Nivel de zgomot admis Dba
7 Dispunere mecanica Pozitia motorului
8 Caracteristicile aerului vehiculat Gaze corozive, pulberi ,
fibre
9
Accesorii necesare
Roti si curele de
transmisie, plenumuri,
grille de protective , etc.
Se recomanda ca ventilatoarele din instalatiile de ventilare care deservesc procese
de producție cu regim variabil sau incaperi cu sarcini termice variabile sa fie cu turatie
variabila.
Instalatiile cu rezistente aeraulice variabile si in special cele conținând filtre de praf
colmatabile, se prevad cu ventilator avand caracteristicile debit ‐ presiune foarte inclinate,
astfel incat la variatiile de presiune sa corespunda modificări mici ale debitelor de aer.
Pentru instalatiile cu debite mici se vor folosi ventilatoare „in linie" sau de conducta.
Ventilatoarele „in linie" sau de conducta pot fi montate in interiorul camerelor ventilate
daca au carcasele izolate fonic si nivelul de zgomot nu depaseste valoarea admisa.
Debitul si presiunea dintr‐o instalație se asigura de regula printr‐un singur ventilator;
se va evita montarea ventilatoarelor in paralel.
Daca debitul de aer in regim de vara este diferit de cel in regim de iarna sau daca in
decursul procesului de producție sunt necesare debite de aer diferite pentru ventilarea incaperii
se prevede, daca este posibil, un ventilator actionat de un motor electric cu doua turatii.
Daca totusi situatia o impune si se aleg ventilatoare montate in paralel, se prevad
obligatoriu rame cu jaluzele care se vor inchide odata cu ventilatorul, sau clapete antiretur.
Daca ventilatoarele vehiculeaza aer cu temperaturi si presiuni diferite de cele care au
stat la baza intocmirii cataloagelor de alegere (ventilatoare montate la altitudine,
functionare cu gaze fierbinti, etc), la stabilirea caracteristicilor reale ale ventilatoarelor se
vor folosi factori de corectie corespunzatori acestor situatii specfice.
Ventilatoarele care vehiculeaza aer incarcat cu substante corozive sau cu praf abraziv
se executa din materiale rezistente care sa asigure o durata economica de exploatare.

27. 64
La alegerea ventilatoarelor si aparaturii electrice aferente, care echipeaza instalatiile de
ventilare pentru incaperi cu pericol de explozie, se vor respecta prevederile normativului
NEX 01‐06 si ale standardului SR EIM 60079‐10‐1:2009.
Ventilatoarele actionate de motoare electrice prin transmisii cu curele, se prevad cu
dispozitive pentru intinderea curelelor si pentru captarea si scurgerea electricitatii statice.
Se iau urmatoarele masuri de protectie a muncii si de asigurare a unei functionari
corecte a ventilatoarelor:
a) legarea la pamant a motorului electric si a ventilatorului;
b) montarea unui dispozitiv de protectie in dreptul rotilor si curelelor la transmisia
prin curele; montarea unei plase de sarma cu ochiuri mari ( 25‐50 mm) la gura de
aspirate sau refulare a ventilatorului, in cazul cand acesta aspira sau refuleaza
liber in incapere (indiferent de inaltimea de montare a ventilatorului);
c) efectuarea corecta a legaturilor din cutia de borne a motorului electric, astfel ca
sensul de invartire al rotorului ventilatorului sa fie corect;
d) intinderea curelelor de transmisie (se considera ca întinderea unei curele
trapezoidale este corecta daca, pe o lungime de 0,5 m săgeata pe care o face
cureaua la apăsarea manuala este cel mult egala cu grosimea sa) ; toate curelele
trapezoidale montate pe aceleași roti de transmisie vor avea o întindere egala;
e) prevederea unor dispozitive de reglare a debitului de aer.
Ventilatoarele, indiferent de modul de montare (pe fundație, platforme, console, etc.)
trebuie sa fie prevazute cu dispozitive de amortizare a vibratiilor, dimensionate astfel incat
sa asigure conditiile corespunzatoare de zgomot si vibratii din cladirile unde sunt montate (
sali de spectacol, spitale, etc.).
Ventilatoarele se vor racorda la conductele de aer prin intermediul unor racorduri
flexibile.
Se recomanda ca racordarea ventilatoarelor la conducte sa se realizeze prin
intermediul unor porțiuni drepte, cu lungimea de ( 8‐10 d) atât pe aspirate cat si pe refulare
(„d" este diametrul conductelor circulare, la conductele rectangulare cu laturile „a" si "b",
d=(a+b)/2). Daca acest mod de racordare nu se poate realiza, pentru racordul la gura de
aspirație a ventilatorului se va adopta, in ordine preferențiala, una din următoarele soluții:
a) cot cu secțiune rectangulara cu palete de dirijare sau curba cu secțiune circulara
cu raza de curbura mai mare de doua diametre;
b) cutie de aspirație cu palete de dirijare.
Daca ventilatorul centrifugal refulează direct in atmosfera, fără intermediul unei
tubulaturi, la gura de refulare a ventilatorului se prevede fie un tronson drept, având
secțiunea egala cu cea a gurii de refulare ( a x b ) si lungimea minima 0,75 (a x b), fie un
difuzor cu unghiul la vârf de 10...15° si lungime de 1,00...1,5 m.
La alegerea din cataloage a ventilatoarelor racordate la rețea prin intermediul unor
piese montate pe aspirate sau pe refulare care perturba curgerea, se folosesc factorii de
corecție respectivi.
Ventilatoarele care sunt utilizate pentru evacuarea fumului si gazelor fierbinți in caz de
incendiu trebuie sa fie rezistente la foc clasa F400120. La clădirile echipate cu instalații
automate de stingere a incendiilor tip sprinkler, ventilatoarele de evacuare a fumului si
gazelor fierbinți in caz de incendiu pot fi rezistente la foc clasa F200 120.
Producătorii de ventilatoare redau curbele de debit‐presiune, debit – putere absorbita,
debit‐randament si debit –nivel de zgomot pentru fiecare tipodimensiune si mai multe turații

28. 65
ale acestora . Un exemplu de astfel de curbe se regăsește in fig. 3.14
Fig. 3.14 Curbe caracteristice pentru ventilatorul axial

29. 66
I.3.6. Filtre de aer
I.3.6. 1 Probleme generale
Filtrele de aer sunt elemente ale instalaţiilor de ventilare/climatizare având funcţia
de reţinere a impurităţilor solide sau gazoase conţinute în aerul atmosferic şi recirculat,
înaintea introducerii acestuia în încăperile supuse ventilării sau climatizării. Aceste impurităţi
sunt formate din particule de origine minerală, vegetală sau animală cu dimensiuni cuprinse
între 0,001 şi 500 µm.
Captarea particulelor solide sau lichide se poate face cu diferite metode fizice, iar
particulele gazoase prin procedee chimice şi/sau fizice. Concentraţia în particule a aerului
atmosferic nepoluat se situează între 0,05 şi 3,0 mg/m³.
Condiţiile pe care trebuie să le îndeplinească un filtru: grad de reţinere cât mai
ridicat, capacitate mare de reţinere a prafului, rezistenţă aeraulică mică sau în limite
economice şi constantă în timp, cheltuieli de investiţie cât mai reduse, întreţinere uşoară,
construcţii aferente reduse, cât mai robuste, etc.
Clasificarea filtrelor de aer:
* după mărimea particulei de praf reţinute: • grosiere d≥100μm;
• normale 6<d<100μm;
• fine 1<d<6μm;
• foarte fine 0,1<d<1μm.
• absolute d<0.1..0,5 μm.
* după gradul de reţinere: • categoria A: ‐ normale ε=30÷50%;
(grosiere) ‐ cu acţiune bună ε=40÷60%;
• categoria B: ‐ normale ε=60÷80%;
(fine) ‐ cu acţiune bună ε=70÷90%;
• categoria C: ‐ foarte fine ε=90÷98%.
(foarte fine)
• speciale S: ‐ filtre radioactive, absolute.
* după tipul mecanismul de reţinere: filtre cu ţesătură, uscate, metalice cu peliculă de ulei,
mecanice, cu cărbune activ, filtre electrice, sonice, etc.
* după modul si locul de amplasare: filtre verticale/orizontale,de canal, de perete, de plafon
* după modul de funcționare: filtre statice , cu derulare , electrice , automate
* după tipul constructiv: filtre inclinate, cu tambur, cu derulare automata, cu saci
Filtrarea aerului exterior este utilizata pentru a satisface cerințele de calitate a
aerului interior ținând cont de clasele de calitate a aerului exterior definite in cap.3.1.
Alegerea si dimensionarea filtrelor de aer necesare pentru CTA‐uri (centralele de tratare a
aerului) va fi rezultatul unei optimizări, în funcție de situația specifica analizata (conţinutul
de praf din aerul exterior, clasa de calitate a aerului interior, timpul de funcționare a CTA,
situații locale specifice de poluare, permiterea sau nu a recirculării, etc.).
I.3.6. 2 Mărimi caracteristice
Filtrele de aer se caracterizează prin următoarele mărimi caracteristice:
• Gradul de reținere ( eficienta )‐ ε
Reţinerea este determinată de raportul:

30. 67
Măsurarea se efectuează plecând de la concentraţia prafului în amonte de filtru şi
cea după filtru. Se poate defini gradul de reţinere (pentru praf de testare) sau eficienţa
(pentru praf atmosferic):
ε = • 100 [%] (3.1)
în care:
Cam ‐ concentraţia particulelor din aer în amonte de filtru [mg/m³];
Cav ‐ concentraţia particulelor din aer în aval de filtru [mg/m³].
Această mărime ce caracterizează un filtru este, în general, variabilă şi creşte odată
cu creşterea gradului de colmatare a filtrului (cu excepţia filtrelor electrice).
Permeabilitatea filtrului ‐ P
Se poate defini permeabilitatea filtrului prin relatia:
[%] (3.2)
> Încărcarea specifica a unui filtru de aer ‐ Vf , [m3
/hm2
], egală cu debitul orar de aer ce
poate fi filtrat de 1 m2
de strat filtrant.
> Suprafaţa de filtrare necesară ‐ Af
Aceasta se determină funcţie de debitul de aer V [m3
/h] cu relaţia:
f
V
V
A = [m2
] (3.3)
> Rezistenţa filtrelor ‐ Hf se poate exprima prin relaţia:
n
f v
E
H ⋅
= [mmH2O] (3.4)
unde:
E ‐ coeficient empiric;
v ‐ viteza aerului la intrarea în filtru, [m/s];
n ‐ exponent experimental
Experimental sau stabilit următoarele perechi de valori;
pentru ţesături din finet, E = 100 ... 130, n = 1,0;
pentru ţesături din şifon, E = 5,6 ... 8,5, n = 1,0;
pentru pânză simplă, E = 131, n = 1,17.
> Perioada de curăţire ‐ Z , exprimată în zile se poate determina cu relaţia:
24
100
1000
⋅
⋅
⋅
⋅
⋅
=
f
am V
c
P
Z
ε
[zile] (3.5)
unde: P – saturarea limită cu praf a filtrului [g/m2
];
Pentru P se pot lua următoarele valori:
P = 200 ... 300 g/m2
, pentru filtre cu ţesături;
P = 100 ... 150 g/celulă, pentru filtre de hârtie;
P = 500 g/celulă, pentru filtre cu umplutură.

31. 68
cam – concentraţia iniţială, înainte de filtrare, a prafului din aer, în mg/m3
I.3.6. 3 Caracteristicile filtrelor
Eficienţa unui filtru este variabilă în timpul exploatării, mărindu‐se odată cu încărcarea
filtrului însă creşte rezistenţa aeraulică.
* Rezistenţa aeraulică este indicată de producător în funcţie de categoria filtrului:
‐ grosiere şi normale <10 mmH2O;
‐ filtre fine ≅10 mmH2O;
‐ filtre foarte fine 10÷50 mmH2O.
* Debitul specific de aer, caracterizează capacitatea de filtre şi reprezintă debitul
de aer ce poate fi filtrat de 1 m2
de filtru în condiţii medii de îmbâcsire şi rezistenţă aeraulică
normală. Cunoscând debitul specific al filtrului ales şi debitul de aer ce trebuie filtrat se
poate determina suprafaţa necesară filtrului:
* Curăţirea filtrelor reprezintă, încă o problemă deosebită fie din lipsă de personal
calificat fie lipsă de materiale necesare. Orientativ se recomandă:
‐ filtre grosiere şi normale ‐ câteva săptămâni;
‐ filtre fine (montate după filtre normale)‐ câteva luni;
‐ filtre foarte fine (montate după filtrele normale şi filtrele fine)‐ 1 an.
Aceste recomandări sunt valabile pentru aer exterior normal. Pentru aer mai încărcat
cu praf, perioadele se vor reduce corespunzător.
Filtrele trebuie inlocuite atunci cand caderea de presiune atinge valoarea
finala
stabilita in catalog (specificafia tehnica), sau dupa urmatoarele perioade maxime de timp:
a) 2000 de ore de functionare sau maximum un an, pentru filtrul din prima treapta
de filtrare (prefiltrul);
b) 4000 de ore de functionare sau maximum doi ani, pentru filtrele din a doua sau a
treia treapta de filtrare, precum si pentru cele din instalatia de evacuare si cea de
recirculare (daca exista).
Filtrele se inlocuiesc cu atentie astfel incat sa se evite scaparea impuritatilor
retinute si utilizand echipament de protectie.
Filtrele din instalatiile de ventilare industriale se incinereaza in cuptoare
speciale pentru a se arde impuritatile retinute, pentru a se reduce reziduurile si pentru a se
recupera energia. Filtrele instalatiilor de ventilare uzuale, pentru mediul rezidential si tertiar,
pot fi eliminate la groapa de gunoi.
In documentele EUROVENT 4/5 si a EN 779, parametrii luati in considerare pentru
caracterizarea eficacitatji unui filtru grosier sau fin sunt: debitul de aer, pierderea de sarcina
inrtiala si finala, gradul mediu de retinere, eficacitatea medie la praful atmosferic.
Filtrele se clasifica in 9 clase, conform tabelului 3.7
Gradul de retinere si eficacitatea sunt marimi care depind, aproape exclusiv, de
mediul filtrant, pe cand capacitatea de inmagazinare este influentata nu numai de mediul
filtrant dar si de suprafafa de filtrare. Pierderea de sarcina a unui filtru, pentru un debit dat,
este in functie de suprafata de filtrare, de dispunerea geometrica a materialului filtrant si de
cantitatea de praf retinuta si acumulata in filtru.
Pentru reducerea confinutului de praf al aerului introdus in incaperile climatizate, se
va utiliza un prefiltru la intrarea in unitatea de ventilare, in urmatoarele cazuri:

32. 69
a) din motive igienice, aerul introdus trebuie filtrat tn doua trepte (cel putin pentru
IDA1 si IDA 2);
b) primul filtru de intrare (prefiltrul) este minimum clasa F5, dar preferabil clasa F7.
A doua treapta de filtrare trebuie realizata cu un filtru de clasa cel putin F7 dar
preferabil clasa F9. Daca exista o singura treapta de filtrare, cerinta minima este
clasa F7;
c) la doua sau mai multe trepte de filtrare, prima trepta de filtre trebuie amplasata
inainte de tratarea aerului, iar a doua treapta, dupa aceasta;
d) filtrele de gaz (filtrele cu carbon) sunt recomandate pentru categoria de aer
exterior ODA 5. Acestea pot fi o solute buna si in cazul categoriilor ODA 3 si ODA
4. Filtrele de gaz trebuie in general combinate cu filtre F8 sau F9, montate in
aval;
e) pentru categoria de aer exterior ODA 5 (regiuni puternic industrializate, langa
aeroporturi, etc.) unele aplicatii pot necesita filtrare electrica. In cazul poluarii
temporare a aerului exterior, este recomandata echiparea acestor filtre cu o
derivatie si monitorizarea permanenta a calitatii aerului.
Din motive igienice, filtrele din prima treapta de filtrare nu trebuie sa fie utilizate
mai mult de un an, inainte de curatare sau inlocuire. Filtrele utilizate in treapta a doua sau
a treia nu trebuie utilizate mai mult de doi ani, in aceleasi conditii. Se recomanda, de
asemenea, inspectarea vizuala si monitorizarea caderii de presiune in aceste filtre, prin
montarea unor manometre diferentiale cu prize in amonte si aval de filtru, iar la depasirea
pierderii de sarcina maxime recomandate pentru curatare, sa se prevada o metoda de
semnalizare acustica sau vizuala.
La proiectarea si amplasarea prizei de introducere a aerului exterior, se urmareste
sa se evite introducerea impuritatilor locale, a ploii sau a zapezii, in sectiunea filtrului.
Pentru a se minimiza riscul dezvoltarii microbillor in filtru, centrala de ventilare
trebuie sa fie astfel proiectata incat umiditatea relativa in filtru sa fie permanent sub 90% ,
iar cea medie pentru trei zile consecutive sa fie mai mica de 80% in toate componentele
instalatiei, inclusiv filtru.
Daca se prevede un filtru pe aerul recirculat catre centrala de ventilare, acesta
trebuie sa aiba minim aceeasi clasa de filtrare ca si filtrul de pe circuitul principal al aerului
exterior.
Pentru protejarea instalatiei de evacuare a aerului viciat precum si pentru protectia
mediului exterior, este necesar un filtru de clasa minima F5.
Aerul extras din bucatarii trebuie intotdeauna trecut printr‐o prima treapta cu filtru
special pentru grasimi, care sa poata fi inlocuit si curatat cu usurinta.
Filtrele nu se amplaseaza in imediata apropiere a refularii ventilatorului sau acolo
unde distributia curgerii in sectiunea transversala nu este uniforma (dupa coturi sau alte
piese speciale cu modificarea directiei de curgere a aerului).
Instalatiile de recuperare a caldurii se protejeaza intotdeauna cu un filtru de clasa F6
sau superioara. Unitatile rotative de recuperare a caldurii trebuie echipate cu elemente care
permit curatarea.

33. 70
Tab. 3.7 Caracteristicile si alegerea filtrelor de aer

34. 71
Cap. I.3.7 Baterii pentru încălzire/racire
I.3.7.1 Baterii pentru încălzirea aerului
Bateriile pentru încălzirea aerului sunt schimbătoare de căldură apă‐aer sau aer‐aer,
care intră în componenţa agregatelor de ventilare şi climatizare precum şi a aerotermelor.
După agentul primar, purtător de căldură se clasifică în baterii de încălzire cu abur, apă caldă
sau fierbinte, baterii electrice şi baterii de încălzire funcţionând cu gaze arse. Cele mai
utilizate sunt bateriile de încălzire funcţionând cu abur, apă caldă sau fierbinte.
IV.7.6 Alegerea unei baterii de încălzire
Pentru baterii de încălzire de puteri relativ mici, alegerea se face din catalogul
producătorului. Pentru baterii de puteri mari, este necesar ca fabricantul să verifice
parametrii ceruţi, cu ajutorul unui program informatic, pe baza datelor puse la dispoziţie de
proiectant.
Se poate reprezenta grafic evoluţia caracteristicilor unor baterii de încălzire la
temperatură şi debit variabile. În practică se utilizează un tip de nomogramă având în
abscisă viteza aerului şi în ordonată coeficientul de eficacitate:
Φ = (3.5)
în care:
θ2’’ ‐ temperatura de intrare a aerului în baterie [°C];
θ2' ‐ temperatura de ieşire a aerului din baterie [°C];
θm ‐ temperatura medie a agentului primar [°C].
Funcţionarea cu abur
Din ecuaţia generală a schimbătoarelor s‐a dedus:
Φ = 1 ‐ e‐
(3.6)
în care:
a ‐ suprafaţa exterioară specifică de încălzire raportată la secţiunea frontală [m²/m²];
v ‐ viteza aerului [m/s];
U ‐ coeficientul global de transfer termic [W/m²•K];
p ‐ densitatea aerului [kg/m³];
c ‐ căldura specifică a aerului [J/kg • K].
Această relaţie a servit la trasarea diagramei din fig. 3.15, care dă coeficientul de
eficacitate pentru 6 tipuri de baterii cu un rând de ţevi, valabilă pentru tipul II de ţevi cu
aripioare.
Funcţionarea cu apă caldă în cazul bateriilor funcţionând cu apă caldă se pot construi
diagrame identice cu cele trasate pentru bateriile funcţionând cu abur, plecând de la
temperatura medie a agentului termic admiţând că schimbătorul este cu curent încrucişat,
presupunere admisă pentru majoritatea bateriilor de încălzire.

35. 72
În cazul bateriilor cu mai multe rânduri, alimentarea cu agent termic (apă) se face de
aşa manieră ca funcţionarea să fie mixtă, adică în curent încrucişat şi în contracurent, ceea
ce are ca efect creşterea coeficientului de eficacitate.
Fig. 3.16 prezintă curbele caracteristice pentru o baterie de tip III cu 1 până la 6
rânduri de ţevi.
Fig. 3.15. Curbe caracteristice pentru baterii de încălzire cu abur cu 1 rând de ţevi
Fig. 3.16. Curbele caracteristice ale unei baterii de încălzire cu abur cu mai multe rânduri

36. 73
I.3.7.2. Baterii pentru răcirea aerului
Din punct de vedere constructiv, bateriile pentru răcirea aerului sunt identice cu cele
de încălzire. Dat fiind ecarturile de temperatură mai mici decât în cazul încălzirii şi pentru a
obţine efectul de răcire dorit este necesară cuplarea bateriilor de răcire sau folosirea
tipurilor cu un număr mai mare de rânduri de ţevi.
Circulaţia apei este în contracurent şi vitezele de circulaţie sunt mai mari (peste 1
m/s) decât în cazul încălzirii, de unde, şi necesitatea ca pompele de circulaţie să aibă
presiuni mai mari.
Recomandari pentru dimensionarea si alegerea bateriilor incalzire/racire
Sarcina termica de calcul pentru care se dimensioneaza bateriile de racire se
stabileste pe baza diferentei de entalpie a aerului la intrare si iesire din baterie si luand in
considerare temperatura medie de calcul a agentului de racire.
Sarcina termica de calcul pentru care se dimensioneaza bateriile de incalzire se
stabileste pe baza diferentei de temperatura sau de entalpie a aerului la intrare si iesire din
baterie si luand tn considerare temperatura medie de calcul a agentului de incalzire.
Nu se recomanda baterii de racire cu vaporizare directa decat daca se poate realiza
variatia debitului de agent frigorific.
Viteza frontala de trecere a aerului in bateria de incalzire/racire trebuie sa se situeze
in intervalul 2‐3,5 m/s.
In cazul in care conducta de retur a unei baterii de incalzire este racordata la circuitul
de condensare al unui cazan in condensate, bateria trebuie dimensionata pentru un regim
de temperatura a apei de 60/40°C. In varianta utilizarii altor tipuri de cazane, bateria de
incalzire va fi dimensionata pentru un regimul nominal de temperatura al cazanelor (de
obicei 80/60°C sau 90/70°C).
Se recomanda ca distanta dintre aripioare sa fie de minim 2,5 mm in cazul bateriilor
de racire cu dezumidificare si de minim 2,0 mm in cazul celorlalte tipuri de baterii de
incalzire/racire.
Caderea de presiune pe partea de aer a bateriilor de incalzire/racire trebuie limitata
pe cat posibil in acest sens se recomanda valorile din tabelul 3.8
Tabelul 3.8. : Valori recomandate pentru pierderea de sarcina in bateriile de incalzire/racire
(din SR EN 13779:2007)
Component Pierdere de sarcina
scăzuta (Pa)
Pierdere de sarcina
medie (Pa)
Pierdere de sarcina
ridicata (Pa)
Baterie de încălzire 40 80 120
Baterie de răcire (100) 60 (140)100 (180)140

37. 74
Cap. I.3. 8 Camere de tratare cu apa
Camerele de tratare cu apa sau camerele de pulverizare sunt schimbătoare de
căldură care servesc pentru tratarea aerului prin trecerea acestuia printr-o ploaie de apă.
Concomitent cu schimbarea stării aerului se obţine şi purificarea lui prin preluarea de către
apă a unora dintre impuritățile ce le conţine (praf, fum, mirosuri etc.).
Funcţie de starea finală dorită a aerului şi funcţie de condiţiile locale (de sursa
disponibilă), se poate folosi pentru răcire apă din surse subterane, apă răcită sau apă
recirculată.
Camerele de pulverizare se pot clasifica astfel:
după direcţia de mișcare a aerului;
- camere orizontale;
- camere verticale.
după direcţia de mișcare a apei pulverizate fata de aer;
- în echicurent;
- în contracurent;
- combinate.
după numărul de trepte:
- cu o treaptă;
- cu două trepte.
I.3.8.1 Camere de pulverizare orizontale
Schema de principiu de realizare a unei camere de pulverizare orizontale cu o singură
treaptă este prezentată în fig. 3.17. Aerul intră prin racordul 1 în separatorul de intrare 2; de
aici aerul este trecut în camera de pulverizare propriu-zisă 4 unde aerul este stropit cu apă
prin intermediul registrului de pulverizare 3. Aerul trece apoi în separatorul de picături 5 şi
este evacuat prin racordul 6. Apa folosită, ca şi condensul rezultat din separatorul de picături
este adusă în bazinul 8 prin racordul de intrare 7; pentru golirea bazinului cu apă este
prevăzut racordul 9.
În secţiunea prezentată în fig. 3.17 b se observă că pulverizarea apei se face pe toată
secţiunea de trecere a camerei.
Fig. 3.17. Cameră de
pulverizare orizontală: a -
vedere din fata; b - secţiune transversal
Schema de principiu a unei astfel de camere este redată în fig. 3.18 În acest caz
intrarea aerului se face pe la partea inferioară a camerei de pulverizare 9 - racordul 1, practic
chiar deasupra pânzei de apă din bazinul 3, iar evacuarea se face pe la partea superioară,
racordul 7. Atât pe intrare cât şi pe ieşire sunt prevăzute separatoare de picături 10 şi 6.

38. 75
Registrul de pulverizare a apei 8 își preia apa necesară din bazinul 3 cu ajutorul pompei 4,
prin intermediul conductei 5. Completarea cu apă se face prin racordul de alimentare 2.
Camerele de pulverizare verticale se pot construi şi cu umplutură din corpuri
ceramice sau metalice, pentru a se mări astfel suprafața de contact dintre aer şi apă.
Un element important în structura unei camere de pulverizare îl constituie
dispozitivele de pulverizare a apei. După modul în care se realizează pulverizarea apei,
acestea se pot clasifica în două grupe mari şi anume:
- pulverizatoare de şoc, la care pulverizarea efectivă a apei se realizează prin lovirea de
un obstacol a jetului compact de apă ce iese din ajutaj;
- pulverizatoare centrifuge, la care apei i se imprimă o mişcare de rotaţie prin trecerea
apei prin canale speciale sau prin introducerea apei tangenţial la corpul pulverizatorului.
Fig. 3.18 Cameră de pulverizare vertical
Alegerea pulverizatoarelor se face funcţie de fineţea cerută pulverizării, care depinde
de tipul constructiv, de diametrul orificiului de ieşire şi de presiunea apei.
Camerele de pulverizare se construiesc cu unul sau cu mai multe registre de
pulverizare, circulaţia apei şi a aerului având loc în echicurent sau în
contracurent. De asemenea se obişnuieşte adesea să se folosească camere de pulverizare cu
două trepte; acestea au avantajul că se poate obţine o răcire mai accentuată a aerului la un
acelaşi consum de apă rece.
Fig. 3.19 Cameră de pulverizare
cu două trepte (notate cu I şi II)

39. 76
În fig. 3.19 este prezentată schema unei camere de pulverizare cu două trepte
(notate cu I şi II), fiecare treaptă având câte două registre de pulverizare (respectiv 3 şi 5).
Apa folosită în treapta a doua este recuperată din bazinul de colectare 8 al acestei trepte şi
trimisă cu pompa 10 în registrele de pulverizare ale primei trepte. Alimentarea cu apă şi
completarea pierderilor se face cu ajutorul pompei 11.
I.3. 8 .2. Calculul termic de alegere a camerelor de pulverizare
Camerele de pulverizare pot fi utilizate pentru procese de răcire cu uscare sau/şi
pentru procese de umidificare adiabatică, metodele de dimensionare fiind specifice fiecărui
proces în parte.
Utilizarea camerelor de pulverizare pentru procese de răcire cu uscare este, în ultima
perioadă de timp, mult mai redusă deoarece acest proces este mai greu controlabil şi
reglarea lui este mai dificilă, procesul fiind realizat de tot mai mulţi producători de aparatură
de climatizare cu baterii de răcire.
Camerele de pulverizare sunt folosite, în prezent, pentru procese de umidificare
adiabatică, iar metodologia de calcul sau alegere a acestora este specifică fiecărui
producător în parte. Se prezintă calculul termic pentru regimul de pulverizare politropică şi
umidificare adiabatică deoarece sunt în funcţiune multe agregate de tratare care utilizează
aceste tipuri de procese.
Există multe metode de alegere a camerelor de pulverizare. Fiecare metodă se
bazează pe camere de pulverizare testate în anumite condiţii.
Metoda germană de dimensionare Rasch - Wittorf se utilizează pentru camere de
pulverizare cu o lungime l = 2 m; viteza aerului în camera de tratare v = 2,5 m/s şi presiunea
apei înaintea duzelor de pulverizare p = 2 bar. Metoda redă mai fidel procesele reale care au
loc în camerele de tratare, evoluţia aerului fiind prezentată în fig. 3.20
Fig. 3.20 . Evoluţia aerului în procesul de răcire cu uscare şi de umidificare adiabatică
(metoda Rasch - Wittorf):
1 - proces ideal; 2 - proces real
- În procesul de răcire cu uscare, aerul evoluează pe curba AC.

40. 77
Modificarea stării aerului se produce, mai întâi, pe direcţia care rezultă din unirea
punctului de stare a aerului A cu temperatura iniţială a apei B1 şi apoi pe direcţia entalpiei
care trece prin punctul corespunzător temperaturii finale a aerului în procesul politropic B.
- La procesul de umidificare adiabatică (evoluţia AD) modificarea stării aerului se
produce în lungul dreptei de entalpie constantă, h = constant, la o temperatură a apei de
pulverizare ce se determină la intersecţia curbei de saturaţie φ = 1 cu entalpia stării iniţiale a
aerului A.
Calculul parametrilor finali ai aerului se face pe baza relaţiei:
T/ Ta = 1 - e-mk
(3.8) în care:
T = θiniţial aer - θfinal aer = (θA - θB) în procesul AB1 ,
(θB - θC) în procesul BC1, şi
(θA - θD) în procesul AD1 ;
Ta = θiniţial aer - θapă în procesul ideal,
(θA - θD1) în procesul AB1 ,
(θB - θC1) în procesul BC1 şi
(θA - θD1) în procesul AD1 ;
m = coeficient de pulverizare, *kg apă/kg aer tratat+;
k = constantă a camerei de pulverizare,
k = 0,5...0,7, pentru procesele de răcire cu uscare şi
k = 2...3, pentru procesele de umidificare adiabatică.
Relaţia este nomografiată în fig. 3.21
Fig.3.21 Nomograma de
alegere a raportului T/ Ta
Pentru determinarea parametrilor aerului şi apei se procedează în felul următor: se
alege un coeficient de pulverizare m şi se determină pentru acesta, din fig. 3.21 , o valoare
T/ Ta pentru procesul AB (folosind domeniul cuprins între 0,5 şi 0,7 din nomograma
fig.4.5.5) şi cu ajutorul acestei mărimi se determină valoarea temperaturii finale a aerului θB ;
θB = θA - ( T/ Ta) • (θA - θB1) *°C+ (3.9)
Cu ajutorul acesteia se determină punctul B, apoi punctul C1, la intersecţia entalpiei
hB cu curba de saturaţie φ = 1. Pentru coeficientul de pulverizare m, ales, se determină
raportul T/ Ta corespunzător procesului adiabatic BC (folosind domeniul k = 2...3), iar cu
această valoare şi cu temperaturile θB, θC1 se determină temperatura θC.
θC = θB - ( T/ Ta) • (θB - θC1) *°C+ (3.10)

41. 78
Încălzirea apei de pulverizare se va determina cu relaţia:
M • haer = Ga • ca • Tapă (3.11)
în care:
M- debitul de aer [kg/s];
haer = hA - hB ; Tapă = θB2 - θB1
unde:
θB1 , θB2 - sunt temperaturile finală şi iniţială ale apei;
ca = 4,186 kJ/kg • K, căldura specifică a apei;
Ga = M • m, *kg/s+.
Temperatura finală a apei se determină cu relaţia:
θB2 = θB1 + ( haer / m • ca) *°C+ (3.12)
În ipoteza că procesul de umidificare adiabatică are loc în camera de pulverizare, atât
vara cât şi iarna, temperatura apei este egală cu temperatura după termometrul umed al
punctului A, iar temperatura finală a aerului θD, se determină cu o relaţie similară relaţiei
3.10 adaptată procesului A - D1.
Exemplul de calcul 1
Un debit de aer:
M = 8000 kg/h, de stare A cu parametrii θA = 28°C; φA = 60%, este răcit şi uscat cu
ajutorul apei având:
θai = θB1 = 8 °C.
Se cere să se determine parametrii finali ai apei şi ai aerului în procesul politropic de
răcire şi uscare utilizând metoda Rasch - Witorf.
Rezolvare
- Se uneşte punctul A cu punctul B1, aflat la intersecţia lui θB1 cu φ = 1. (fig.3.20)
- Se alege un coeficient de pulverizare m = 0,9 kg apă/kg aer.
Pentru procesul politropic, se determină cu nomograma din fig. 4.61, cu k în
domeniul 0,5...0,7)
T/ Ta = 0,4 , rezultând:
θB = θA - 0,4 • (θA - θB1) = 21,2 °C.
- La intersecţia dreptei
hB = 51,2 kJ/kg cu φ = 1 se determină C1, cu θC1 = 18 °C.
Utilizând aceeaşi nomogramă (k în domeniul 2...3) se determină T/ Ta = 0,9; rezultă:
θC = θB - 0,9 • (θB - θC1)= 18,3 °C.
- Temperatura finala a apei, θB2 se determină cu relaţia 3.12:
θB2 = 8 + (64,8 - 51,2)/ 0,9 • 4,186 = 12,4 °C.

42. 80
I.3.9 Tratarea cu abur
În cazul folosirii acestor aparate se introduce direct abur, fie în tubulatura de
ventilare, fie în încăperi. În funcţie de destinaţia încăperii, calităţile aburului sunt diferite.
Pentru încăperi civile, curate, aburul trebuie să fie saturat uscat, fără urme de rugină,
ulei, miros. În acest caz, aburul se produce în generatoare speciale prevăzute cu electrozi
sau cu termoplonjoare.
Din punct de vedere igienic, este mai bun procedeul cu abur decât cel cu camere de
pulverizare. Din punct de vedere al consumului de energie, sistemul cu abur este mai
dezavantajos, fiind mai scump.
Un exemplu de aparat este arătat în fig. 3.22
Fig.3.22 . Generator de abur CONDAIR ‐ Elveţia ‐ schemă de principiu
1 ‐ abur; 2 ‐ rezervor de umplere; 3 ‐ apă rece; 4 ‐ furtun condensat;
5 ‐ furtun abur; 6 ‐ electrozi; 7 ‐ ventil magnetic; 8 ‐ evacuare.
Aburul este produs într‐un cilindru cu ajutorul unor electrozi. Apa folosită este cea
de la reţea, asigurând conductivitatea electrică între electrozi. Prin evaporare, sărurile din
apă se depun la partea inferioară a cilindrului fiind necesară curăţirea, din când în când.
Aparatul trebuie racordat la reţeaua de apă rece, la canalizare şi la reţeaua electrică.
Există două categorii de aparate: mici, cu debite de abur de 1...2 kg/h, racordate la
reţeaua monofazică, şi aparate mari, cu debite de 4...90 kg/h, cu consumuri de energie
electrică de 3...70 kW.

43. 81
Reglarea debitului de abur se face cu ajutorul higrostatelor într‐o treaptă, în două
trepte sau continuu.
Pentru anumite categorii de clădiri industriale (mobilă, zootehnie etc.) aburul nu
trebuie să întrunească proprietăţi (calităţi) deosebite, caz în care, el poate fi preluat şi dintr‐
o reţea de abur tehnologic (în cazul în care există).
Un exemplu de aparat care se racordează la o reţea de abur este arătat în fig.3.23
Aburul este obligat să treacă, mai întâi, printr‐un filtru de impurităţi, după care curge
printr‐o manta ce înconjoară distribuitorul, împiedicând condensarea aburului în
distribuitor, şi pătrunde în camera de uscare unde se separă condensatul format până aici.
Accesul mai departe este permis de un dispozitiv de reglare acţionat electric sau
pneumatic care asigură intrarea aburului în distribuitor. Distribuitorul se poate monta liber
în încăpere sau în tubulatura de ventilare.
Fig.3.23 Aparat de umidificare cu abur pentru montare in canal de aer

44. 82
I.3.10 Recuperatoare de energie
I.3.10.1. Probleme generale
Instalaţiile de ventilare si climatizare necesită importante cantităţi de energie
termică sau frigorifică pentru tratarea aerului. O parte din această energie este eliminată
odată cu aerul evacuat şi, ori de câte ori este posibil, ea trebuie recuperată. Cea mai simplă
şi eficientă metodă de recuperare este recircularea aerului care nu este însă acceptată în
toate situaţiile, din cauza calităţii aerului ce trebuie recirculat.
În multe situaţii există însă şi alte surse de căldură care pot fi recuperate (gaze de
ardere, apa de răcire a unor utilaje etc.) şi, de aceea, pentru recuperarea energiei se
utilizează recuperatoare de căldură.
Pentru ca un recuperator de căldură să poată fi utilizat în instalaţiile de ventilare şi
climatizare el trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: să aibă eficienţă ridicată,
etanşeitate sporită, sensibilitate acceptabilă la îngheţ, pierderi de sarcină moderate,
rezistenţă de coroziune şi întreţinere uşoară.
Pentru recuperarea căldurii se utilizează următoarele sisteme:
‐ regenerative care utilizează un material acumulator de căldură ce poate stoca în
masa lui căldura perceptibilă, latentă sau amândouă. Din această categorie fac parte
recuperatoarele rotative cu regenerare;
‐ recuperative care utilizează pentru transferul de căldură o suprafaţă de schimb,
transmiţând numai căldură perceptibilă. În această categorie sunt incluse recuperatoarele
cu plăci, cu tuburi termice şi cu fluid intermediar;
‐ cu pompă de căldură care utilizează un agent frigorific pentru transmiterea căldurii
de la o sursă cu potenţial redus. Toate sistemele pot realiza importante economii de energie
dar necesită cheltuieli de investiţii şi de întreţinere astfel că trebuie efectuat un calcul de
optimizare înaintea adoptării unui sistem sau a altuia.
I.3.10.2. Tipuri constructive de recuperatoare de căldură
Recuperatoare rotative
Recuperatoare cu plăci
Recuperatoare cu tuburi termice
Recuperatoare cu fluid intermediar in circuit inchis
Recuperatoare de caldura cu fluid intermediar in circuit deschis
În acest sistem de recuperare aer‐lichid, lichid‐aer, fluidul intermediar circulă între
doua schimbatoare de caldura (turnuri) introducere , respectiv evacuare, intră în contact
direct cu ambele fluxuri de aer, transportând vaporii de apă şi caldura între debitul de aer
evacut si cel introdus (Fig. 3.24).
Circulatia fluidul intermediar se face cu ajutorul pompelor pe traseul principal cat si
pe cel secundar.
Temperatura aerului poate varia in limitele ‐40 ° C si + 46 ° C .
Aerul evacuat poate contine impuritati si de aceea trebui să fie filtrat înainte de intrarea in
turnuri. Particulele umezite trebuiesc filtrate din soluţia absorbantă, care minimizează

45. 83
EXHAUST
A
contaminarea încrucişată între particule. Fluidul intermediar poate fi format din soluţii
sorbente (de obicei, o soluţie a unei sari de halogen‐ ex ; o solutie de clorura de litiu conţin
aditivi cu efect antibacterian.)
Fig. 3.24 Turnuri cu lichid absorbant
Testele au arătat că masa de contact poate elimina până la 94% din bacteriile
continute in aerul introdus reprezentand o necesitate in aplicatiile de climatizare din
domeniul spitalicesc. Este posibil să apară contaminarea încrucişată a particulelor gazoase.
In functionare pot aparea contaminari cu halogeni si de aceea se impun verificari
periodice. In zonele mai reci, pierderile de umiditate din fluxul de evacuare pot dilua excesiv
soluţia adsorbantă. Incalzirea lichidului absorbant introdus în fluxul de alimentare cu aer al
turnului contactor ridică temperatura de descărcare şi umiditatea aerului de alimentare
evacuat, prevenind diluarea excesivă. Acest lucru, colaborat cu adăugarea automată de apă,
poate menţine concentraţia soluţiei adsorbante pe timp de vreme rece, permitând
sistemului să furnizeze aer la o umiditate şi temperatură fixă.
Recuperatoare de căldură tip termosifon
Schimbătoare de căldură termosifon bifazice sunt sisteme ermetice, care constau
într‐un evaporator, un condensator, conducte de interconectare, şi un fluid
intermediar,aflat atât în stare lichidă, cât si de vapori. Sunt folosite două tipuri de
termosifoane: cu tub sigilat ermetic (fig. 3.25) şi un tip baterie (fig.3.26).
În termosifonul de tip tub sigilat, evaporatorul şi condensatorul se află de obicei la
capetele opuse ale unui set de tuburi termosifon drepte, individuale, iar conductele de
evacuare şi de alimentare sunt adiacente pentru cealaltă (această dispunere este similară
celei dintr‐un sistem de conducte de încălzire).
În termosifoanele tip baterie, bateriile de evaporare și condensare sunt instalate
independent în tubulatura de aer şi sunt interconectate prin conductele de transport a
fluidului de lucru (această configuraţie este similară cu cea a conductelor din
recuperatoarele cu fluid intermediar).Un termosifon este un sistem ermetic ce conţine un
lichid de lucru bifazic în două etape. Deoarece o parte din sistem conţine vapori şi o parte
conţine lichid, presiunea dintr‐un termosifon este reglementată de temperatura lichidului la
interfaţa lichid / vapori.
Dacă mediul ambient cauzează o diferenţă de temperatură între zonele în care
interfeţele de lichid şi vapori sunt prezente, diferenţa de presiune a vaporilor rezultată
provoacă transferul vaporilor de la zonele calde la cele reci.

46. 84
Fluxul este susținut prin prin procesul de condensare în zonele mai reci şi de procesul
de evaporare în zonele mai calde. Condensatorul şi vaporizatorul trebuie să fie orientate
astfel încât condensul să poată reveni la evaporator prin gravitaţie (Figurile 3.25 şi 3.26).
Fig.3.25 – Schimbatoare de caldura tip termosifon ermetic
A‐ unidirectional ; B‐ bidirectional
Fig 3.26– Schimbatoare de caldura tip termosifon cu lichid intermediar –
A‐ bucla unidirectionala; B‐ bucla bidirectionala
În sistemele termosifon, diferenta de temperatură si forta de gravitatie sunt necesare
pentru ca fluidul de lucru să circule între evaporator si condensator. Ca rezultat,
termosifoanele pot fi concepute să transfere căldura în ambele direcţii în mod egal
(bidirectional), într‐o singură direcţie (unidirecţional), sau în ambele direcţii în mod inegal.

47. 85
Deşi similare ca design şi mod de functionare cu tuburile termice , tuburile termosifon sunt
diferite în două moduri:
• nu au filtru de condens şi, prin urmare se bazează doar pe gravitație pentru a
retrimite condensul spre evaporator, în timp ce tuburile termice utilizează forţele
capilare şi
• ele depind, cel puţin la început, pe fierberea nucleată, pe când tuburile
termice evapora lichidul dintr‐o interfaţă extinsă, permanentă lichid‐vapori.
Tuburile termosifon nu necesită pompă pentru a pune în circulație fluidul de lucru.
Cu toate acestea, configuraţia geometrică trebuie să fie astfel realizată încât fluidul de lucru
în stare lichidă să fie mereu prezent în secţiunea evaporatorului schimbătorului de căldură.
Tuburile termosifon diferă de alte sisteme de recuperare cu fluid intermediar prin
faptul că acestea nu necesită pompe şi, prin urmare, nici o sursă externă de alimentare cu
energie electrica, iar bateriile trebuie să fie adecvate pentru evaporare şi de condensare.
Schimbatoarele de caldura termosifon bifazice sunt utilizate pentru încălzirea apei cu
energie solară şi pentru îmbunătăţirea performanţelor sistemelor de aer condiţionat deja
existente
Performantele recuperatoarelor tip termosifon bifazice pot fi folosite pentru a reduce
dimensiunile noilor sisteme de climatizare şi a reduce astfel costurile totale de proiect.
Fig. 3.27– Performanţe tipice ale termosifonului bifazic
In fig.3.27 se prezintă performanţele recuperatoarelor tip termosifon bifazice.
I.3.10.3 Compararea sistemelor de recuperare a energiei aer‐aer
Este dificil de comparat diferitele tipuri de sisteme de recuperare de energie aer‐aer
pe baza performanţelor generale.
Ele pot fi comparate pe baza unor parametri certificati : eficienţa sau pierderile de
aer. In tabelelul 3.9. sunt comparate si prezentate principalele tipuri de recuperatoare de
caldura aer –aer
Tab.3.9 Compararea principalelor tipuri de recuperatoare de caldura aer‐aer
Eficianta
%
Cu placi fixe
Cu placi tip
membrana
Rotativ
energie
Rotativ
caldura
Tub termic
Cu fluid
intermediar
Termosifon
Cu fluid
intermediar
adsorbant

48. 86
Circulatia
aerului
Contracurent
Curent
incrucisat
Contracurent
Curent
incrucisat
Contracurent
Echicurent
Echicurent
Contracurent
Echicurent
—
Contracurent
Echicurent
—
Gama de mărime
a
echipamentului,
l/s
≥25 ≥25 25 ‐ 35 000 25 ‐ 35 000 ≥50 ≥50 ≥50 —
Eficacitatea tipică
a sensibilității
(ms = me), %
50 ‐80 50 ‐75 50 ‐ 85 50 ‐ 85 45 – 65 55 ‐ 65 40 – 60 40 ‐ 60
Eficacitatea tipică
latentă ,* %
— 50 ‐ 72 50 ‐ 85 0 — — — —
Eficacitatea
totală,* %
— 50 ‐ 73 50 ‐ 85 — — — — —
Viteza frontală,
m/s
1 – 5 1 ‐ 3 2.5 ‐ 5 2 ‐ 5 2 ‐ 4 1.5 ‐ 3 2 ‐ 4 1.5 ‐ 2.2
Scăderea de
presiune, Pa
100 ‐ 1000 100 ‐500 100 ‐300 100 ‐ 300 150 ‐ 500 150 ‐ 500 150 ‐ 500 170 ‐ 300
EATR, % 0 ‐ 5 0 – 5 0.5 ‐ 10 0.5 ‐ 10 0 ‐1 0 0 0
OACF 0.97 ‐ 1.06 0.97 ‐1.06 0.99 ‐ 1.1 1 ‐ 1.2
0.99 ‐
1.01
1.0 1.0 1.0
Plaja de
temperatură, °C
‐60 ‐ 800 ‐10 ‐ 50 ‐55 ‐ 800 ‐55 ‐ 800 ‐40 ‐ 40 ‐45 ‐ 500 ‐40 ‐ 40 ‐40 ‐ 46
Modalitate tipică
de achiziționare
Doar
schimbător
Schimbător și
carcasă
Schimbător și
ventilatoare
Sistem
complet
Doar
schimbător
Schimbător
și carcasă
Schimbător și
ventilatoare
exterioare
Sistem
complet
Doar
schimbător
Schimbător și
carcasă
Schimbător și
ventilatoare
Sistem complet
Doar
schimbător
Schimbător
și carcasă
Schimbător
și
ventilatoare
Sistem
complet
Doar
schimbător
Schimbător
și carcasă
Schimbător
și
ventilatoare
Sistem
complet
Doar
circuitul
spiralat
Sistem
complet
Doar
schimbător
Schimbător
și carcasă
Sistem
complet
Avantaje
Fără părți
mobile.
Scădere
redusă a
presiunii.
Ușor de
curățat
Fără părți
mobile.
Scădere
redusă a
presiunii.
Pierderi de
aer reduse.
Transfer de
masă sau
umiditate.
Dimensiuni
maxime
compacte.
Scădere
redusă a
presiunii.
Disponibil
pentru toate
tipurile de
sisteme de
ventilație
Dimensiuni
maxime
compacte.
Scădere
redusă a
presiunii.
Ușor de
curățat
Fără părți
mobile, cu
excepția
înclinării.
Ventilatorul
situat în
zone
neesențiale
Diferențial
de presiune
de până la
15kPa
Debitul
evacuat
poate fi
separat de
cel de
introdus
Ventilatorul
situat în
zone
neesențiale
Fără părți
mobile.
Debitul
evacuat
poate fi
separat de cel
de introdus.
Ventilatorul
situat în zone
neesențiale
Transfer
latent de la
fluxuri
îndepărtate
Curățare
eficientă
micro‐
biologică
pentru fluxul
de
alimentare,
cât și de
evacuare
Limitări
Dimensiuni
mari pentru
debite mari.
Număr redus
de furnizori.
Întreținerea
și
performanțel
e pe termen
lung
necunoscute
Aerul de
admisie poate
necesita răcire
sau încălzire
suplimentare
Unele EATR fără
dispozitiv de
curățare
Unele EATR
fără
dispozitiv de
curățare
Eficiența
poate fi
limitată de
scăderea de
presiune și
de costuri.
Număr
redus de
furnizori
Prognoza
eficienței
necesită
modele de
simulare
precise
Eficiența
poate fi
limitată de
scăderea de
presiune și de
costuri
Număr redus
de furnizori
Număr redus
de furnizori
Întreținerea
și
performan‐
țele
necunos‐
cute

49. 87
I.3.10.4 Baze de calcul
Agregate de tratare cu recuperatoare de caldura (HRV)
Eficienţa sensibilă εs a unui agregat de tratare cu recuperator de caldura cu placi (HRV)
–fig . 3.28 este dată de formula
εs =
max
s,
s
q
q
= =
−
−
)
(
)
(
c
m
1
3
min
1
2
ps
s
t
t
C
t
t
)
(
)
(
1
3
min
4
3
t
t
C
t
t
c
m pe
s
−
−
(3.13a)
unde qs este cantitatea de căldură sensibilă dată de relatia
=
s
q εs q max
,
s (3.13b)
Fig. 3.28 Datele principale ale unui recuperator
unde qsmax reprezintă cantitatea de căldură sensibilă maxima dată de relatia
)
( 1
3
min
max
, t
t
C
qs −
= (3.13c)
Unde
εs = eficienţa sensibilă
t1 = temperatura termometrului uscat in punctele indicate în figura 3.28, [°C ]
ms =debit de aer uscat introdus, [kg/s]
me =debit de aer uscat evacuat, [kg/s]
Cmin = minimul cpsms şi cpeme
cps = căldură specifică a aerului umed introdus la presiune constantă, kJ/[kg‐K]
cpe = căldură specifică a aerului umed evacuat la presiune constantă, kJ/[kg‐K]
Metode de
control (HRC)
Bypass clapete
si tubulatura
Bypass
clapete si
tubulatura
Bypas clapete și
control al
vitezei
recupera‐torului
Bypas
clapete și
control al
vitezei
recupera‐
torului
Unghi de
înclinare de
până la 10%
din indicele
de încălzire
maximă
Valvă de
bypass sau
reglajul
debitului
pompei
Valvă de
control
pentru toată
gama
Valvă de
control sau
reglajul
debitului
pompei
pentru
întreaga
gamă

50. 88
Presupunându‐se că nu există condensare de vapori de apă în recuperatorului de
caldura (HRV) condiţia aerului introdus la ieşire este
t 2 = t1 ‐ )
( 3
1
min
t
t
c
m
C
pe
e
s −
ε (3.14a)
şi condiţia aerului evacuat la ieşire este
t )
( 3
1
min
3
4 t
t
c
m
C
t
pe
e
s −
+
= ε (3.14b)
Ecuaţiile (3.13), (3.14), (3.15),(3.16), şi (3.17) presupun condiţii de operare în stare
staţionară; nu există transfer termic sau de umiditate între schimbătorul termic şi mediul
înconjurător; nu există pierderi transversale şi nici câştiguri energetice de la motoare,
ventilatoare sau dispozitive de control a gheţii.
Mai mult, nu apare condensare sau îngheţare sau este neglijabil. Aceste presupuneri
sunt în general aproape adevărate pentru aplicaţiile comerciale ale recuperatoarelor de
caldura (HRV)
A se reţine faptul că recuperatoarelor de caldura (HRV) permit doar schimbul de
energie termică sensibilă asociat cu schimbul termic datorită diferenţei de temperatură
dintre curenţii de aer sau dintre un curent de aer şi o suprafaţă solidă. Aceste ecuaţii se
aplică chiar şi pe timpul iernii dacă nu există condensare în recuperatoarelor de caldura
(HRV)
Schimbul de energie termică sensibilă qs in recuperatoarelor de caldura (HRV) poate fi
estimat din
q s = 60m e c pe (t 4 ‐t3 )= Q e p e c pe (t 4 ‐t3 ) (3.14c)
q s = 60 m s c ps (t 2 ‐t1 ) = Q s p s c ps (t 2 ‐t1 ) (3.14d)
q s = s
ε m min c p (t1 ‐t3 ) (3.14e)
Unde
Qs = debitul de volum al aerului introdus, [m3
/s]
Qe = debitul de volum al aerului evacuat,[ m3
/s]
ρs = densitatea aerului uscat introdus, [kg/ m3
]
ρe = densitatea aerului uscat evacuat,[ kg/ m3
]
t1, t2, t3,t4 = temperaturile de intrare şi ieşire ale aerului introdus şi respectiv ale aerului
evacuat
mmin = minimul dintre ms şi me
Deoarece cps şi cpe sunt aproape egali, aceşti termeni pot fi omişi din Ecuaţiile de la
(3.13) la (3.15)
Schimbătorii de căldură sensibilă (HRV) pot fi realmente folosiţi în toate cazurile, în special
pentru bazinele de înot, camerele de vopsit şi aplicaţii de reîncălzire. Ecuaţiile (3.13)–(3.14)

51. 89
se aplică atât pentru ventilatoarele HRV cât şi pentru ERV cu selectarea adecvată a x1, x2, x3,
şi x4.
Agregate de tratare cu recuperare de energie (ERV)
ERV permite transferul atât a căldurii sensibile cât şi a căldurii latente, cea din urmă
datorită diferenţei de presiune a vaporilor de apă dintre curenţii de aer sau dintre un curent
de aer şi o suprafaţă solidă. ERV sunt disponibile ca recuperatoare rotative cu absorbţie şi
de asemenea ca recuperatoare cu disc membrană.
Din Fig.3.28. presupunându‐se că nu există condens în ERV, eficienţa latentă eL a
unui ventilator cu recuperare de energie este dată de
L
ε =
max
,
L
L
q
q
=
)
(
)
(
3
1
min
2
1
w
w
h
m
w
w
h
m
fg
fg
s
−
−
=
)
(
)
(
3
1
min
3
4
w
w
h
m
w
w
h
m
fg
fg
e
−
−
(3.15a)
unde qL este caldura latenta dată de
q L = max
,
L
L q
ε (3.15b)
unde qL max este caldura maxima dată de
q max
,
L = m min h fg (w1 ‐w3 ) (3.15c)
unde
εL = eficienţa latentă
hfg = entalpia vaporizării, kJ/kg
w = umiditatea în punctele indicate în Fig.3.28
ms = debitul masei de aer uscat introdus, kg/s
me = debitul masei de aer uscat evacuat, kg/s
mmin = minimum lui ms şi me
Deoarece entalpia vaporizării din Ecuaţia (3.15a) poate fi eliminată de la numărător şi
numitor, Ecuaţia (3.15a) poate fi rescrisă astfel:
max
,
L
ε = m min h fg (w1 ‐w3 ) (3.15 d)
unde :
Em reprezintă eficienţa de umiditate, egal numeric cu eficienţa latentă
EL, şi mw reprezintă viteza de transfer de drept a umidităţii dată de
m w = m
ε m max
,
w (3.15 e)
unde ms max reprezintă viteza maximă de transfer a umidităţii dată de
m max
,
s = m min
,
w (w1 ‐w3 ) (3.15f)
Presupunându‐se că nu există condens de vapori de apă în ERV, umiditate la ieşire a
aerului introdus este
w 2 = w1 ‐ L
ε
s
w
m
m min
,
(w1 ‐w3 ) (3.16a)
şi raportul de umiditate la ieşire a aerului evacuat este

52. 90
w 4 =w3 + L
ε
s
w
m
m min
,
(w1 ‐w3 ) (3.16b)
Eficacitatea totală εt a unui ERV este dată de formula
t
ε =
max
,
t
t
q
q
=
)
(
)
(
)
(
)
(
m
1
3
min
4
3
1
3
min
1
2
s
h
h
m
h
h
m
h
h
m
h
h e
−
−
=
−
−
(3.17a)
unde qt reprezintă căldura totala dată de relatia
qt = max
,
t
t q
ε (3.17b)
unde qt max reprezintă căldura totala maxima , dată de relatia
q =
max
,
t m )
( 3
1
min h
h − (3.17c)
unde
εt = eficacitatea totală
h = entalpia in punctele indicate în Fig.4.82, [kJ/kg ]
ms = debitul masei de aer uscat introdus, [kg/s ]
me = debitul masei de aer uscat evacuat,[ kg/s ]
mmjn = minim faţă de ms şi me
Entalpia aerului introdus la ieşire este
h 2 = h1 ‐ε t )
( 3
1
min
h
h
m
m
s
− (3.18a)
Şi entalpia aerului evacuat la ieşire este
h 4 = h3 + t
ε
e
m
mmin
(h1 ‐h3 ) (3.18b)
Presupunându‐se că fluxul la starea 1 este de umiditate mai mare, recuperarea de căldură
latentă qL de la ERV poate fi estimată din
q L = m s h fg (w1 ‐w 2 ) = Q s p s h fg (w1 ‐w 2 ) (3.19 a)
q L = m e h fg (w 4 ‐w3 ) = Q e p e h fg (w 4 ‐w3 ) (3.19 b)
q L = ε L m min h fg (w1 ‐w3 ) (3.19 c)
unde
hfg = entalpia vaporizării sau căldura vaporizării vaporilor de apă, kJ/kg
w1 , w 2, w3, w4 = umiditatile la intrare şi ieşire
Transferul total de energie qt dintre curenţi este dat de :
qt = q s +q L = m s (h s
1 ‐h s
2 ) = Q e p e (h s
1 ‐h s
2 ) = m s c ps (t1 ‐t 2 ) + m s h fg (w1 ‐w 2 ) (3.20)
qt = q s +q L = m e (h e
4 ‐h e
3 )= Q e p e (h e
4 ‐h e
3 )= m e c pe (t 4 ‐t3 ) + m e h fg (w 4 ‐w3 ) (3.21a)
qt = 60ε t m min (h s
1 ‐h e
3 ) (3.21b)
unde
h1s = entalpia aerului introdus la intrare, [kJ/kg]
h3e = entalpia aerului evacuat la intrare, [kJ/kg ]
h2s = entalpia aerului introdus la ieşire,[ kJ/kg]
h4e = entalpia aerului evacuat la ieşire, [kJ/kg]

53. 91
Spre deosebire de recuperatoarele de caldura (HRV) la care se recupereaza numai
caldura sensibila din aerul evacut ,recuperatoarele de energie (ERV) recupereaza energia
sensibila si latenta din aerul evacuat .
Recuperatoarele de energie sunt indicate in spatii cu degajari de umiditate
(scoli,birouri, sau in spatii cu aglomerari de persoane)
Energia transferata poate fi pozitiva sau negative in functie de sensul scaderii
umiditatii.
Un jet de aer ce trece prin recuperatorul de energie isi poate mari caldura sensibila
de la aerul din celalalt sens,dar poate sa‐si miscoreze caldura latenta daca are loc un schimb
de masa al voporilor.
Energia totala recuperata este diferenta dintre energia sensibila (qs) si energia
latenta (qL) asa cum se prezinta in exemplul urmator.
Exemplu.
Se da un recuperator de energie avand :
‐debitul de aer exterior 4,41 mc/s introdus in recuperator cu 35 C si 20 % U.R.
‐debitul de aer evacuat 4,27 mc/ intrdodus in recuperator cu 24 C si 50 % U.R.
Se adopta din fisele tehnice ale recuperatorului, o eficinta a recuperarii caldurii
sensibile de 50% si o eficienta a recuperarii caldurii latente de 50 %.
Adoptand de asemenea caldura specifica a aerului de 1 kJ/kg K si caldura latenta de
vaporizare de 2560 kJ/kg ,se cere se sa determine energia sensibila,latenta si totala
recuperata din aerul evacuate.
Soluţie:
Din diagramele psihometrice se determina ceilalti parametric ai aerului :
Aer exterior la 35°C şi 20% U.R.:
V1 = 0.8825 m3
/kg h1= 54.2 kJ/kg w1= 0.0071 kg/kg de aer uscat
Aer interior la 24°C şi 50% U.R:
V3 = 0.854 m3
/kg h3 = 48 kJ/kg w3 = 0.0088 kg/kg de aer uscat
Se calculeaza debitul masic al aerulu exterior la starea 1
m1 =
1
v
Qq
= 0
.
5
/kg
m3
8825
.
0
/s
m3
41
.
4
= kg/s
În acelaşi mod, debitul masic al aerului interior la starea 3 se obtine din
m3 =
3
3
v
Q
= 0
.
5
/kg
m3
854
.
0
/s
m3
4.27
= kg/s