Impianti Tecnici di Edificio - Esercizi

Esercitazione impianti tecnici di edificio

Sistemi idronici

Circuitazione unica

• Utenza: U
• Miscelazione: VM
• Regolazione: VR
• 3 vie: V3V
• Vaso di espansione: VE
• Generatore: G
• Pompa di circolazione: P

Circuito primario + secondario

_mi =_mr; m_{s per} T₁–T₂ = m

Q_AB = 0

t₃ = t₄ = t_R

Q_AB ≠ 0

t₃ ≠ t₄

Δ ₂ = Δ ₁ − Δ _AB

Q_AB ≠ 0

Δ _AB = 0

t₁ = t₂

Q_AB ≠ 0

t₁ ≠ t₃

Per l'aspirazione totale del fluido dal primario al secondario (_3V1) si apre totalmente al crescere della portata in modo che la VBV sia chiusa in condizioni normali aperta nel termine in condizioni di parzializzazione la VR fa entrare anche parte di acqua di ritorno questo ci decresce manlevare nel secondario per non prevedere troppe portate sul primario.

Esercitazione impianti tecnici di edificio

Sistemi idronici

Circuitazione unica

• Utenza: U
• Miscelazione: VM
• Regolazione: VR
• 3 vie: V3V
• Vaso di espansione: VE
• Generatore: G
• Pompa di circolazione: P

Circuito primario + secondario

Nota Bene: Con 2 generatori in parallelo, effettuando la taratura nel caso al MAI, rimane, uno solo durante la parallellizzazione dei carichi.

→ _circolo ^AB = 0

Controcorrente (CC)

Q̇_o = 640 W/m²

K_Cp,H2O = 4,186 kJ/kgK

C_p,FtV = 4,310 kJ/kgK

ṁ_H2O = 1,2 kg/s

T_H2O,out = 80°C

T_H2O,in = 20°C

(A) (B)

Q̇ = ṁ_H2O C_p,H2O (T_H2O,out − T_H2O,in) = 1,2 • 4,186 • (80 − 20) = 301 kJ/s = 301 kW

Q̇ = ṁ_FtV • C_p,FtV • (T_FtV,in − T_FtV,out)

C_x = 1

T_FtV,out = T_FtV,in = Q̇ = 160 − 301 = 125,1°C

20 • 4,310

ΔT_m = T_FtV,in − T_H2O,out = 160 − 80 = 80 K

ΔT₂ = T_FtV,out − T_H2O,in = 125,1 − 20 = 105K

→ ΔT_mL = ΔT₁ − ΔT₂ = 80 − 105,1ln (ΔT_m/ΔT2) ln (80/10,5)

Q̇ = U • A • ΔT_mL A = U • ΔT_mL 640 • 32301 = 5,21 m = Δ T2

Metodo ε-NTU (Numbers of Transfer Unit)

Q̇

T_GO,in

T_GH,in

T_GH,out

T_GO,out

Riscaldamento con Fancoil avente batteria elettrica

Q_S = 3,28 kW

T_H,in = 50°C

T_OUT = 40°C

Dimensionamento secondo velocità media Fancoil (modello CRC S3):

• ṁ = ṁ_c = 4,85 m²
• C_p,H2O = 4,186 kJ/kgK
• C_p,air = 1,002 kJ/kgK
• C_min = min (ṁ_H2O • C_p,H2O, ṁ_c • C_p,air) = min (0.322 kW/K)
• C_Max = max (ṁ_H2O • C_p,H2O)
• Q = ṁ_c • C_p,H2O (T_H,in − T_H,out) = 0,077 • 4,186 • (50 − 40) • 3,22 kW = 3,22 kW
• Q _c = ṁ_c • T_out = T_out + ṁ_c − 1,002 kJ/kgK
• T_OUT = 20 + 3,22
• Q̇tmax = Cmin (Th,in − Tc,in) = 0,168 (50-20) = 5,04 kW
• ε = Q̇t / Q̇tmax = 3,22 / 0,639 (0,64)
• NTU = UoA/Cmin
• ε = e^(CNTU) = 1−exp^NTU[exp^−C(NTU_c)−1] / CNTU = NTU (Co,A) = 1,414−u2ΔT/ Cmin NTU

Espressivo per flussi incrociati con fluidi non miscelanti

Nota: Ecc = 1 − exp[−NTU (1−C)] / (1+C exp[−NTU (1−C)]) = 0,168 / 1,494 = 0,233 KW/K

Ecc = 1 − exp[−NTU (4+1C)]

Se le temperature sono note posso calcolare quella efficienza conoscendo l'efficienza dello scambiatore termico E = 0,64

Tch,out = 55°C

Q̇tmax = Cmin [Th,in − Tc,in]

ε=Q̇tQ̇tmax K

0,168 (55 − 20) = 5.88 kW

ε=Q̇tQ̇tmax 0,639 5.88 = 3,756 KW

Th,out = Thin − Q̇tht,caphto Cphio = Min Cphio = 3.76−5,423°C

Th,out = T +sgh,out = 3,76 1,180 kiQ̇t = 20 + 3,76 = 4,918°C

Caloria a combustione

Recupero di calore

Calore latente da fumi di combustione EN 153 316

ΔTfg=6°C

Combustibile

Vinve Cpmicor= 0,4182 Ncmm²

Vi=N22 = Ncmm²

Var = Vair,std,dry + (Vfp − Vfp,std,dry) = 8,4 + (9,52 − 7,7) = 10,22 Nm³/Nm³

Tabella da norma: contenuto di acqua in condizioni di saturazione per i fumi di combustione (M_h0,fg,sat) che per l'aria comburente (M_h0,air,sat), in funzione delle loro T[°C].

Interazione umore

• Y_i − X₂ Y₂ Y_e = M_h0,fg,sat
• X_i − X₂ X₁ − X₂ = 50% => M_h0,air = M_h0,air,sat Var₃.

U_R,air => 8,7.10,22.0,5 = 44,46 g_h2o/Nm³

M_h0,fg = M_h0,fg,sat Vf U_R,fg 810.9,52.1,0 = 771,12 g_h2o/Nm³ => M_h0,air = M_h0,air. M_h0,fg = 405 + 44,46 − 771,12 = 608,34 g_h2o/Nm³

C_e Q_ev = M_h0,c,sat + M_h0,air

Q_ev = 2501 kJ/kg 2,463kJ/ kg°K 4,37°C = 2.383,93kJ/kg

Impianto solare termico

Premensionamente

Vengono forniti i seguenti dati:

• Sito
• Spazi disponibili
• Fabbisogno medio
• Orientamenti disponibili
• Tipologia di edificio

Edificio multipiano (8 piani + Cantina) valorizzato a Roma con 60 persone che richiedono 40 l/persgiorno

Q_{acs, np}: N_p 40 l/persg., 365 gg., 60 °C (10°−16°)

60.40.365.4,186.(45−10)1,28.10⁸ kJ => 1,28.10⁵ MJ

35% Motori => 227-90

Q_rec, 0,15, Q_acs, 9,75, 35,50, 5,33 MJ/n_p => Q_des = Q_tst + Q_acs + Q_rec = 40,89 MJ/n anno

Ad un frazionale solare 701 => 1,61_Δ : 40 = C_h,est = 40, = 14

A_t = A_n x N_c = 30,12¹⁴ = 16,81

Vacc=50/70; Aq=60·42=2520 ≡ 2,52³ q=τ=0,802−32·30₈₀₀

Qnom=G_t·Atr·γ=800·42·0,68=22,85

Per avere basse temperature di ritorno al collettore allo scambiatore di calore allo scambiatore di calore al solare termico è necessario avere uno differente di temperature medie radianto ΔT=6K

Valvola di sicurezza

(Psic=6 bar)

T_sat=T_(6+1bar)=165°C

Temperatura di evaporazione

fluido con G_t=1100 /² ΔT=|T_sat−ΔT|=165−30=135°C

C_yst=0,802−32·135₁₁₀₀=0,0016·135₁₁₀₀=0,38 (38%)

Q=G·A·y−1400·42·0,38=17,68

Vaso di espansione

V_circ=V_tau+V_scamb=20

P=5,5+0,5≈5,5 bar; 2 p

V_ilpr=α(ΔT)·(V_circ+V_ioc)+V_for=0,074(20+62,8)+1678=19,4

V_nom=V_ilpr·+1^~2−=19,4·5,5+1=42,01

Impianto di ventilazione ad aria (UNI 1033)

Dimensionamento del sistema aria rispetto ad entrambe le stagioni

Sapendo che normalmente quella più gravosa è la stagione estiva:

CASO ESTIVO=100 pers

T=32°C → T=26°C

UR_ae=50 1/=78

UR_ae=50 1/=58

Q_s=10KW

Q=7KW=Q_tot=Q_s+Q=10+7=17

Il fluido temporato nelle machine giunge con 4 T=15°C → T=47.5−12°C → le batterie di POST-RISQUADAMENTO hanno anchiscese 4≈≈45°C

Da scheda tecnica del DIFFUSSORE paesano conosceare ΔT=13

Calocle le potate necessarie a dispone i coricini di INDOOR AIR QUALITY (N)

Vino =8,33 /3000=600_100·20mS=V_p2−=30/0,444₃₀₀₀=200_520

SHF=Q_s17=−0,59 sensible/+Q₊₃−0

h_eff = Q_ota = −4 −4 kg/s/kg → h_I = h_AE Δh_eff = 39.4 − 43.5 kg/s/kg

h_S − h_I h_I X [g_AE/g_pasT_I = 26°C U.R. = 50%

Frazione umidificazione (0.8)−3.0 + 5.8 −3.0 = 6.5 g_A/g_pas− h_sat 23.3 KJ/kg

Batterie

• Pre-riscaldamento: Q_PH = m_eff (h_R − h_AE) = 10 (39 − 23.3) = 157 KJ
• Post-riscaldamento: Q_Pot = m_eff (h₁ − h_I)= 10 (43 − 26) = 17 KW

m_H2O,Pot = Q_Pot/ C_H2O (T_MH − T_RH)= 4.186 (45 − 40)

Mi_{H2O, PH} = Q_PH / C_H2O (T_MN − T_RH)= 15.7/4.186 (45−40) = 0.75 l/s = 0.75 X 3600 / 8 x 1000 gf/h = 27 m³/h

Umidificazione: _Mi m_H2O,UM = m_eff (X_I − X_AE) = 1,0 (5.8−3.0) = 2.9 g/s

NR= 100 pers

• Q_S = 21 KW
• Q_L = 31.5 KW

Caso estivo

Q_Tot = 21 + 31.5 = 52.5 KW

Difusori conici Jet Point

T_AE 26°C U.R AE = 50%

SHE = Q_S/Q_S = 21/52.5 = 0.4

Condizioni minime di emissione

• Q_um = V_CT,air X (h_AE − h_I)
• Q_pot − V_CT air (h_AE −h_R) − V_iaq

Selezione impianto di ventilazione

V_iaq < V_CT TUTI ARIA

V_iaq = V_CT TUTI ARIA + RICICLAGGIO

V_iaq < V_CT ARIA PRIMARIA (MISTO)

Mi= 44 KJ/kg

Q_tot/1.2 (53.8−44)

Q_pot = 52.5 100.60 = 6000 m³/h 4125 m³/s 4467

NB: Se il pensiero richelino in questo caso un cambiamento dell'issione. Scivis sopra in limutare camuno devono essere fionaliti dello setto erta telegioni delle alte temperature altro postillo ma col 'THERMI Riport nel diagramma psicrometrico la retta ambiente e limitid'entrata della macchina termica e del diffusore(sulla curva di saturato nel diagramma psicrometrico)per batteria ben progettata

Condizione minimo di immissione

26 − 13 = 13°C

38−35 = 23kJ/kg

UR = 85%

Mdot Mdot == 2200 Δh = hΔh Mdot = hur → 58−17 = 41 kJ/kg → → sempre subatterie:

• Raffreddamento Mmin
• Post-riscaldamento

Caso invernale

T_a → −4 kW = −428

Condizione di immissione (a) UR