STUDIUL VENTILĂRII PERSONALIZATE ȘI STUDIUL MIŞCĂRII...

UNIVERSITATEA TEHNICĂ DE CONSTRUCȚII BUCUREȘTI

Facultatea de Inginerie a Instalațiilor Catedra de Instalații Hidraulice,Termice și Protecția Atmosferei

TEZA DE DOCTORAT

STUDIUL VENTILĂRII PERSONALIZATE

ȘI

STUDIUL MIŞCĂRII AERULUI ÎN

SISTEMELE DE VENTILARE

PERSONALIZATĂ

Doctorand

ing. CRUCEANU S.R IUNIA-ANTONIA

Conducător de doctorat

prof.univ.dr.ing. Iolanda COLDA

BUCUREŞTI 2013

2

Titularul prezentei teze de doctorat a beneficiat pe întreaga perioadă a studiilor

universitare de doctorat de bursă atribuită prin proiectul strategic „Burse oferite

doctoranzilor în Ingineria Mediului Construit”, beneficiar UTCB, cod

POSDRU/107/1.5/S/76896, proiect derulat în cadrul Programului Operaţional

Sectorial Dezvoltarea Resurselor Umane, finanţat din Fondurile Structurale

Europene, din Bugetul Naţional şi cofinanţat de către Univeritatea Tehnică de

Construcții București.

3

Cuprins 1 Introducere .......................................................................................................................................... 12

1.1 Context ........................................................................................................................................ 12

1.2 Obiective ..................................................................................................................................... 14

1.3 Organizarea tezei. ....................................................................................................................... 15

2 Calitatea ambientală și ventilarea ....................................................................................................... 19

2.1 Corpul uman sursă de căldură ..................................................................................................... 19

2.1.1 Confortul termic .................................................................................................................. 19

2.1.2 Panașul termic ..................................................................................................................... 23

2.2 Necesarul de aer pentru ventilare ................................................................................................ 28

2.3 Consumul de energie pentru ventilare......................................................................................... 31

2.3.1 Descrierea localului............................................................................................................. 32

2.3.2 Scenariul de ocupare și sarcinile interioare ......................................................................... 33

2.3.3 Descrierea sistemului de ventilare ...................................................................................... 34

2.3.4 Programul de simulare ........................................................................................................ 35

2.3.5 Cazurile simulate................................................................................................................. 40

2.3.6 Rezultatele obținute............................................................................................................. 41

2.3.7 Concluzii ............................................................................................................................. 50

3 Modelarea numerică ............................................................................................................................ 51

3.1 Modelarea numerică a panașului termic studiile publicate în literatură ...................................... 52

3.2 Modele zonale ............................................................................................................................. 56

3.2.1 Introducere .......................................................................................................................... 56

3.2.2 Istoric .................................................................................................................................. 57

3.2.3 Modele existente ................................................................................................................. 58

3.3 Modelarea numerică a persoanei și panașului convectiv cu ajutorul modelelor zonale ............. 63

4

3.4 Prezentarea mediului de simulare SPARK ................................................................................. 63

3.5 Implementarea modelului zonal al panasului termic în SPARK................................................. 66

3.5.1 Implementarea modelelor zonale în mediul de simulare SPARK ....................................... 66

3.5.2 Construcția simulării ........................................................................................................... 69

3.6 Rezultate ..................................................................................................................................... 77

3.7 Modelarea numerică a sistemului de ventilare personalizată în literatură .................................. 91

3.8 Modelarea zonală a sistemului de ventilare personalizată .......................................................... 94

3.8.1 Implementarea dispozitivului de ventilare personalizată în modelarea zonală și cuplarea

acestuia cu modelul panașului termic creat de ocupant ...................................................................... 94

3.9 Rezultatele modelării numerice a sistemului de ventilare personalizată ..................................... 97

4 Studii experimentale privind jetul convectiv creat în jurul corpului uman și terminalul de introducere

pentru ventilația personalizată .................................................................................................................... 99

4.1 Studii experimentale în literatură .............................................................................................. 100

4.1.1 Studii experimentale privind curentul convectiv creat în jurul corpului uman ................. 100

4.1.2 Studii experimentale asupra sistemului de ventilare personalizată ................................... 104

4.2 Manechinul experimental .......................................................................................................... 115

4.3 Principii de măsură și echipamente utilizate ............................................................................. 121

4.4 Campania experimentală ........................................................................................................... 127

5 Sinteza rezultatelor studiului actual .................................................................................................. 141

6 Concluzii generale, perspective și contribuții personale ................................................................... 157

Bibliografie ............................................................................................................................................... 160

5

TABEL DE FIGURI

Figura 1.1 Schemă a sistemului de ventilare personalizată ([1]) ................................................................ 14

Figura 2.1 Scala de evaluare a senzației termice resimțite ASHRAE ([6]) ............................................... 23

Figura 2.2.Variația numărului Grashof cu înălțimea pentru un corp având temperatura medie 33°C, aflat

într-un mediu stagnant cu temperatura de 20°C. Zona punctată din jurul corpului reprezintă curentul

convectiv din jurul corpului uman după ([8]) ............................................................................................. 25

Figura 2.3. Valorile coeficienților de convecție pentru diferite părți ale corpului după Brohus ([10],

H.Brohus, Personal Exposure to Contaminant Sources in Ventilated Rooms) ........................................... 26

Figura 2.4 Geometria salii de clasă modelată ............................................................................................. 33

Figura 2.5 Variația sursei de căldura în interiorul localului pentru lunile aprilie si mai............................. 34

Figura 2.6 Schema de discretizare a peretelui după ([24]) .......................................................................... 36

Figura 2.7 Mecanismele de transfer radiativ extern ale modelului nostru după ([23]) ............................... 37

Figura 2.8 Modelul de radiație cu lungime scurtă de undă într-un local (la stânga) și modelul de radiatie

cu lungime mare de undă într-un local (dreapta). ....................................................................................... 38

Figura 2.9 Reprezentarea unei zone ............................................................................................................ 39

Figura 2.10 Consumul energetic necesar pentru a răci aerul introdus în funcție de debitul de aer și

temperatura maximă de introducere pentru ventilatia clasică (CV)(a) ventilația personalizată (PV)(b) .... 43

Figura 2.11 Consumul de energie necesar încălzirii aerului introdus pentru PV (a) si VC( b) .................. 44

Figura 2.12 Variația frecvenței cumulate (FC) pentru ambele sisteme de ventilație clasic (CV-b) și

personalizat (PV- a) .................................................................................................................................... 45

Figura 2.13 Variatia temperaturii interioare pentru diferite temperaturi de introducere............................. 46

Figura 2.14 Temperatura de introducere a aerului prin sistemul PV în funcție de temperatura aerului din

exterior ........................................................................................................................................................ 48

Figura 3.1.Reprezentarea vitezelor medii în panașul termic pentru cele trei tipuri de sisteme de ventilare

după ([25]) .................................................................................................................................................. 53

Figura 3.2. Componenta verticală și orizontală a vitezei medii după ([2]) ............................................... 55

Figura 3.3. Componenta verticală a vitezei medii (a) si (b) Câmpul de viteză instantanee la momentul-

143s ([2]) ..................................................................................................................................................... 55

Figura 3.4 Profilele de temperatură în panaşul termic pentru 300s, 501s şi 685s de la începutul simulării

([2]) ............................................................................................................................................................. 56

Figura 3.5 Realizarea unei probleme în SPARK ([24]) .............................................................................. 65

Figura 3.6 Organizarea librăriei claselor folosite pentru modelarea zonală ............................................... 67

Figura 3.7 Modalitatea de conexiune a claselor celulă și interfață, pentru modelul zonal ([24]) ............... 68

6

Figura 3.8 Geometria încăperii ................................................................................................................... 70

Figura 3.9 Schema de specificare a problemei ([24]) ................................................................................. 70

Figura 3.10 Descrierea geometriei modelului zonal al unei încăperi în interiorul căreia se află o persoană

în poziție șezând .......................................................................................................................................... 71

Figura 3.11 Distribuția de temperatură în încăpere pentru cazurile a) fără debit de aer impus în jurul

ocupantului și b) cu debit de aer impus în jurul ocupantului, plan sagital pentru t=3000s ......................... 73

Figura 3.12 Distribuția circulației aerului în încăpere a) cazul în care nu sunt impuse debite de aer; b)

cazul în care sunt impuse debitele de aer de jur împrejurul corpului, plan sagital t=3000s........................ 75

Figura 3.13 Prezentarea geometriei încăperii și a manechinului în modelul zonal 3D ............................... 76

Figura 3.14 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m la diferite momente în timp, respectiv

t=690s și t=900s, plan sagital ...................................................................................................................... 77

Figura 3.15 Profilul de temperaturi din încăpere pentru x=1,305m la diferite momente în timp, respectiv

t=690s si t=900s, plan coronal .................................................................................................................... 78

Figura 3.16 Câmpul de temperaturi deasupra capului pentru y=0,9 la t=690s, plan coronal .................... 79

Figura 3.17 Circulația aerului în încăpere plan y=0,9m la momentul t=690s, plan coronal ...................... 79

Figura 3.18 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s, plan coronal ...................... 80

Figura 3.19 Temperatura medie orizontală pe suprafață a) model zonal la timpul t=690s ; b) model CFD-

Jiu ................................................................................................................................................................ 81

Figura 3.20 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m pentru a) t=690s și b) t=2660s, plan

sagital .......................................................................................................................................................... 84

Figura 3.21 Temperatura medie orizontală pe suprafață - model zonal la momentul t=690s pentru

manechinul având temperatura corpului asemenea unei ființe umane ........................................................ 84

Figura 3.22 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s pentru temperatura corpului

reală, a) plan coronal; b) plan sagital .......................................................................................................... 85

Figura 3.23 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz

experimental, plan sagital ........................................................................................................................... 87

Figura 3.24 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz experimental

reducerea dimensiunii celulei din fața trunchiului manechinului (a); (b) detaliu al aceluiași caz, plan

sagital .......................................................................................................................................................... 88

Figura 3.25 Distribuția de temperaturi în încăpere plan y=1,76cm reproducere geometrie caz experimental

reducerea dimensiunii celulei de deasupra capului manechinului (a); (b) detaliu al aceluiași caz, plan

sagital .......................................................................................................................................................... 89

7

Figura 3.26 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru condițiile modelului experimental a) plan sagital;

b) plan coronal ............................................................................................................................................ 90

Figura 3.27 Profilul de viteze la nivelul feței cu PV(dreapta 1l/s) și fără introducerea aerului prin sistemul

PV (stânga) după ([41]) .............................................................................................................................. 91

Figura 3.28 Profilele de viteză pentru cazul sistemului de ventilare personalizată debit 1l/s, debit x=1.3m

(stânga) y=1,2m dreapta după ([41])........................................................................................................... 92

Figura 3.29 Profilul de temperatura în jurul ocupantului. Cu roșu punctele de măsură, cu negru rezultate

obtinute cu CFD [41] .................................................................................................................................. 92

Figura 3.30 Distribuția concentrației de poluant pentru diferite poziții ale sursei de poluant a)Poziție față

jos; b) Poziție față sus c) Poziție spate jos dupa[42] ................................................................................... 93

Figura 3.31 Reprezentarea geometrică a manechinului și a dispozitivului de ventilare personalizată în

modelul zonal al încăperii ........................................................................................................................... 95

Figura 3.32 Terminalul de introducere pentru ventilația personalizată ...................................................... 95

Figura 3.33 Legea de variație a debitului de aer cu distanța ....................................................................... 96

Figura 3.34 Profilul temperaturilor în încăpere pentru modelul ocupantului și al sistemului PV dispus

deasupra picioarelor a)plan sagital b) plan coronal..................................................................................... 97

Figura 3.35 Circulația aerului în încăpere pentru modelul ocupantului și a sistemului PV a)plan sagital; b)

plan coronal ................................................................................................................................................. 98

Figura 4.1 Simulatoare termice întruchipând corpul uman de diferite complexități ([44]) ..................... 100

Figura 4.2 Scheme de amplasare sistem de ventilare personalizată ( Figura a) după ([19]) ..................... 104

Figura 4.3 Sistem de ventilare personalizată cu posibilitate de reglare, înglobat în scaun după ([18]) .... 105

Figura 4.4 Tipuri de terminale de introducere pentru ventilația personalizată după ([18]) ...................... 106

Figura 4.5 Sistem de ventilare personalizată cuplat cu tetiera de la scaun după ([21]) ............................ 107

Figura 4.6 Dispozitive de introducere ventilare personalizată după Zukowska ([48]) ............................. 108

Figura 4.7 Câmpurile de viteze medii în panașul termic la înălțimea y=0,7m deasupra capului

manechinului după ([48]) .......................................................................................................................... 109

Figura 4.8 Izotermele diferențelor de temperatură la înălțimea y=0.7m deasupra capului manechinului

după ([48]) ................................................................................................................................................ 109

Figura 4.9 Senzația termică resimțită în timp a) la nivel general b) la nivelul capului după ([53]) ........ 111

Figura 4.10 Percepția calității aerului în diferite condiții de introducere a aerului prin sistemul de ventilare

personalizată după ([54]) .......................................................................................................................... 112

Figura 4.11 Sistem de ventilare personalizată - terminale de introducere aer cu intensitate turbulenta mică

și mare după ([56]) .................................................................................................................................... 113

8

Figura 4.12 Geometria manechinului experimental .................................................................................. 116

Figura 4.13 Grafic temperatură medie film alimentat la tensiunea de 230V ............................................ 117

Figura4.14 Grafic temperatură medie film (Tfilm) neacoperit şi temperatura film acoperit cu material

termoizolant (pentru verificarea posibilităţii de îngropare a filmului în PEX). Experimentul a fost oprit la

temperatura de 65ºC din motive de protecţie a filmului. .......................................................................... 118

Figura4.15 Folie încălzitoare pentru pardoseală ECOFILM ..................................................................... 118

Figura4.16 Schema de îmbrăcare a manechinului termic ......................................................................... 119

Figura4.17 a) Acoperirea manechinului cu bandă încălzitoare b) Manechinul acoperit cu folie de aluminiu

.................................................................................................................................................................. 120

Figura4.18 Efectul SEEBECK .................................................................................................................. 121

Figura4.19 Principiul de măsură al termocuplului .................................................................................... 122

Figura4.20 ................................................................................................................................................. 123

Figura 4.21 Camera infraroșu utilizată tip B620 ....................................................................................... 124

Figura4.22 Amplasarea planului de măsură IR pentru validarea experimentală în celula experimentală b)

Imagine reală IR a planului de măsură ...................................................................................................... 125

Figura 4.23 Sistemul Confort Sense- Unitate de achizitie și sonde de măsură ......................................... 126

Figura 4.24 Dispozitiv experimental - a) Grila de măsură; b) Set-up termografie .................................. 127

Figura 4.25 Imagine IR plan sagital (Campanie 1 măsurători) ................................................................. 128

Figura 4.26 a) Profilul de temperaturi în plan coronal (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze în plan

coronal (campania1 măsurători)................................................................................................................ 129

Figura 4.27 Profilul de temperaturi în plan sagital (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze în plan

sagital (campania1 măsurători) ................................................................................................................. 130

Figura 4.28 Dispozitiv experimental a doua campanie de măsurători (sistem Traverse) ......................... 131

Figura 4.29 Profilul de stratificare termică în încăperea experimentală ................................................... 132

Figura 4.30 Imagine IR manechin termic ................................................................................................. 133

Figura 4.31 Imagine IR curent de convecție Plan sagital la diferite cote.................................................. 134

Figura 4.32 Variația temperaturii cu înălțimea în curentul convectiv format deasupra capului

manechinului termic – profil median în axa centrala – profil experimetal ............................................... 134

Figura 4.33 Profilul vitezei în plan median deasupra capului manechinului în axa centrală – profil

experimental .............................................................................................................................................. 135

Figura 4.34 Profilul de viteze în plan sagital (campania 2 măsurători) .................................................... 136

Figura 4.35) Profilul de viteze în plan coronal (campania2 măsurători) .................................................. 136

Figura 4.36 Grila de introducere pentru sistemul de ventilare personalizată ............................................ 137

9

Figura 4.37 Vizualizarea cu fum a traiectoriei jetului de aer prin dispozitivul de introducere a) până să

ajungă la ocupant b) vizualizarea panașului termic deasupra ocupantului ............................................... 138

Figura 4.38 Sistemul de ventilare personalizată, dispozitivul de măsură ................................................. 138

Figura 4.39 Profilul de viteze în jetul de ventilare personalizată .............................................................. 139

Figura 4.40 Variația debitului în funcție de distanța față de centrul grilei ................................................ 140

Figura 5.1 Profilul de temperaturi în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model Zonal

.................................................................................................................................................................. 143

Figura 5.2 Profilul de viteză în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model Zonal ..... 144

Figura 5.3 Profilul de temperatură în panaș - Plan sagital - model experimental, model zonal, model CFD

.................................................................................................................................................................. 145

Figura 5.4 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital ................................................................ 146

Figura 5.5 Profilul de temperatură în panaș - plan coronal- model Experimental, model Zonal și CFD 146

Figura 5.6 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model Zonal ......................................... 147

Figura 5.7 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model CFD .......................................... 148

Figura 5.8 Distribuția de viteze în încăpere profil coronal Model CFD ................................................... 148

Figura 5.9 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital Model CFD ............................................ 149

Figura 5.10 Distribuția de viteze în încăpere profil sagital Model CFD ................................................... 149

Figura 5.11 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție CFD ................................................. 151

Figura 5.12 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție Model Zonal .................................... 151

Figura 5.13 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție Model Zonal ...................................... 152

Figura 5.14 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție CFD ................................................... 152

Figura 5.15 Circulația aerului în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată.............................. 153

Figura 5.16 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată ................ 154

Figura 5.17 Profilul de temperatură în plan sagital H=1.57m................................................................... 155

10

Dedic acest manuscris tatălui meu, Sergiu Cruceanu care din păcate nu și-a putut îndeplini dorința

arzătoare de a fi alături de mine până la finalul tezei

Te voi păstra veșnic în sufletul meu….

11

Cuvânt înain t e

Această teză de doctorat a fost elaborată pe parcursul perioadei octombrie 2010 - septembrie 2013, în

cadrul Catedrei de Instalații Hidraulice Termice și Protecția Atmosferei, din Universitatea Tehnică de

Construcții București.

Doresc să mulțumesc domnului prof.dr.ing George Darie, domnului conf.dr.ing Chadi Maalouf, domnului

prof.dr.ing Sorin Burchiu și domnului conf.dr.ing Andrei Damian pentru disponibilitatea de a face parte

din comisia de susținere a tezei și pentru timpul acordat analizei acesteia.

Întreg studiul a fost realizat sub directa îndrumare a doamnei prof.dr.ing Iolanda Colda, conducătorul

științific al lucrării. Doresc sa-i mulțumesc pentru amabilitatea și dăruirea de care a dat dovadă pe tot

parcursul celor trei ani de teză precum și pentru propunerea acestui subiect interesant și original.

De asemenea doresc sa-i mulțumesc domnului dr.ing.Chadi Maalouf – conferențiar în cadrul Universității

Tehnice din Reims pentru dăruirea de care a dat dovadă pe parcursul tuturor deplasărilor mele la Reims în

perioada 2012-2013. Pasiunea lui pentru cercetare și disponibilitatea de a-mi răspunde cu rapiditate la

întrebările privitoare la mediul de simulare Spark, m-au făcut să îndrăgesc repede partea de modelare

numerică, care la începutul studiului mi se părea rebelă și neprietenoasă.

Mulțumesc doamnei conf.dr.ing Ilinca Nastase și domnului asist.univ Angel Dogeanu, pentru ajutorul și

însuflețirea de care au dat dovadă pe întreaga perioada a campaniei de măsurări, ajutându-mă să deslușesc

această frumoasă parte – a studiului experimental față de care la început am maninfestat reținere.

Mulțumesc domnului Vasile Ionașcu, director a societății ELTEX pentru amabilitatea și promtitudinea de

care a dat dovadă, răspunzând fără ezitare la multe întrebări legate de domeniul electrice, odată cu

hotărârea de a realiza manechinul termic. De asemenea aș dori sa-i mulțumesc doamnei Mihaela Pascu

pentru amabilitatea de care a dat dovadă pe tot parcursul perioadei de realizare a manechinului

experimental.

Doresc să-i mulțumesc domnului Dragoș Ionescu, director al societății SCHAKO KLIMA LUFT pentru

întelegerea și suportul de care a dat dovadă pe parcursul acestor trei ani dedicați tezei. Mulțumesc pentru

amabilitatea de a-mi pune la dispoziție o parte din echipamentele necesare studiului efectuat.

Mulțumesc domnului sef de lucrări Florin Bode pentru disponibilitatea de care a dat dovadă, ajutându-mă

să realizez implementarea manechinului experimental în mediul CFD.

Mulțumesc domnului conf. dr. ing. Cătălin Lungu pentru completarea infrastructurii de cercetare utilizate

în cadrul prezentei teze.

Mulțumesc colegilor din catedra de Instalații de la Facultatea de Inginerie a Instalațiilor care m-au

înconjurat cu prietenie și colegialitate, deși nu făceam parte din colectivul lor.

Multumesc întregii familii și în special soțului, fiicei și mamei mele care m-au înțeles și susținut pe

parcursul acestor trei ani, eliberându-mă de multe din obligațiile familiale și ajutându-mă să duc la capăt

această teză.

12

1 Introducere

1.1 Context

In perioada actuală oamenii își petrec o foarte mare parte din timp în spații închise. In aceste condiții

asigurarea calității aerului interior are o importanță crucială. Calitatea scăzută a aerului respirat poate

conduce la probleme de sănătate cum ar fi Sindromul Clădirilor Bolnave (Sick Building Syndrome)

influențând astfel productivitatea muncii și determinând costuri ridicate pentru îngrijirile medicale.

Factorii care influențează calitatea aerului includ temperatura, umiditatea, numărul de schimburi,

particulele poluante, poluanții biologici.

Sistemele de ventilare au fost diversificate și îmbunătățite pentru a îndeplini condițiile de confort și

condițiile igienico sanitare. Printre sistemele folosite în prezent se numără sistemul de ventilare prin

amestec (MV), sistemul de ventilare prin deplasare (DV), sistemul de ventilare tip piston av\nd un caz

particular ]n sistemul cu distribuție în pardoseală (UFAD). Ventilarea prin amestec (MV) presupune

introducerea unui debit de aer proaspăt cu viteze destul de mari prin terminale de aer cu inducție ridicată,

acest debit este amestecat cu aerul din încăpere și ajunge amestecat în zona de inhalare a ocupanților.

Aerul proaspăt poate fi poluat în acest proces de amestec.

Sistemul de ventilare prin deplasare (DV) presupune introducerea aerului proaspăt în partea inferioară a

încăperii cu viteze relativ mici acesta distribuindu-se uniform, și având o traiectorie ascendentă fiind

antrenat de curenții determinați de sursele de căldură (persoane, echipamente). Acesta se ridică la partea

superioară a încăperii fiind preluat de gurile de extracție. Acest sistem poate asigura o calitate superioară

a aerului inhalat dar poate exista în continuare riscul contaminării aerului în drumul său până la zona de

inhalare. In jurul corpului uman, datorită diferenței de temperatură existentă între acesta si aerul din

încăpere se formează un strat convectiv denumit panaș termic (thermal plume). Curgerea în interiorul

panașului, în partea inferioară a corpului este laminară iar dimensiunea stratului convectiv este redusă, și

turbulentă, având dimensiuni crescute în zona capului unde temperaturile sunt mai ridicate. Această

mișcare datorată convecției libere poate antrena contaminanți din zona inferioară a încăperii și îi poate

transporta în zona de inhalare. De asemenea aceasta mișcare poate prelua bioefluenții și vaporii produși

13

de corpul uman și îi poate conduce către zona de inspirație. In altă ordine de idei existența unui gradient

de temperatură important pe verticală poate conduce la nemulțumiri în rândul ocupanților.

Sistemul de ventilare cu distribuție în pardoseală (UFAD) s-a dovedit similar cu sistemul de ventilare prin

deplasare (DV) în ceea ce privește asigurarea calității aerului.

Din punct de vedere al consumului energetic ventilația constituie un consumator important. Criza

energetică apărută în 1970 a adus în atenția specialiștilor, necesitatea și importanța economisirii energiei.

In acest context atât sistemul ventilării prin amestec cât și sistemul ventilării prin deplasare, actualmente

folosite în ventilarea clădirilor sunt metode de ventilare globală care implică parțial sau integral volumul

încăperii. Normele de ventilare în vigoare impun un debit de aer proaspăt cuprins între 4-10l/s în funcție

de ambianță. Cu toate acestea debitul de aer implicat în respirație este de cca 0.08 l/s. Această diferență

între debitul furnizat si cel inhalat se datorează faptului ca aerul proaspăt este amestecat cu aerul interior

înainte ca acesta sa fie inhalat de către ocupanți. Aceasta indică că acest sistem de ventilare prin amestec

nu este foarte performant din punct de vedere energetic.

Ca urmare a acestor constatări Fanger a prezentat sistemul de ventilare personalizata (PV) ca o alternativă

mai avantajoasă din punct de vedere al calității aerului inhalat și din punct de vedere economic, la

sistemul de ventilare prin amestec. Fanger spunea că lumea ezită să bea apă dintr-o piscină poluată cu

bioefluenți umani dar totuși acceptăm să respirăm aer care a fost în plămânii altor oameni și este

contaminat cu bioefluenti umani și cu alți poluanți din mediul înconjurător.

În anumite cazuri cum ar fi camere având volume mari ca birourile (cu înălțimi mari) sălile de spectacole,

ventilația personalizată ar fi mai potrivită deoarece ar permite satisfacția ocupanților și ar fi mult mai

economicoasă din punct de vedere energetic, ocupându-se doar de spațiul din jurul fiecărei persoane.

Sistemul a fost dezvoltat pentru a oferi control individual, a crește calitatea aerului astfel oferind

premisele creșterii productivității. Sistemul trebuie văzut asemenea unui „computer personal” care aduce

gura de introducere în zona capului, în apropierea nasului. Acest sistem se bazează pe principiul inhalării

aerului din miezul nepoluat al jetului de aer introdus. Spre deosebire de terminalele de aer folosite pentru

ventilația prin amestec, care trebuie sa realizeze cât mai rapid amestecul aerului proaspăt cu cel din

încăpere reducând si diferența de temperatură, gurile de introducere pentru ventilația personalizată sunt cu

atât mai eficiente cu cât acest amestec se realizează într-o măsură cât mai mică.

Folosirea acestui sistem ar însemna în principiu debite mai mici de aer proaspăt față de sistemele care

implică întreg volumul încăperii și care se bazează pe principiul diluției.

Schema de principiu a unui sistem de ventilare personalizată este prezentată în Figura 1.1

14

Figura 1.1 Schemă a sistemului de ventilare personalizată ([1])

Curgerea și distribuția aerului în sistemul de ventilare personalizată este destul de complexă. Jetul

provenit din terminalul de ventilare personalizată trebuie să penetreze stratul convectiv existent în jurul

corpului uman. Deci interacțiunea dintre diferitele curgeri din încăpere și jetul personalizat trebuie

urmărită cu foarte mare atenție ea având impact asupra performanței întregului sistem. Jetul pentru

ventilația personalizată are precum orice jet liber, cele trei zone caracteristice: miezul jetului în care viteza

este constantă și egală cu viteza inițială, și două zone de strat limită și anume zona caracteristică de

scădere și o zonă terminală.În zonele de strat limită jetul începe să se dezvolte antrenând aer din jur.

Pentru că interesul în sistemul ventilării personalizate este ca aerul inhalat sa fie cât mai putin amestecat

cu aerul înconjurator, este de dorit ca aerul inhalat să provină dintr-o zonă în care s-a antrenat puțin aer

ambiant. Ținând cont că zona inițială este la o distanță de patru și cinci ori diametrul gurii de introducere

ocupantul trebuie să fie la o distanță apropiată de zona inițială pentru ca eficiența să fie maximă.Insă nu

trebuie să se neglijeze nivelul confortului termic care depinde de viteza la nivelul corpului.

1.2 Obiective

Așa cum am relatat mai sus, curgerea aerului în jurul unui ocupant în condiții de convecție liberă și mai

apoi interacțiunea dintre această curgere convectivă și un jet provenit din sistemul de ventilare

personalizată nu este o problemă ușor de rezolvat. Curgerea convectivă din jurul corpului uman a fost

15

investigată atât din punct de vedere experimental cât și numeric cu ajutorul programelor CFD. Aceste

programe consumă resurse importante de calcul și de asemenea timpi de simulare ridicați.

Obiectivul nostru a fost verificarea capacității unui model numeric cu o geometrie simplificată și o

discretizare a spațiului în volume mai mari față de modelul CFD. În acest sens s-a folosit un model zonal,

urmărind a reda fenomenologia curgerii aerului din jurul unui manechin termic cu o geometrie

simplificată în poziție șezând, cu o temperatură similară cu a corpului omenesc. Acest prim pas fiind

îndeplinit am dorit să studiem interacțiunea dintre jetul de ventilare personalizată și panașul termic.

Pentru a ne realiza obiectivul și pentru a putea face o comparație cât mai corectă, am decis ca rezultatele

modelării numerice să fie comparate cu un model experimental, similar cu cel virtual. Cum modelarea

zonală nu a mai fost folosită pentru un asemenea tip de model, ne-am pus întrebarea dacă acest model va

putea să surprindă fenomenul termo aeraulic și să redea în mod corect, distribuția de temperaturi și viteze.

1.3 Organizarea tezei.

Prima parte a acestui manuscris (cap 2) prezintă situația actuală a cercetării în domeniul calității

ambientale a aerului și a sistemelor de ventilare. Pentru a putea privi ca un întreg sistemul trebuie să luăm

în considerare toți factorii implicați. In primul rând omul este pe de o parte, o sursă de căldură realizând

cu mediul un schimb permanent de energie, iar pe de altă parte este cel care apreciază confortul. Un alt

factor în această ecuație este sistemul de ventilare al clădirii. Vom prezenta norme aplicabile sistemelor

de ventilare, sisteme alternative ale sistemelor clasice de ventilare, studii existente până acum în literatura

de specialitate. De asemenea vom prezenta un studiu de evaluare a consumului energetic pentru o sală de

clasă dintr-o școală aflată în orașul București pentru sistemul de ventilare clasic și cel de ventilare

personalizată.

Capitolul 3 este dedicat descrierii studiului de modelare numerică. Datorită diferenței de temperatură

existente între mediul ambiant și corpul uman în jurul său se formează un curent de convecție. Primul pas

al studiului a fost reprezentarea în modelul numeric a acestei curgeri. Având în vedere complexitatea

curgerii și posibilitatea modelelor zonale de a reprezenta o astfel de curgere, a fost necesar un studiu

aprofundat al lucrărilor din literatură. Modelarea zonală realizează predicția câmpului de temperaturi și a

circulației aerului în încăpere, pe baza calculului câmpului de presiuni. Spațiul din încăpere este împărțit

într-un număr relativ mic de volume de control în care temperatura și densitatea sunt considerate

omogene, în timp ce presiunea variază după o lege hidrostatică. Ecuațiile de conservare a masei și

energiei sunt aplicate fiecărei celule în parte,iar aerul din interior este tratat ca un gaz perfect. Debitul de

masă care traversează interfața dintre două celule i si j depinde de diferența de presiune între cele două

16

celule. Astfel motorul curgerii va fi considerat diferența de presiune între cele două celule. Datorită

acestei abordări, zonele cu o mișcare puternică cum ar fi jeturile sau zonele de panaș termic, nu pot fi

reprezentate de aceste relații și este necesară tratarea lor cu ajutorul legilor empirice sau legilor provenite

din partea experimentală. Având în vedere structura modelelor zonale am ales o configurație de manechin

cu o geometrie simplificată, pe care am implementat-o în modelul zonal 3D al unei încăperi. Încăperea a

fost împărțită într-un număr de 343 celule, dimensiunea acestora fiind stabilită inițial astfel încât să putem

reda geometria manechinului iar ulterior pe măsura realizării modelului numeric în funcție de rezultatele

obținute aceasta a mai fost modificată urmărind influența discretizării asupra predicțiilor curgerii.

Manechinul a fost considerat dispus în poziție șezândă, fiind plasat în centrul încăperii. În interiorul

acesteia nu a existat nici un sistem de ventilare, motorul circulației în încăpere fiind doar curentul

convectiv format în jurul manechinului. Implementarea modelului în modelarea zonală a fost făcută cu

ajutorul limbajului de programare SPARK. Bazându-ne pe cercetări recente în domeniul studiului

panașului termic [2-4] pentru modelarea curgerii convective din jurul manechinului am folosit legi de

variație a debitului de aer în panaș. Pentru o primă verificare, rezultatele au fost comparate cu studiul

CFD al lui Jia ([2]) pentru a putea observa acuratețea predicțiilor. Studiul lui Jia ([2]) a fost realizat pentru

o temperatură a mediului ambiant de 20°C și o temperatură a corpului de 25°C. În urma acestei

comparații am putut remarca că predicția modelului zonal a fost satisfăcătoare față de modelul CFD, mai

ales în zona inferioară și medie a încăperii, în apropierea plafonului, modelul zonal având tendința de

subestimare. Deoarece în realitate temperatura corpului nu este uniformă pe toată suprafața sa și este de

obicei superioară temperaturii alese de Jia în studiul său, în continuare am dorit să vedem influența

temperaturii corpului asupra curentului convectiv din jurul manechinului și a distribuției de temperaturi

din încăpere. Pasul următor în demersul nostru a fost implementarea geometriei unui manechin și a

condițiilor la limită conforme cu campania experimentală realizată în celula experimetală a Facultății de

Ingineria Instalațiilor. Modelarea numerică a fost realizată pentru condițiile unei temperaturi ambientale

de 26°C. Modelul ne-a arătat un panaș mai puțin conturat, nu foarte puternic datorită unei diferențe mici

de temperatură între suprafața corpului și mediul ambiant.

După implementarea modelului panașului termic, pasul următor a fost cuplarea acestuia cu modelul

jetului provenit din dispozitivul de introducere pentru ventilația personalizată ales. Deoarece modelele

zonale bazate pe ecuațiile caracteristice, nu pot surprinde zonele de mișcare mai puternică precum zonele

de jet sau panaș, pentru modelarea jetului de ventilare personalizată am apelat la legi de variație rezultate

din campania experimentală.

Dispozitivul de introducere al sistemului de ventilare personalizată a fost reprezentat de un difuzor

rectangular cu fața perforată plasat la o distanță de 45cm de manechin. Difuzorul a fost poziționat la

17

nivelul umerilor. Temperatura de introducere a aerului în sistemul de ventilare personalizată a fost de 26

°C. Am constatat că introducerea jetului de ventilare personalizată produce o micșorare a panașului termic

de deasupra capului manechinului termic și de asemenea o diminuare a temperaturilor în celulele din

panaș.

Capitolul 4 se ocupă de prezentarea campaniei experimentale realizate în scopul alimentării cu date și a

validării modelului numeric. În prima parte se face o prezentare a nivelului actual al cercetării

experimentale în domeniu și modalitățile de evaluare a acestui tip de sistem de ventilare. Concluziile

studiului ne-au orientat și ne-au folosit la realizarea manechinului termic experimental.

In partea a doua a capitolului ne-am concentrat asupra prezentării metodelor și principiilor de măsură

folosite la realizarea campaniei experimentale. În primă fază am prezentat celula experimentală și

conceperea standului experimental precum și aparatura folosită pentru campaniile de măsurări. Următorul

pas a fost descrierea celor două campanii experimentale și a rezultatelor obținute. Campaniei de

măsurători pentru investigarea curentului convectiv format în jurul corpului manechinului i-a urmat

campania de măsurători pentru grila de introducere a sistemului de ventilare personalizată. Campania

experimentală a urmărit testarea comportamentului grilei de introducere și obținerea unei legi de variație a

debitului de aer în jet. Măsurătorile au arătat că jetul de aer provenit din terminalul de ventilare

personalizată are o tendință ascensională destul de puternică. Astfel am decis amplasarea grilei la nivelul

umerilor.

Capitolul 5 este dedicat sintezei rezultatelor studiului realizat. Studiul a arătat că deși modelele zonale

folosesc discretizări în volume mai mari față de cele ale modelelor CFD utilizate la scară largă pentru

simulare acestor sisteme de ventilare, estimările lor în ceea ce privește profilele de temperaturi în panaș și

în axa centrală sunt apropiate de realitate. În dorința de a vedea comportamentul modelării zonale și față

de modelele CFD, s-a realizat și un model CFD cu aceeași geometrie și aceleași condiții la limită ca și

modelul experimental și cel zonal. Rezultatele au arătat că, în ciuda unei discretizări în volume mai mari,

predicțiile sunt destul de apropiate. În urma comparației, în cazul estimării profilului de temperaturi am

putut observa că modelele CFD realizează o supraestimare a acestora, predicțiile modelelor zonale fiind

mai apropiate de realitate. În cazul profilului de viteză, estimările modelului zonal nu sunt atât de

apropiate de realitate, un motiv posibil fiind dimensiunea celulelor. Modelele zonale nefiind concepute

pentru estimarea punctuală a vitezelor, pentru cunoașterea valorilor medii acestora s-a făcut un calcul

cunoscând valoarea debitelor în interfețe și suprafața intefețelor. În apropierea capului manechinului,

dimensiunea celulei fiind destul de mică 12,5 cm valoarea vitezei este destul de bine estimată de modelul

zonal. Celula superioară având dimensiuni mai mari, viteza în interfața superioară este supraestimată și de

18

asemenea distanța față de capul manechinului la care aceasta se atinge, este supraestimată. În continuare

am realizat și cuplarea în modelul numeric a curentului convectiv din jurul corpului manechinului, cu

jetul de aer din grila de introducere. Rezultatele modelării numerice ne arată o reducere a dimensiunii

panașului datorită perturbației produse de jetul de ventilare personalizată. În perspectivă, se propune o

comparație a acestui model numeric cu unul experimental.

Manuscrisul se termină cu Capitolul 6 care prezintă concluziile generale ale lucrării, perspectivele pe

termen scurt și mediu ale acestui studiu precum și contribuțiile personale ale autoarei.

19

2 Calitatea ambientală și ventilarea

2.1 Corpul uman sursă de căldură

2.1.1 Confortul termic

Deoarece oamenii în prezent își petrec o mare parte a timpului în spații închise( la birou, mijloace de

transport, case) sistemele de ventilare au devenit de o importanță deosebită, ele fiind din ce în ce mai

complexe și mai performante. Atunci când ne gândim la un sistem de ventilare acesta trebuie să

îndeplinească sarcina pentru care a fost în principal creat și anume de a realiza un mediu sănătos și plăcut

în spațiul pentru care este destinat. Altfel spus o atmosferă confortabilă din punct de vedere termic o

calitate corespunzătoare a aerului inhalat. Acești doi factori sunt necesari pentru cazul unei persoane

aflată un timp mai îndelungat într-un anumit mediu. De asemenea o altă condiție este existența unui

echilibru termic, fără solicitarea sistemului termoregulator. Această condiție este necesară dar nu și

suficientă, așa cum a relatat profesorul Fanger. ([3]).

Omul dispune de un sistem termoregulator foarte eficient care va crea o stare de echilibru termic pentru o

paletă largă de condiții și variabile chiar și atunci când nu se ating parametrii de confort termic. Rolul său

este de a menține constantă temperatura interioară a corpului. Într-un mediu constant și la o activitate

metabolică constantă între căldura produsă și cea evacuată de corpul uman există un echilibru, astfel că în

interiorul corpului nu va exista o cantitate de căldură semnificativă înmagazinată. În ceea ce privește

echilibrul termic acesta poate fi definit de următoarea ecuație:

H- Ed – Esw – ERe – L = K = R + C (2.1)

Unde:

H – căldura produsă prin metabolism (W);

Ed – cantitatea de căldură pierdută prin difuzia vaporilor de apă prin piele (W);

Esw – cantitatea de căldură pierdută prin evaporarea transpirației de pe suprafața pielii (W)

Ere - cantitatea de căldură latentă pierdută prin procesul de respirație (W);

L – cantitatea de căldură pierdută prin respirație (procesul uscat) (W);

K – cantitatea de căldură transferată de la piele suprafeței exterioare a hainelor (W)

R – cantitatea de căldură transferată prin radiație prin suprafața exterioară a corpului îmbrăcat (W);

20

C- cantitatea de căldură transferată prin convecție de la suprafața exterioară a îmbrăcat (W);

Ecuația exprimă faptul că fluxul de căldură produs de arderile interne, din care se scad fluxul de căldură

pierdut prin piele, și cel pierdut în urma procesului de respirație este egal cu căldura transferată prin

conducție prin haine și disipată prin suprafața lor și a pielii prin radiație și convecție.

Activitatea metabolică constă în procesul de oxidare a alimentelor. Acest proces este însoțit de degajare

de căldură. Cantitatea de căldură degajată de fiecare individ depinde de tipul activității și de dieta

fiecăruia. Factorii care influențează echilibrul termic rezultă din cuantificarea fluxurilor de căldură

exprimate prin ecuația (2.1) În principal aceștia sunt tipul de activitate, temperatura pielii, nivelul de

transpirație și factorii de mediu. Pentru o persoană, un nivel de activitate, un anumit tip de îmbrăcăminte,

o temperatură ambiantă dată, se va stabiliza o anumită temperatură a corpului/ pielii și o anumită cantitate

de căldură provenită din evaporarea transpirației de pe suprafața pielii astfel încât să fie respectată ecuația

de mai sus. Acest echilibru poate fi menținut într-o plajă largă de variație a diferiților factori dar doar pe

un palier destul de îngust acesta coincide cu menținerea condițiilor de confort termic. Acesta înseamnă că

temperatura pielii și valoarea căldurii pierdute prin evaporarea transpirației trebuie să se situeze între

anumite valori.

În continuare vom prezenta pe scurt cele patru moduri de transfer de căldură implicate în ecuația de

menținere a echilibrului termic.

Cantitatea de căldură pierdută prin difuzia vaporilor de apă la nivelul pielii este proporțională cu diferența

dintre presiunea de saturație a vaporilor de apă la temperatura pielii și presiunea vaporilor de apă din aer,

la temperatura mediului ambiant.

Cantitatea de căldură pierdută prin evaporația transpirației la suprafața pielii împreună cu cantitatea de

căldură pierdută prin difuzia vaporilor de apă sunt extrase de la nivelul pielii, aceste procese controlând

creșterea de temperatură la nivelul corpului. Procesul de difuzie are loc în mod continuu chiar și atunci

când temperatura mediului înconjurător este scăzută, în timp ce procesul de evaporare a transpirației are

loc numai atunci când temperatura mediului înconjurător este mai ridicată sau când se desfășoară o

activitate fizică intensă.

Transferul prin conducție are loc atunci când căldura trece de la părți unde temperatura este mai ridicată

la părți unde temperatura este mai joasă, prin solide sau fluide care nu se află în mișcare. Deoarece

conducția reprezintă doar un mic procent din cantitatea totală de căldură pierdută, aceasta poate fi

neglijată.

Transferul de căldură prin convecție are loc atunci când schimbul se realizează prin intermediul unui fluid

în mișcare. În funcție de cauza de care aceasta este determinată aceasta poate fi convecție liberă

determinată de forțele arhimedice sau convecție forțată determinată de existența unei mișcări relative între

21

corp și aer produsă de un factor mecanic. Odată cu acest transfer de căldură, în jurul corpului, se formează

un curent ascensional de convecție (paragraful 2.1.2) care poate avea un rol foarte important în evaluarea

eficienței . Acest curent poate antrena și transporta particule din zona inferioară a corpului și a încăperii în

partea superioară a acestuia în zona nasului unde acestea pot fi inhalate.

În condiții normale de efort , în care nu există transpirație excesivă, ponderea fiecărui tip de transfer din

cantitatea totală de căldură pierdută este următoarea conform ([4]) ([5]):

-75% din totalul pierderii de căldură de la o persoană o reprezintă căldura sensibilă cu proporții egale

între convecție și radiație.

-25% din totalul pierderii de căldură o reprezintă căldura latentă.

Fluxul de căldură degajat de o ființă umană variază între 100W pentru un nivel de activitate sedentară

până la chiar 1000W în timpul unei activități atletice ([3]). Acest flux se calculează pornind de la

suprafața corpului persoanei. Aceasta poate fi calculată și este în funcție de înălțimea și greutatea

persoanei conform formulei DuBois ([62]):

(2.2)

Unde:

ADu – este suprafața Dubois (m2)

We – este greutatea (kg)

H – este înălțimea (m)

Deși așa cum am relatat anterior, datorită capacității de termoreglare a corpului uman, acesta va ajunge la

un echilibru termic și în situația în care nu se atinge confortul termic totuși atingerea condițiilor de confort

în această epocă în care cea mai mare parte a timpului ne-o petrecem în spații „artificiale” și nu în

mijlocul naturii reprezintă o prioritate pentru spațiile construite. Confortul termic poate fi definit ca fiind

starea în care o persoană se simte „neutru” din punct de vedere termic, nedorind un mediu mai cald sau

mai rece.

În literatură există mai multe studii care leagă senzația de confort de performanță a activității. Deși

studiile nu sunt concludente, totuși acestea au arătat că există o legătură între senzația de rece sau de cald

și scăderea acestei performanțe.

Pornind de la la ecuația de echilibru termic și introducând câteva ipoteze necesare pentru a atinge starea

de confort termic, Fanger ([3]) a găsit factorii care influențează confortul și relația care ii conectează pe

aceștia unii de ceilalți.

Astfel înlocuind în relație, ecuațiile specifice fiecărui tip de transfer termic și divizând la suprafața Dubois

a corpului el a obținut următoarea relație:

22

( ) [

( ) ] [

( ) ]

(

)

( )

( )

[( ) (

) ] ( ) (2.3)

După cum putem vedea mai sus, în ecuație se găsesc toate variabilele care au influență asupra factorilor

de confort. Variabilele fcl și Icl depind de tipul îmbrăcăminții și reprezintă:

Icl – Rcl/0.18, unde Rcl este rezistența între piele și suprafața exterioară a corpului îmbrăcat.

fcl – raportul între suprafața corpului îmbrăcat și suprafața corpului nud.

M, ƞ și v depind de tipul de activitate desfășurat.

Ta, pa, tmrt sunt variabile care depind de mediul înconjurător.

M este rata metabolică

Ƞ - este definită ca fiind eficiența mecanică externă și este definită ca fiind raportul între W/M unde W

este puterea mecanică externă iar M este rata metabolică

Ta este temperatura aerului ambiant

Pa este presiunea vaporilor de apă în mediul ambiant;

Din această formă a ecuației lui Fanger putem deduce care sunt factorii care influențează senzația de

confort:

- nivelul de activitate (cantitatea de căldură produsă de corp)

- rezistența termică a îmbrăcăminții (valoarea în clo);

- temperatura aerului;

- temperatura medie radiantă;

- viteza de mișcare a aerului;

- presiunea vaporilor de apă în aer;

Confortul termic poate fi atins printr-o multitudine de combinații a factorilor mai sus menționați ([3]).

Astfel studiile au demonstrat că este imposibil și incorect să considerăm efectul produs de oricare dintre

acești factori individual, deoarece atunci când vorbim de confort termic discutăm de efectul combinat al

acestor factori asupra corpului omenesc așa cum putem observa în ecuația de mai sus.

Folosind această ecuație putem determina pentru un nivel de activitate și o valoare a izolației hainelor

combinațiile între temperatura ambientală (ta), temperatura medie radiantă (tmr), umiditatea aerului și

viteza relativă (v) pentru realizarea condițiilor de confort termic. Pentru a putea aprecia nivelul de confort

termic într-o încăpere, Fanger pornind de la ecuația de confort și efectuând foarte multe cercetări

experimentale prelucrate statistic a creat scala de apreciere a senzației termice ASHRAE ([6]):

23

Figura 2.1 Scala de evaluare a senzației termice resimțite ASHRAE ([6])

A realizat astfel un model care permite evaluarea senzației termice resimțite de un grup mai mare de

oameni pentru o combinație de variabile cum ar fi: nivelul de activitate, izolația îmbrăcăminții și cele

patru variabile ale mediului ambiant:

( (

) ) [

( ) [

( ) ]

[

( ) ]

( )

( ) [(

) ( ) ] ( )] (2.4)

2.1.2 Panașul termic

Așa cum am putut vedea în prima parte a acestui capitol în jurul corpului uman, datorită diferenței de

temperatură între acesta și mediul înconjurător ia naștere un curent convectiv ascendent. Acest curent este

foarte important pentru evaluarea diferitelor strategii de ventilare deoarece în drumul său ascendent poate

antrena particule și bioefluenți de pe suprafața corpului introducându-le mai apoi în zona respirabilă.

Inițial, acest curent convectiv este laminar la nivelul picioarelor, apoi pe măsură ce urcă devine turbulent

astfel încât partea superioară a corpului este învăluită într-o curgere turbulentă. La nivelul capului și

umerilor acest curent suferă o separare creeându-se zone de recirculație ([4]); ([7]). Apoi curenții de

convecție la nivelul umerilor se unesc deasupra capului cu curentul convectiv care vine de la acesta, dând

naștere la ceea ce se numește în literatură panaș termic. R.P. Clark a investigat curentul convectiv din

jurul corpului uman și al capului cu ajutorul sistemului optic Schlieren. ([8]) în pozițiile culcat pe spate și

în picioare.

Transferul de căldură care are loc între corpul uman și mediul înconjurător în condițiile unui mediu

stagnant este caracterizat de convecția liberă. În cazul acestui tip de transfer viteza aerului în stratul

convectiv din jurul corpului are valori foarte mici. Pentru o izolație a hainelor de 0 clo, viteza în jurul

corpului se situează în jurul valorii de 0,22m/s. Cu cât izolația hainelor crește, viteza va scădea. Astfel

pentru izolația de 0,5clo, viteza are valoare de aproximativ 0,19m/s iar pentru 1 clo – 0.15m/s. De aceea

24

în cazul acestui tip de transfer, observăm că viteza nu este implicată în relațiile de calcul a pierderii de

căldură prin convecție, așa cum este în cazul transferului de căldură prin convecție forțată unde vitezele

au valori mai însemnate și unde coeficientul de transfer de căldură nu depinde de diferența de temperatură

între suprafața pielii și mediul înconjurător ci de valoarea numărului Reynolds și deci implicit de valoarea

vitezei.

În cazul convecției libere coeficientul de transfer de căldură se calculează funcție de valoarea numărului

lui Nusselt:

,

unde hc este coeficientul de transfer convectiv, L= este lungimea caracteristică (m),iar k este

conductivitatea termică a fluidului (W/m2K);

Criteriul adimensional în funcție de care se delimitează mișcarea laminară și turbulentă și care leagă

parametrii implicați este numărul lui Grashof:

(

)( )

(2.5)

Unde:

g – accelerația gravitațională (m/s2);

H – înălțimea corpului (m);

ʋ - viscozitatea cinematică a aerului;

Ta – temperatura aerului ambiant (°K);

Ts – temperatura suprafeței corpului (°K);

Când valoarea numărului lui Grashoff este mai mică decât 2x109 curgerea este laminară, peste valoarea de

1010

curgerea este turbulentă. Palierul aflat între aceste valori este caracterizat de un regim tranzitoriu,

curgerea având și caracteristici laminare și turbulente. Pentru un corp nud plasat într-un mediu stagnant cu

o temperatură de 20°C, în poziție „în picioare” până la 90cm înălțime curgerea este turbulentă devenind

laminară de abia după înălțimea de 150cm ([8]) așa cum putem observa și din Figura 2.2 ([8])

25

Figura 2.2.Variația numărului Grashof cu înălțimea pentru un corp având temperatura medie

33°C, aflat într-un mediu stagnant cu temperatura de 20°C. Zona punctată din jurul corpului

reprezintă curentul convectiv din jurul corpului uman după ([8])

Alături de numărul lui Grashof, un alt criteriu adimensional folosit în caracterizarea fenomenului de

transfer în cazul convecției libere este numărul lui Prandtl.

(2.6)

Unde:

Pr – numărul lui Prandtl;

Cp – căldura specifică a aerului la presiune constantă (W/mK);

μ – vâscozitatea dinamică (kg/ms);

ʋ - vâscozitatea cinematică (m2/s);

α – difuzivitate termică (m2/s);

(2.7)

Cunoscând valoarea coeficientului de transfer convectiv de căldură putem afla fluxul de căldură pierdut

prin transfer convectiv:

26

C=hc*(Ts-Ta) (2.8)

Unde:

C – fluxul convectiv (W/m2);

hc – coeficientul de transfer convectiv (W/m2K);

Ts – temperatura pielii (°K);

Ta – temperatura mediului ambiant (°K);

Astfel în zonele unde gradientul de temperatură este mare, stratul termic convectiv este mai subțire ca

grosime și pierderea de căldură va fi mai mare, în zonele unde stratul convectiv este mai mare ca

dezvoltare, gradientul de temperatură va fi mai mic datorită faptului că temperatura are o distanță mai

mare pe care să coboare de la temperatura pielii la temperatura mediului înconjurător și astfel pierderea de

căldură va fi și ea mai mică. Deci coeficientul de transfer convectiv va varia pe verticală, în cazul

convecției libere datorită dezvoltării stratului termic convectiv din jurul corpului. Murakami ([61]) a

constatat că valorile coeficientului de transfer convectiv de-a lungul corpului pe verticală s-au situat între

2W/m2K în zona capului și 7W/m

2K în zona picioarelor pentru un manechin simulat numeric.

In Figura2.3 putem vedea valorile coeficienților de transfer obținuți de Brohus ([10]) în studiul său

experimental pe un manechin termic.

Figura 2.3. Valorile coeficienților de convecție pentru diferite părți ale corpului după Brohus ([10],

H.Brohus, Personal Exposure to Contaminant Sources in Ventilated Rooms)

27

În tabelele din Figura 2.3 sunt prezentate valorile coeficienților de convecție pe părți ale corpului.

ASHRAE ([11]) propune un coeficient mediu de transfer convectiv având valoarea 4.1W/m2K pentru o

persoană în poziție verticală. De asemenea Nielsen&Pedersen ([12]) au propus o formulă pentru calculul

coeficientului de transfer convectiv de căldură mediu pentru întreaga suprafață a corpului:

( ) (W/m

2°C) (2.9)

În studiul său referitor la transferul de căldură Y.Cengel ([13]) făcând diferite ipoteze simplificatoare a

propus pentru calculul coeficientului de transfer convectiv mediu relația

( ) (2.10)

Relația a fost preluată mai apoi și de Dokka ([14]) în relația propusă de Skaret pentru calculul debitului de

aer din panaș.

Cu această justificare în studiul nostru de modelare numerică am decis adoptarea acestei relații pentru

coeficientul de transfer convectiv, pentru modelarea panașului termic pentru o persoană în poziție șezând,

în funcție de temperatura suprafeței corpului și de cea mediului ambiant precum vom vedea în capitolul

3.

Anterior am arătat cum temperatura internă a corpului este menținută constantă de către sistemul

termoregulator al organismului în funcție de diferite activități desfășurate; totuși în cazul temperaturii

pielii nu se întâmplă același lucru. În cazul unor solicitări, aceasta se schimbă în funcție de mediul

ambiant și este în general diferită pentru diferite părți ale corpului. Astfel temperatura picioarelor așa cum

putem vedea în Figura2.3 are valoarea cea mai mică dintre temperaturile segmentelor corpului, urmează

apoi temperatura mâinilor, a trunchiului, cea mai mare temperatură fiind a capului.

Considerând aceste aspecte, pentru modelul nostru numeric și mai apoi pentru construcția manechinului

experimental, în dorința de a reproduce cât mai exact realitatea am decis și am încercat impunerea unor

temperaturi diferite pe segmente ale corpului, apropiate de aceste valori din literatură. Pentru modelul

experimental temperaturile pe diferite segmente ale corpului au avut urmatoarele valori (campania 2

masuratori):

-cap=35.°C

-trunchi=33.28°C

-coapse=30.86°C

-gambe=29.9°C

28

2.2 Necesarul de aer pentru ventilare

Așa cum am prezentat în introducere unul dintre principalele scopuri ale sistemelor de ventilare este

oferirea unui mediu sănătos, confortabil și din punct de vedere al calității aerului. Studiile realizate până

acum au dezbătut posibilitatea transmiterii pe calea aerului a agenților poluanți și infecțioși. Ventilarea

servește câtorva scopuri precise: asigurării aerului necesar respirației, diluării gazelor contaminante

pentru asigurarea unor doze de expunere acceptabile pe timp scurt, diluării poluanților cum ar fi dioxidul

de carbon,înlăturării mirosurilor și vaporiilor degajați de la substanțe chimice, pentru controlul umidității

deoarece se presupune că aerul exterior are umiditatea mai mică decât cel interior, pentru realizarea unei

circulații corecte a aerului printr-o distribuție potrivită a acestuia ([15]). Pe de altă parte, începând cu anul

1970 când criza energetică a început să-și facă simțită prezența, preocuparea oamenilor de a economisi

energie a devenit din ce în ce mai intensă.

În prezent, cel mai răspândit tip de sistem de ventilare este cel prin amestec, care are ca principiu

amestecarea întregului aer din încăpere cu debite mari de aer proaspăt introdus, pentru obținerea unei

temperaturi omogene și diluarea agenților poluanți și extracția unui debit de aer pentru menținerea

constantă a volumului de aer din încăpere. Deoarece acest sistem presupune diluarea concentrațiilor de

poluanți, el implică întreg volumul încăperii, aceasta traducându-se prin debite mari de aer. Prepararea

unor debite mari de aer pentru aerul destinat ventilării se traduce prin costuri ridicate datorită consumului

de energie necesar la tratarea termodinamică. Un alt sistem de ventilare folosit în prezent este cel prin

deplasare (displacement) care spre deosebire de cel prin amestec are scopul de a împiedica amestecul

aerului introdus cu cel din încăpere, aerul fiind introdus cu viteze foarte mici la temperaturi ușor mai

reduse decât cel din încăpere. Scopul principal al sistemului prin deplasare este preluarea contaminanților

din zona ocupată, gurile de introducere fiind plasate pe pardoseală și transportul aerului încărcat cu

contaminanți în partea de sus a încăperii unde se află gurile de extracție. Totuși atunci când scopul

sistemului nu este acela de a prelua sarcini termice, studiile nu au fost concludente în capacitatea

sistemului prin deplasare de a îndepărta poluanți pasivi cum ar fi compuși volatili organici, poluanți

patogeni din strănut, tuse etc. ([16]), ([17]). Acest sistem poate oferi calitate superioară a aerului interior

și eficiență energetică, dar așa cum am menționat mai devreme riscul de poluare este discutabil deoarece

aerul poate fi poluat până să ajungă să fie inhalat de către ocupanți.

Luând în calcul aceste considerente și dorind ca aerul inhalat de ocupanți să fie cât mai curat cu putință,

Fanger a propus un nou concept de sistem de ventilare, numit ventilare personalizată care are drept țintă

furnizarea de aer proaspăt în zona de inhalare a ocupanților. Sistemul se adresează persoanelor aflate

29

pentru perioade lungi de timp la birou. Scopul acestui sistem este ca ocupantul să inspire aer din miezul

nepoluat al jetului de aer introdus. Astfel concentrația în poluanți a aerului inhalat ar scădea semnificativ.

În ce măsură acest proces ar avea loc depinde de nenumărați factori și aceasta poate fi evaluată printr-un

index de evaluare a expunerii la poluanți pentru terminalul de ventilare personalizată, denumit ƞPER care

reprezintă fracțiunea de aer personalizat din aerul inhalat propus de Niu ([18]). Acest indice are valoarea

1 dacă aerul inhalat este compus în totalitate din aer provenit din ventilare personalizata (PV). Acest

indice este calculat cu formulele prezentate mai jos:

(2.11)

Unde VF,L reprezintă debitul de aer personalizat din debitul de aer inhalat

VL reprezintă debitul de aer inhalat

CL reprezintă concentrația de agent poluant a aerului inhalat

Ca reprezintă concentrația de agent poluant a aerului ambiant

Cf reprezintă concentrația de agent poluant a aerului introdus prin sistemul personalizat

Deoarece sistemul de ventilare personalizată urmărește introducerea aerului cât mai aproape de zona de

inhalare și deoarece eficiența sistemului este mai mare față de celelalte sisteme de ventilare, aceasta se

traduce și printr-o reducere a debitelor de aer introduse, deci printr-un consum mai mic de energie.

Această reducere a debitului de aer proaspăt introdus față de sistemul clasic de ventilare se poate face

funcție de eficiența sistemului de ventilare.

Eficiența terminalului de introducere are drept urmare imediată o creștere a eficienței ventilării și deci o

scădere a consumului energetic. Eficiența ventilării se definește prin următoarea relație:

(2.12)

Unde:

Ci- concentrația de poluant în aerul inhalat (ppm)

Cs- concentrația de poluant în aerul introdus (ppm)

CE- concentrația de poluant în aerul evacuat (ppm)

30

O valoare a eficienței ventilării mai mare de 1 înseamnă ca sistemul de ventilare este mai eficient ca

sistemul de ventilare prin amestec pentru a furniza și a distribui aerul proaspăt. Debitul minim de aer

exterior poate fi redus prin creșterea eficienței ventilării.

Totuși este clar că eficiența ventilării și implicit debitul de aer introdus pentru a obține o valoare cât mai

ridicată a acesteia, depinde de mai mulți factori cum ar fi temperatura de introducere, de tipul gurii de

introducere, de poziția acesteia față de ocupant, de temperatura din încăpere, umiditatea relativă, izolația

îmbrăcăminții. După cum am explicat mai devreme, creșterea eficienței se traduce prin realizarea unei

economii de energie. Trebuie văzut ce debite de aer sunt necesare a obține eficiență maximă a ventilării

cu debite minime de aer proaspăt. Dacă considerăm că scopul sistemului de ventilare personalizată este ca

ocupantul să respire în majoritate aer proaspăt și dacă terminalul de introducere ar reuși să introducă

numai necesarul de aer pentru respirație s-ar obține o eficiență maximă. Se cunoaște că debitul de aer

pentru respirație variază în funcție de activitatea fizică desfășurată. În stare de repaus debitul de aer

respirator se situează în jurul valorii de 6l/min pentru o persoană adultă, putând ajunge până la 90-

120l/min la efort deosebit. Pornind de la aceste considerații și știind că sistemul de ventilare personalizată

este destinat celor care-și petrec cea mai mare parte a timpului așezați la birou, deci în condiții de muncă

ușoară, debitele de aer testate în studiile din literatură pornesc de la valoarea minimă necesară respirației,

până la valori mai mari cum ar fi 10l/s sau 15l/s și chiar superioare, variind într-o plajă destul de mare

pentru a obține un sistem de ventilare eficient, în funcție de factorii mai sus amintiți.

Astfel Melikov ([19]) în studiul său a obținut o valoare maximă a indicelui (eficacitatea expunerii la

sistemul PV) și anume 0.6 pentru un debit de 15l/s, pentru grila cu difuzie de birou (traiectoria jetului

fiind în sus către fața ocupantului) și 0,75 pentru terminalul amplasat deasupra monitorului și pentru un

debit de 21 l/s care suflă aerul orizontal la nivelul feței. După cum putem vedea, nici pentru această

valoare destul de importantă a debitului, aerul inhalat nu a putut fi compus 100% din aer proaspăt pentru

această configurație. Astfel putem vedea că în funcție de tipul de terminal de aer pentru PV, de

amplasarea lui, eficiența terminalului va căpăta diferite valori. J.W.Kwam ([20]) a evaluat un sistem de

ventilare personalizată în condițiile în care în amonte de difuzorul de introducere era montat un ventilator

pe tubulatură. Pentru un debit introdus de 10 l/s la temperatura de 23°C, în condițiile unei temperaturi

ambientale de 26°C el a cuantificat influența poziționarii gurii de introducere, asupra eficacității

expunerii. Astfel dispunerile grilei în fața manechinului la distanța de 33cm și 54 cm, precum și

poziționarea ei în lateral la 33cm, au crescut eficiența terminalului de ventilare personalizată, reducând

puterea curentului convectiv din jurul corpului și permițând pătrunderea jetului de ventilare personalizată

reducând cantitatea de bioefluenți preluați de la nivelul pardoselii.

31

Folosind un sistem ventilare personalizată inclus în tetiera scaunului, Melikov ([21]) evaluează eficiența

terminalului în condiții de jet izoterm pentru diferite temperaturi ale mediului 20°C, 23°C și 26°C.

Eficacitatea a fost testată pentru diverse valori ale debitelor introduse 7l/s; 8l/s; 9l/s și 10 l/s. Astfel pentru

o temperatură a încăperii de 26°C eficacitatea terminalului a fost ridicată înregistrând valori de peste

80%; De altfel valorile au fost destul de apropieate pentru toate debitele de încercare.

După cum putem vedea chiar pentru valori ale debitelor destul de mari eficacitatea a fost sub 100%. În

literatură există și studii efectuate cu debite de introducere mai mici. Niu ([18]) a realizat un studiu pentru

un sistem de ventilare personalizată înglobat într-un scaun, un sistem pe care el l-a considerat utilizabil

pentru teatre, săli de cinema, avioane și birouri, efectuând o serie de teste pe subiecți umani și evaluând

nivelul de confort al sistemului, pentru diferite terminale de introducere a aerului ( peste 8 ATD), pentru

diverse debite si diverse temperaturi de introducere. Concluzia lui a fost că până la 80% din aerul inhalat

poate fi aer proaspăt introdus prin ventilația personalizată, la un debit de aer furnizat, mai mic de 3l/s. În

aceași gamă de debite introduse s-a situat și Khalifa (23) care testând un terminal de introducere a aerului

pentru sistemul de ventilare personalizată a obținut o valoare a eficienței ventilării în zona de inhalare de

aproape 0.7 pentru un debit de introducere de 2,4 l/s.

In demersul nostru bibliografic am urmărit găsirea valorilor cele mai potrivite ale debitelor pentru acest

sistem de ventilare. Observăm că nu există o valoare certă pentru debitele de aer introduse astfel încât

sistemul să aibă eficiență maximă. Din studiile prezentate observăm ca debitele testate au valori de la cele

mai mici ( cca 2,5l/s) la cele mai mari 10l/s eficiența fiind diferită în funcție de temperatura aerului din

încăpere care se dovedește a fi foarte importantă, de tipul de difuzor de aer, de poziția acestuia, neputând

găsi un tipar. Totuși pare că în această multitudine de necunoscute și de factori care sunt dependenți unii

de alții, putem concluziona că o diferență mai mică dintre temperatura ocupantului și a încăperii

favorizează penetrarea jetului de aer personalizat.

2.3 Consumul de energie pentru ventilare

Așa cum am arătat la paragraful precedent, sistemul de ventilare prin amestec implică costuri destul de

importante datorate debitelor mari de aer introduse. Potențialul de economisire a ventilării personalizate,

provine în principal din introducerea unor debite de aer reduse, datorită eficienței crescute de ventilare.

De asemenea alte două posibile strategii conduc la micșorarea consumului de enregie. Prima dintre

acestea este creșterea temperaturii din încăpere, în condițiile aceluiași confort, față de sistemul clasic de

ventilare, deoarece sistemul de ventilație creează un mediu controlat în imediata apropiere a corpului .A

doua strategie provine din faptul că furnizarea aerului prin sistemul de ventilare personalizată se va face

32

doar atunci când ocupanții sunt la birouri. Astfel, economia de energie va putea fi realizată dacă sistemul

ar fi oprit automat atunci când ocupanții nu se află la posturile lor.

Considerând aceste trei strategii de economisire a energiei pentru sistemul de ventilare personalizată, am

decis realizarea unui studiu care să evalueze consumul de energie pentru sistemul de ventilare

personalizată și pentru sistemul de ventilare clasic.

In acest paragraf, vom prezenta acest studiu realizat pe un model nodal (care va fi aprofudat la capitolul 3

al manuscrisului) –pentru o sală de clasă aflată într-o școală din București. Simulările pentru acest model

monozonă au fost făcute cu ajutorul programului SPARK.

Scopul a fost estimarea consumului energetic al sistemului de ventilare clasic și al sistemului de ventilare

personalizată pentru diferite valori ale debitelor de aer introduse, precum și pentru diverse scenarii ale

temperaturii de introducere.

2.3.1 Descrierea localului

Localul pe care am ales sa-l modelăm este o sală de clasă (Figura 2.4) cu dimensiunile 6.4x8.1m (51.84

mp). Pentru fișierul meteo utilizat datele au fost luate din programul meteonorm ASHRAE ([11]).

Perioada de studiu se întinde pe parcursul a trei luni aprilie, mai si iunie.

Sala de clasă are o înălțime de 3,5 m. Am considerat ca pereții Vest si Sud si plafonul sunt elemente

exterioare; iar ceilalți pereți și pardoseala sunt considerate elemente interioare în contact cu spații

climatizate având o temperatură de 24 °C. Peretele Sud am considerat ca este un perete cortină alcătuit

dintr-un geam dublu care lasă sa treacă 40% din radiația solară.

Pardoseala este constituită din 18 cm beton, 10 cm polistiren si 7 cm șapă din beton.

Plafonul este compus din 10 cm polistiren, 18 cm beton și 2 cm tencuială interioară.

Peretele Vest este alcătuit din 18 cm cărămidă, 7 cm polistiren la partea exterioară.

Pereții interiori sunt constituiți din 15 cm cărămidă cu tencuială de 2 cm la partea interioară și la partea

exterioară.

33

Figura 2.4 Geometria salii de clasă modelată

2.3.2 Scenariul de ocupare și sarcinile interioare

Localul este ocupat de 31 de persoane de la ora 8.00 până la ora 18.00, cinci zile pe săptămână. Pentru

fiecare oră am considerat că există 8 minute de pauză. Pe parcursul pauzei, în lunile aprilie și mai, rămân

15 persoane în clasă iar în luna iunie doar 8 persoane.

In ceea ce privește infiltrațiile, acestea depind de presiunea existentă în interiorul localului. Am considerat

0.8 V/h când sistemul de ventilare nu funcționează și 0,4 V/h când sistemul de ventilare funcționează.

Iluminatul este în funcțiune între orele 08.00 si 10.00 în lunile aprilie și mai și am considerat o sarcină de

15 W/m2)

34

Figura 2.5 prezintă variația surselor de căldură sensibilă datorată gradului de ocupare și iluminatului

(pentru lunile aprilie și mai).

Figura 2.5 Variația sursei de căldura în interiorul localului pentru lunile aprilie si mai

2.3.3 Descrierea sistemului de ventilare

Am decis să comparăm două sisteme de ventilare:

sistemul de ventilare clasic, considerat simplu flux, pentru care debitul introdus este de 7l/s.

persoană conform Normativului I13 ([23], Normativ pentru proiectarea, executarea și exploatarea

instalațiilor de ventilare ș climatizare I5/2010); Acest sistem funcționează în fiecare zi de la ora

8.00 la ora 19.00 cu excepția week-end-ului.

Un sistem de ventilare personalizată, cu debit variabil ajustat în funcție de gradul de ocupare.

În ambele situații aerul introdus este tratat într-o centrală de ventilare și se reglează temperatura

de introducere corespunzător diferitelor scenarii adoptate ( vezi paragraf 2.3.6).

Nu există ventilare mecanică iar extracția aerului se efectuează prin neetanșeitățile localului.

In ambele cazuri temperatura interioară a localului fluctuează liber fără a fi reglată în vreo formă.

35

2.3.4 Programul de simulare

Pentru simulări am ales mediul de simulare SPARK dezvoltat în colaborare cu Simulation Research

Group (SRG) de la Laboratorul Lawrence Berkeley (California, USA). Acest mediu de simulare

realizează implementarea modelelor matematice sub forma ecuațiilor furnizate de utilizator, rezolvă

sistemul de ecuații pe bază unui algoritm de rezolvare propriu și afișează rezultatele obținute. ([24]).

Pentru modelarea sălii de clasă am utilizat metoda nodală care presupune că amestecul din încăpere este

total omogen, caracterizat prin aceeași presiune, temperatură și umiditate. Modelul nodal (monozonă, caz

particular al metodei zonale ) presupune utilizarea:

-ecuațiilor de conservare a masei pentru aerul interior și umiditate

-ecuații de bilanț termic pentru mediul ambiant ;( descrise la capitolul 3 la descrierea modelului zonal,

metoda nodală sau monozonă fiind un caz particular al metodei zonale),

-ecuațiile transferului de căldură conductiv în pereți și relații care descriu schimburile convective între

aerul din încăpere și pereți precum și schimburile prin radiație între pereți.

Modele de transfer termic

Modelul de transfer conductiv prin pereți

Modelarea fenomenelor conductive în regim dinamic în pereți este realizată cu ajutorul metodei

volumelor finite. Peretele este discretizat în n elemente. Scriem ecuația căldurii în fiecare element:

(2.13)

Pentru cazul nostru peretele este discretizat în 4 straturi „ i ‘´de grosime ei, (Figura 2.6) iar scrierea

bilanțului energetic ne prezintă 4 ecuații cu 10 necunoscute ( 4 temperaturi corespunzătoare fiecărui strat,

3 fluxuri între straturi și două temperaturi ale suprafețelor). La interfața între straturi se folosesc relațiile

de continuitate a fluxurilor.

Schema de discretizare temporală este de tip implicit, luând în calcul 4 valori precedente ale temperaturii.

Condițiile la limită ale problemei sunt de gradul 3. In urma discretizării prin metoda volumelor finite,

modelul de transfer conductiv la perete se limitează la un sistem de ecuații algebrice și diferențiale.

36

Figura 2.6 Schema de discretizare a peretelui după ([24])

Modelul de transfer convectiv la perete

Fluxul convectiv schimbat între aer și perete este determinat cu relația urmatoare:

Φconv i-u = hcu Su (Ti – Tsu) (2.14)

Unde hcu este coeficientul de schimb convectiv în direcția „u” , considerat constant.

Tsu este temperatura suprafeței de orientare „u”

Ti este temperatura aerului în zona „i”

Modelul de transfer radiativ

In ceea ce privește transferul prin radiație distingem transferul pentru lungimi mari de undă (GLO) și

transferul pentru lungimi mici de undă (CLO). Fluxul de căldură radiativ schimbat de o suprafață oarecare

Φrad poate fi exprimat prin formula:

Φrad = Φray, GLO + Φray, CLO (2.15)

37

In calcul am folosit metoda temperaturii medii radiante utilizată pe scară largă în modelarea nodală pentru

calculul schimburilor radiative interne.

Model de transfer radiativ exterior

Figura 2.7 prezintă mecanismele de transfer radiativ CLO si GLO între suprafața exterioară a casei și

mediul exterior.

Figura 2.7 Mecanismele de transfer radiativ extern ale modelului nostru după ([23])

Fluxul radiativ de lungime scurtă de undă absorbit de o suprafața expusă mediului exterior vine în

principal de la soare. El este evaluat prin suma fluxurilor difuze, directe și reflectate de sol.

Φ”

CLO=Φ”

r,D + Φ”r,d+Φ

”r,R (2.16)

unde :

Φ”r,D este densitatea fluxului radiativ direct (W.m

-2)

Φ”r,d este densitatea fluxului radiativ difuz (W.m

-2)

Φ”r,R este densitatea fluxului radiativ reflectat (W.m

-2)

38

Modelul de transfer radiativ interior

Suprafețele interioare primesc radiație de lungime scurtă de undă provenind de la soare și transmisă prin

ferestre sau de la sursele interne (iluminat) așa cum este indicat în Figura 2.8

Figura 2.8 Modelul de radiație cu lungime scurtă de undă într-un local (la stânga) și modelul de

radiatie cu lungime mare de undă într-un local (dreapta).

In ceea ce priveste radiația cu lungime scurtă de undă transmisă prin pereții vitrați, aceasta este repartizată

de manieră uniformă pe planșeu. O parte, 60% din acest flux, este absorbită iar restul este reflectat către

ceilalți pereți de manieră difuză proporțional cu suprafețele.

Fluxul radiativ între un perete cu suprafața ’’i’’ și alți pereți este calculat cu relația:

Φint

rad, GL= hrm,iSi(TSi-Trm) (2.17)

Unde

Si : aria suprafetei interioare m2 ;

TS i : temperatura suprafetei interioare (K) ;

Temperatura medie radiantă Trm este scrisă sub forma :

∑

∑

(2.18)

39

Coeficientul de transfer radiativ asociat, este scris sub forma:

hrm= 4εσ0T3rm (2.19)

Modelul ambianței

Considerăm o încăpere cu 6 fațete precum în Figura 2.9. Pentru modelarea ambianței interioare,

presupunem că aerul se comportă ca un gaz perfect cu proprietăți uniforme. Temperatura și umiditatea

interioară sunt determinate utilizând bilanțuri de masă și energie.

Figura 2.9 Reprezentarea unei zone

Bilanț masic aer uscat în interiorul localului:

Suma debitelor masice care intră și ies din local este 0.

∑ (2.20)

(2.21)

Bilanțul masic de vapori de apă în interiorul localului

Variația temporală a masei volumice a vaporilor de apă este egală cu suma debitelor masice a vaporilor de

apă proveniți din localurile adiacente sau din exterior sau de la sursele interioare de vapori de apă.

(2.22)

40

În modelul tratat nu s-au luat în calcul surse de umiditate și prin urmare nu a fost activată sursa de bilanț

masic de vapori.

Ecuația de conservare a energiei:

Variația temperaturii este calculată pe baza bilațului de căldură, luând în considerare fluxurile provenind

din exterior și de la sursele interioare de căldură sensibilă. (Φsursa). Aceasta ecuație se scrie:

( )

(2.23)

Unde I este inerția termică a zonei. In această relație nu s-au luat în considerare fluxurile de căldură

est,nord, jos deoarece nu existau diferențe de temperatură între local și încăperile adiacente. Toate

semnele din relațiile 2.21; 2.22; 2.23 au fost considerate conform convenției de semne corespunzător

figurii 2.9.

2.3.5 Cazurile simulate

Am comparat cele două sisteme de ventilare, clasic și personalizat din punct de vedere energetic și al

confortului termic.

Pentru sistemul de ventilare clasic (VC), debitul de aer introdus a fost calculat conform normativului de

ventilare I5 considerând debitele de aer proaspăt pentru o persoană ca având valorile de 25m3/h și 30m

3/h

pentru categoria de ambianță II de clădire. Pentru întreaga încăpere au rezultat din calcul două valori ale

debitului de aer introdus 840 mc/h si 995 mc/h. Temperatura de introducere variază considerând un prag

minimal de 18°C și un prag maxim fixat la 18°C, 20°C 22°C sau 24°C. (8 cazuri în total )

Pentru sistemul de ventilare personalizată (VP) sunt simulate șapte situații pentru care debitele de

introducere sunt pentru fiecare persoană 2,5 l/s; 4l/s; 5,5l/s; 6,5l/s; 7l/s; 8l/s si 10 l/s. Intrucât sistemul

introduce aer la o distanță mică față de ocupant, vom avea mai multe restricții pentru temperatura aerului

introdus. Aceasta variază între un prag minimal de 20°C și o temperatură maximă care este fixată la 22°C,

24°C sau 26°C. (aerul exterior va fi încălzit sau răcit). In total au fost studiate 21 cazuri.

Pentru fiecare caz sunt calculați 3 parametrii:

Consumul energetic HC pentru încălzirea aerului introdus (dacă este cazul) pentru a atinge

temperatura minimală.

Consumul energetic CC pentru a răci aerul exterior la temperatura de introducere maximală.

41

Frecvența cumulată a diferențelor de temperatură care caracterizează confortul în interiorul

localului. Ea este definită prin relația (2.24):

∑ ( ( ) ) ( ) [°C h] (2.24)

Tref este o temperatura de referință considerată ; Aceste valori sunt considerate ca limite extreme ale

confortului termic (28°C pentru ventilatia clasică si 30°C pentru ventilația personalizată).

δ(Ti) este simbolul lui Kronecker, δ(Ti) = 1 daca Ti > Tref altfel δ(Ti) = 0 dacă Ti <= Tref .

Această frecvență cumulată contabilizează practic numărul de grade-ore de inconfort termic. O valoare

mai mică a frecvenței are semnificația unui grad de confort mai ridicat. Simularile au fost făcute pentru

lunile aprilie, mai si iunie. Luna aprilie a fost considerată pentru inițializarea procesului iterativ,

rezultatele obținute sunt pentru lunile mai și iunie .

2.3.6 Rezultatele obținute

In tabelele 1 și 2 sunt date valorile consumurilor de energie și a gradelor oră

Tabel 1 – Rezultatele pentru sistemul de ventilare clasică (VC)

233l/s VC_24°C_0.28kg/s VC_22°C_0.28kg/s VC_20°C_0.28kg/s VC_18°C_0.28kg/s

HC (kWh) 88,76 88,76 88,76 88,76

CC (kWh) 182,94 312,802 498,261 755,84

FC (°Ore) 314,6 196,967 91,74 27,53

VC_24°C_0.33kg/s VC_22°C_0,33kg/s VC_20°C_0,33kg/s VC_18°C_0,33kg/s

HC (kWh) 104,93 104,93 104,93 104,93

CC (kWh) 216,26 369,77 589,01 893,521

FC (°Ore) 239,853 123,99 38,983 6,58

Tabel 2- Rezultatele pentru sistemul de ventilare personalizată

VP_2,5l/s_22C VP_2,5l/s_24C VP_2,5l/s_26C

HC (kWh) 47,857 47,857 47,857

CC (kWh) 93,962 54,36 28,72

FC (º Ore) 295,745 332,671 359,087

42

VP_4l/s_22C VP_4l/s_24C VP_4l/s_26C

HC (kWh) 76,182 76,182 76,182

CC (kWh) 149,57 86,54 45,72

FC (º Ore) 181,99 228,48 265,092

VP_5,5l/s_22C VP_5,5l/s _24C VP_5,5l/s _26C

HC(kWh) 104,99 104,99 104,99

CC (kWh) 206,140 119,273 63,0144

FC (º Ore) 104,008 153,424 196,331

VP_6,5l/s_22C VP_6,5l/s _24C VP_6,5l/s _26C

HC (kWh) 124,03 124,03 124,03

CC (kWh) 243,53 140,508 74,444

FC (º Ore) 67,95 115,891 161,330

VP_7l/s_22C VP_7l/s _24C VP_7l/s _26C

HC (kWh) 133,8 133,8 133,8

CC (kWh) 262,69 151,74 80,30

FC (º Ore) 53,63 99,84 145,668


HC (kWh) 152,84 152,84 152,84

CC (kWh) 300,03 173,59 91,71

FC (º Ore) 32,49 72,53 119,09


HC (kWh) 191,42 191,42 191,42

CC (kWh) 375,85 217,467 114,893

FC (º Ore) 10,88 35,89 78,19

43

Pentru a putea fi mai bine interpretate, aceste rezultate au fost reprezentate în Figura 2.10 și Figura 2.11

a)

b)

Figura 2.10 Consumul energetic necesar pentru a răci aerul introdus în funcție de debitul de aer și

temperatura maximă de introducere pentru ventilatia clasică (CV)(a) ventilația personalizată

(PV)(b)

Figura 2.10 arată consumul energetic (CC) necesar pentru răcirea aerului pentru ambele sisteme – clasic și

personalizat în funcție de debitul de aer și temperatura de introducere maximală. Putem observa pentru

ambele cazuri că dacă debitul crește cu atât crește și consumul energetic și cu cât temperatura de

0

200

400

600

800

1,000

18 20 22 24

En

erg

ia n

eces

ară

ră

ciri

i

(kW

h)

Temperatură (°C)

6.94 l/s

8.94 l/s

0

50

100

150

200

250

300

350

400

2 4 6 8 10

En

erg

ia n

ecesa

ră r

ăci

rii

(kW

h)

Debit aer (l/s)

T max=22 C

T max=24 C

T max=26C

44

introducere crește cu atât consumul diminuează. Pentru sistemul clasic de ventilare și debitul de 25

m3/h.pers energia consumată variază între 182.9 kWh și 755.8 kWh când temperatura este coborată de la

24 la 18°C. Creșterea debitului de aer de la 25 la 30 m3/h și pers crește consumul energetic cu până la

18%. In cazul ventilării personalizate pentru aceleași debite de aer consumul variază între 80.3 kWh si

262.7 kWh pentru o temperatură maximală între 26 si 22°C. Deoarece aerul în acest caz este introdus la

distanțe între 30 si 50 cm de ocupant temperatura de 18°C nu poate fi utilizată. O creștere a temperaturii

cu 2°C, poate scădea consumul de energie pentru răcire cu până la 50%.

Figura 2.11 prezintă consumul de energie pentru încălzire (HC) pentru cele două sisteme de ventilație

clasică și ventilare personalizată. Se observă că acest consum energetic crește odată cu creșterea

debitului de aer.

a)

b)

Figura 2.11 Consumul de energie necesar încălzirii aerului introdus pentru PV (a) si VC( b)

0

50

100

150

200

250

0 5 10 15

En

ergie

nec

esară

încă

lzir

ii (

kW

h)

Debit aer (l/s)

22 C; 24 C; 26C

84

88

92

96

100

104

108

18 20 22 24

En

ergia

nec

esară

încă

lzir

ii(k

Wh

)

Temperatură(°C)

6.94 l/s 8,33 l/s

45

a)

b)

Figura 2.12 Variația frecvenței cumulate (FC) pentru ambele sisteme de ventilație clasic (CV-b) și

personalizat (PV- a)

Figura 2.12 prezintă variația frecvenței cumulate pentru ambele sisteme de ventilare – clasic și

personalizat-pentru diferite valori ale debitului de aer introdus și pentru diferite valori maximale ale

temperaturii de introducere. Valorile crescute ale debitelor de aer introduse și temperaturile de introducere

0

100

200

300

400

0 5 10 15

Fre

cven

ța c

um

ula

tă(g

rad

-oră

)

Debit (l/s)

T max=22 C

T max=24 C

T max=26 C

0

50

100

150

200

250

300

350

18 20 22 24

Fre

cven

tța c

um

ula

tă (

gra

d-o

ră)

Temperatură (°C)

6.94 l/s

8.94 l/s

46

cât mai mici conduc la valori scazute ale frecvenței cumulate, indicând că temperatura în interiorul

localului nu depăsește cu mult temperatura maximă impusă și nivelul confortului termic este ameliorat.

În cazul ventilației clasice valorile frecvenței cumulate sunt ridicate, acestea fiind acceptabile doar pentru

valoarea temperaturii de introducere de 18°C (pentru ambele valori ale debitului de aer) și pentru valoarea

temperaturii de 20°C si debitul de aer introdus de 30 m3/h/persoană.

In cazul ventilării personalizate valorile optime ale frecvenței cumulate se înregistrează pentru

temperaturi de introducere maximale de 22°C si debite de aer de peste 6l/s.

Figura 2.13 prezintă variația temperaturii în interiorul localului pentru saptămâna cu temperaturile cele

mai ridicate din luna iunie, pentru sistemul de ventilare clasic și diferite temperaturi de introducere a

aerului în încăpere.

Figura 2.13 Variatia temperaturii interioare pentru diferite temperaturi de introducere

Pentru o temperatură de introducere de 24°C a aerului suflat, temperatura interioară este superioară

temperaturii de 28°C pentru întreaga saptămână atingând chiar valori de 32,2°C. Frecvența cumulată are

în acest caz valoarea de 315(grad -ore). Atunci când valoarea temperaturii de introducere este 18°C

temperatura maximă în interior are valoarea de 29,4°C iar frecvența cumulată are valoarea de 27,5.(

(°ore).

În intervalul considerat energia consumată pentru răcire variază între 183 kWh si 755.8 KWh. Acestor

valori trebuie adaugată valoarea de 88.8 kWh (HC) necesară pentru încălzirea aerului atunci când

temperatura exterioară este sub valoarea de 18°C.

22

24

26

28

30

32

34

36

6.80E+06 6.90E+06 7.00E+06 7.10E+06 7.20E+06 7.30E+06

Tem

per

atu

ă(°

C)

Timp (secunde)

VC_24C_028

VC_22C_028

VC_20C_028

VC_18C_028

47

Când comparăm consumul de energie pentru același debit de aer și aceeași temperatură maximală de

introducere (25 m 3/h si 24°C) pentru ambele sisteme de ventilare se observă că energia necesară răcirii

este mai mică pentru ventilarea personalizată față de sistemul de ventilare clasic (151,74 kWh față de

182,94 kWh). Economia de energie este de aprox 20 %. Aceeași valoare o găsim pentru aceeași valoare a

debitului dar pentru o temperatură maximală de 22°C.

Pentru consumul de energie necesar încălzirii situația se schimbă. Valoarea consumului pentru ventilația

personalizată este 133,8 kWh și pentru ventilația clasică este de 88,76 kWh. Diferența provine din faptul

că pentru sistemul de ventilare personalizată temperatura minimă de introducere nu poate scădea sub

valoarea de 20°C, în timp ce pentru sistemul tradițional această valoare a temperaturii poate ajunge la

18°C. Aceste rezultate confirmă concluziile lui Schiavon și anume că ventilatia personalizată este

potrivita pentru climatele calde si nu pentru climatele reci unde consumul de energie necesar încălzirii

aerului este mai mare decât pentru cazul ventilării clasice.

Aceste studii au arătat că datorită creșterii eficienței sistemului de ventilare personalizată [11] putem

reduce debitele de aer introduse. In același timp sistemul de ventilare personalizată este bazat pe formarea

unui climat în jurul persoanei. În aceste condiții creșterea temperaturii ambientale transpusă prin

frecvența cumulată poate să aibă o importanța mică deoarece putem ridica limita temperaturii interioare în

încăpere. Trebuie de asemenea să studiem care ar fi temperatura de introducere potrivită pentru sistemul

de ventilare personalizată pentru a putea evalua condițiile de confort ale persoanei. Doar cunoscând toate

aceste necunoscute putem evalua în cunostință de cauză consumul energetic al sistemului de ventilare

personalizată raportat la sistemul de ventilare clasic.

Atunci când condițiile exterioare au impus doar necesitatea răcirii aerului și când sistemul ventilării

personalizate a introdus un aer cu 22°C, și un debit de introducere de 7l/s energia totală consumată se

poate reduce de la 844kWh la 430 kWh, atunci când sistemul folosit este cel al ventilării personalizate cu

o temperatură de introducere de 22°C pentru un debit de introducere de 7 l/s/pers. Deci putem avea o

reducere a consumului de energie de până la 49%.

În următoarea parte a studiului nostru am dorit realizarea unui studiu parametric pentru a putea vedea

influența variației diferiților parametrii ai modelului asupra rezultatelor. Analiza va fi făcută față de cazul

de referință de 8l/s și o temperatură de introducere maximă de 24°C, temperatura minimă 20°C

48

Figura 2.14 Temperatura de introducere a aerului prin sistemul PV în funcție de temperatura

aerului din exterior

Primul parametru pe care am decis să-l variem a fost numărul de ocupanți din încăpere

Numărul de ocupanți prezenți în încăpere

Deoarece vorbim de un sistem de ventilare, numărul de ocupanți prezenți în încăpere va avea un impact

imediat asupra consumului de energie. Am decis varierea numărului de ocupanți cu un procent de ±20%

față de cazul de referință. Rezultatele obținute se regăsesc în tabelul 1

Așa cum putem vedea atunci când numărul de ocupanți crește de la 31 de persoane la 37 persoane,

consumul de energie va crește cu aproximativ 18.36%. Dacă numarul de persoane prezente în încăpere

scade la 24 persoane, consumul va scădea și el cu aproximativ 18%. Este de asemenea important să

vedem influența frecvenței cumulate care ne oferă un indiciu asupra condițiilor din încăpere. Valoarea

acesteia ne oferă o idee asupra condițiilor de confort din interiorul încăperii. Valoarea frecvenței cumulate

scade atunci când numărul de ocupanți din încăpere crește și prezintă o ușoară creștere atunci când

numărul de ocupanți scade. Aceasta se datorează faptului că atunci când gradul de ocupație crește

cantitatea de aer proaspăt introdusă în încăpere suferă și ea o creștere și temperatura medie scade ușor,

astfel încât valoarea frecvenței cumulate va diminua cu cca 2%. Pentru cazul în care în încăpere se află 25

de persoane, putem remarca că tendința de creștere a frecvenței cumulate nu urmărește același tipar ca și,

consumul de energie pentru răcire sau încălzire. Procentul de creștere este de aproximativ 7,5%.

49

Coeficientul de umbrire

Al doilea parametru a cărei influență am dorit să o urmărim a fost coeficientul de umbrire pentru fațada

sudică.

Din nou am decis un procent de variație de ±20 %. Valorile rezultatelor prezente în tabelul .1.ne arată că

pentru același debit de aer introdus, coeficientul de umbrire are o influență destul de mare asupra

temperaturii aerului interior și a frecvenței cumulate. Creșterea valorii coeficientului de umbrire cu 20%

ne oferă o variație a frecvenței cumulate de 12,2 (grad - ore) ceea ce reprezintă o scădere cu 81%.

Scăderea coeficientului de umbrire cu 20% ne oferă o valoare a frecvenței cumulate de 175,84. Aceasta

înseamnă că frecvența cumulată are o creștere de cca 150%.

Izolația acoperișului

În simulările făcute așa cum putem observa în tabelul de mai jos, izolația a fost modificată cu ±20%.

Valoarea grosimii izolației acoperișului are importanță redusă asupra frecvenței cumulate. Variația este

destul de redusă în comparație cu cazul de referință (4.89% pentru o scădere cu 20% a izolației plafonului

și 6.99% pentru o creștere cu același procent. Creșterea izolației, determină păstrarea temperaturii în

interiorul încăperii, nepermițând o evacuare rapidă a acesteia, în consecință temperatura va înregistra o

creștere ușoară.

Parametrii

Consum pentru

încălzire

(kWh)

Consum pentru răcire

(kWh)

Frecvența cumulată

(° Ore)

Caz de referință

24°C, 8l/s

153.1 174 64.5

Ocupanți +20% 181.1 205.95 63.193

Ocupanți -20% 125 141.88 69.33

Radiația solară

+20% 153.1

174 175.84

Radiația solară -

20% 153.1

174 12.2

Grosimea izolației

+20%

153.1

174 67.5

Grosimea izolației

-20%

153.1

174 60.6

Tabel 1 Impactul variaței diferiților parametrii asupra consumului și frecvenței cumulate

50

2.3.7 Concluzii

In acest studiu a fost analizat consumul de energie pentru două sisteme de ventilare : sistemul clasic de

ventilare și sistemul de ventilare personalizată. Sistemul este folosit pentru introducerea aerului proaspăt

pentru o sală de clasă din București. Ambele sisteme au fost modelate folosind mediul de simulare

SPARK. Simulările au avut drept scop evaluarea consumului energetic și a condițiilor de confort .

Rezultatele au arătat că în comparație cu sistemul de ventilare clasic sistemul de ventilare personalizată

poate reduce consumul de energie cu până la 49%.

51

3 Modelarea numerică

În acest capitol ne-am ocupat de realizarea modelului numeric pentru un sistem de ventilare personalizată.

Studiile publicate se bazează pe modelarea sistemului de ventilare personalizată prin studii cu modele

numerice CFD bazate pe legile mecanicii fluidelor. Modelele numerice CFD sunt modele complexe care

presupun timpi îndelungați de simulare, folosind discretizări foarte fine. Urmărind reducerea timpului de

simulare studiul nostru a abordat o modelare bazată pe volume mai mari de discretizare a volumului.

Scopul studiului nostru a fost testarea capacității modelelor zonale de a evalua distribuția de temperaturi

și viteze într-o încăpere în care se află un manechin termic. Manechinul realizat este o reprezentare

geometrică simplificată a unei persoane în poziție șezândă. Fenomenologia curgerii pentru acest tip de

sistem de ventilare este foarte complexă. După cum am putut vedea în capitolele anterioare, un rol foarte

important pentru acest tip de ventilare îl are curentul convectiv format în jurul corpului datorită diferenței

de temperatură între temperatura suprafeței acestuia și temperatura mediului înconjurător. Jetul provenit

din sistemul de ventilare personalizată trebuie să penetreze acest curent convectiv denumit în literatură și

panaș termic pentru ca aerul inhalat de ocupant să fie alcătuit în majoritate din aer proaspăt provenit din

sistemul PV. Cunoscând acestea, primul pas în demersul nostru de modelare numerică a fost modelarea

numerică a curentului convectiv din jurul și de deasupra corpului ocupantului. Reprezentarea sa în

modelarea numerică s-a dovedit un demers destul de anevoios și îndelungat deoarece fenomenologia

acestei curgeri este destul de complexă, lucru descoperit pe măsură ce modelul tot avansa și continuând

apoi cu modelul experimental.

Deoarece așa cum vom vedea în paragraful destinat modelelor zonale, reprezentarea zonelor de jet sau

panaș termic trebuie făcută cu ajutorul unor legi de variație speciale, primul pas a fost un studiu

bibliografic al publicațiilor referitoare la panașul termic dezvoltat de un ocupant.

Astfel prima parte a capitolului este dedicată acestui studiu bibliografic, urmând apoi un studiu

bibliografic al modelarii sistemului de ventilare personalizată descrise în literatură. Următorul paragraf va

fi prezentarea metodei zonale și a ecuațiilor pe care aceasta le implică și a mediului de simulare folosit -

SPARK. Capitolul va fi încheiat de descrierea realizării modelului numeric pentru panașul termic urmat

de cuplarea acestuia cu terminalul de ventilare personalizată. Terminalul de introducere ales pentru

ventilarea personalizată a fost reprezentat precum vom vedea în capitolul experimental, de o grilă

perforată rectangulară care acoperă manechinul din punct de vedere al lățimii acestuia.

52

Așa cum am relatat mai sus pentru a obține legile de variație ale parametrilor din jetul format de grilă, am

apelat din nou la metoda experimentală, urmând să introducem în modelul numeric legile obținute.

3.1 Modelarea numerică a panașului termic studiile publicate în literatură

Unul dintre studiile realizate pentru investigare panașului termic în literatura de specialitate este cel

realizat de Liu si Nielsen ([25]) privitor la impactul diferitelor strategii de ventilare asupra panașului

termic creat în jurul unei persoane datorită diferenței de temperatură dintre suprafața pielii/ îmbrăcăminții

și temperatura mediului ambiant. Autorii au studiat structura panașului termic în trei cazuri și anume :

mediu stagnant din punct de vedere al existenței sistemului de ventilare cât și în cazul sistemelor de

ventilare prin amestec și ventilare prin deplasare. Studiul a realizat o parte experimentală precum și o

parte de modelare numerică în CFD. (Camera experimentală a fost de 3,17x2,64x2,93m, aerul din

respirație este evacuat printr-o gură a unui manechin care are o suprafață de 100mm2, cu o temperatură de

34°C, Frecvența expirației este 15 resp/min; cu un debit expirat de 0,75l/expirație. Fluxul de căldură

degajat de manechin este de 94 W.)

În cazul plasării manechinului într-un mediu stagnant, studiul a relatat că viteza cea mai mare în panașul

format a fost atinsă pe axa verticală corespunzând centrului capului și aceasta a avut valoarea de 0,25m/s.

S-a constatat că în acest caz cu cât ne îndepărtam de centru, panașul termic devine din ce în ce mai slab.

Simulările CFD au arătat un panaș care ajunge la plafon,cu o tendință ușoară de înclinare spre față.

Analiza celor trei cazuri a arătat panașul cel mai conturat este cel din cazul unui mediu stagnant. Panașul

influențat de ventilația prin amestec este mai puțin conturat, iar panașul cel mai puțin conturat este cel din

cazul sistemului de ventilare prin deplasare. În ceea ce privește circulația contaminaților, aceștia sunt

antrenați din partea de jos a încăperii, în panaș, în cazul fără ventilare și în cazul ventilării prin amestec.

In cazul sistemului de ventilare prin deplasare, bioefluenții expirați nu vor fi preluați de stratul convectiv

din jurul corpului pentru a fi transportați către partea superioară a încăperii.

53

Figura 3.1.Reprezentarea vitezelor medii în panașul termic pentru cele trei tipuri de sisteme de

ventilare după ([25])

Un alt studiu făcut de T.H.Dokka ([14]) realizează un model simplificat al fluxului convectiv din jurul

corpului uman. Acest model matematic simplificat consideră persoana ca fiind un cilindru încălzit.

Modelul aproximează debitul de aer din panașul termic:

{ (

)

( )

( )

} (3.1)

Prima relație din sistem a fost propusă de Skaret ([26]) iar cea de-a doua relație a fost propusă de

Popiolek ([27])

Unde:

Pper este fluxul de căldura degajată de ocupant (W)

APer este suprafața persoanei (m2)

dPer este diametrul mediu al persoanei (m);

Z este distanța de la podea la punctul de măsură (m);

54

Prima relație din sistemul (3.1) se referă la curentul convectiv din jurul persoanei iar cea de- a doua se

referă la curentul convectiv care se formează deasupra persoanei. Cel mai bine ar fi să se calculeze

valorile debitelor cu cele două relaţii și să se considere valoarea maximă.

Unde dper poate fi calculat cu relația:

( √ ) (3.2)

Valorile coeficientului „a” sunt cuprinse între 1.7 și 2.5; Z este distanța între punctul de calcul și nivelul

pardoselii.

În condiții normale de temperatură și îmbrăcăminte normală se poate face estimarea că din cantitatea de

căldură degajată de o persoană, partea convectivă reprezintă 50% (50% radiație) ([14]) .

X.Jia et al ([2]) au investigat din punct de vedere numeric panașul convectiv din jurul unui manechin cu

formă geometrică simplificată dispus în poziție șezândă, plasat într-o cameră de mici dimensiuni.

Geometria încăperii: 2.4 m×1.8 m×2.45m. În încăpere nu există circulație forțată a aerului, întrucât nu

este introdus sau evacuat vreun debit de aer, mișcarea aerului fiind determinată doar de forțele

ascensionale apărute datorită încălzirii aerului din jurul manechinului. Manechinul este plasat în planul de

simetrie al încăperii. Dimensiunile manechinului sunt x=0.44m și y=0.72m, înălțimea manechinului în

poziție șezândă este z=1,21m. Temperaturile pereților, podelei și a tavanului au fost considerate inițial

20°C. Pentru pereți, plafon și pardoseală au fost impuse conditii la limită de isotermicitate. Temperatura

suprafetei manechinului a fost considerată superioară cu cca 5 grade față de temperatura mediului

ambiant, pentru a putea face comparația cu modelul Cravens si Settles. Deoarece în încăpere nu există

circulație, pe perioade mai mari de timp se observă că viteza maximă începe să scadă, explicația constând

în faptul că aerul din partea superioară a încăperii se încălzește treptat, și astfel forța ascensională scade în

intensitate. Experimentul a arătat că viteza maximă atinsă, mediată temporal pe intervalul 567-683s a fost

0,226m/s la înălțimea de 0,53m deasupra capului manechinului (Figura 3.2 ). Rezultatele au fost în acord

cu experimentele, considerând că manechinul din simulările realizate de (Cravens si Settles ) ([28])a avut

geometria corpului simplificată față de manechinul experimental.

55

Figura 3.2. Componenta verticală și orizontală a vitezei medii după ([2])

Figura 3.3. Componenta verticală a vitezei medii (a) si (b) Câmpul de viteză instantanee la momentul-143s

([2])

În ceea ce privește profilul temperaturilor în panaș, datorită încălzirii treptate ce are loc în încăpere în

lipsa unui sistem de ventilare, observăm că nu se atinge un regim staționar. De aceea autorii au ales să

prezinte profilele de temperatură pentru diferite momente de timp respectiv 300s, 501s și 685s.

56

Figura 3.4 Profilele de temperatură în panaşul termic pentru 300s, 501s şi 685s de la începutul

simulării ([2])

În toate cele trei cazuri temperatura maximă se atinge la nivelul plafonului și se observă că aceasta crește

în timp. Autorii au observat că discontinuitățile apărute în profilul temperaturilor se înregistrează la cotele

la care au loc discontinuități în poziția și forma manechinului, respectiv la îmbinarea dintre partea

inferioară a torso-ului manechinului și membrele inferioare (0,42m), partea de top a membrelor

superioare ale manechinului (0.58m); la nivelul umerilor manechinului (0.98m) și la nivelul cel mai de

sus a manechinului.

Pentru modelul nostru numeric am decis adoptarea relațiilor de calcul al debitului de aer din panaș

propuse de Skaret ([26]) și Popiolek ([27]) și preluate și de Dokka ([14]) în studiul său.

3.2 Modele zonale

În acest paragraf vom face o prezentare a principiului modelării zonale, o trecere în revistă modelelor

existente de-a lungul timpului și a ecuațiilor folosite în cazul modelării zonale realizate de noi în acest

studiu.

3.2.1 Introducere

Metoda nodala a fost și este folosită la scară largă în programele de simulare și modelare pentru a evalua

consumul energetic al clădirilor. Modelul presupune reducerea la un nod a zonei tratate zonă în care toate

57

proprietățile temperatură umiditate și presiune rămân constante.. Așa cum am arătat la capitolul 2 al

manuscrisului și studiul nostru de evaluare energetică a consumului pentru cele două sisteme de ventilare

a fost realizat cu acest tip de model. Metoda prezintă anumite dezavantaje datorate faptului ca întreg

volumul/localul pentru care se realizează simularea este considerat omogen, având aceeași temperatura,

umiditate relativa, concentrație de poluant, lucru care nu reprezintă realitatea. Pentru a evalua însă din

punct de vedere al confortului termic o încăpere sau un local, avem nevoie de distribuția de temperatură,

de vitezele aerului în apropierea ocupanților și în încăpere, aceasta, nefiind în realitate uniformă așa cum

presupune modelul mai sus amintit. Cel mai exact aceste profile ne pot fi date de metoda CFD. Dar și

aceste metode au o serie de limite rezultate din numărul mare volume de control și din modelele de

turbulență folosite.Astfel ele nu pot fi aplicate pentru zone extinse sau pentru perioade mai lungi de timp,

deoarece ar necesita resurse foarte extinse din punct de vedere al tehnicii de calcul și echipamentelor

folosite.

Există o metodă intermediară între cele două - metoda nodală și tehnica CFD și se numește metodă

zonală. Aceasta, spre deosebire de metoda nodală, așa cum vom vedea în continuare presupune existența

mai multor zone în interiorul unei încăperi în care temperatura, și densitatea sunt considerate omogene în

timp ce presiunea variază de manieră hidrostatică, permițând astfel obținerea unei distribuții a

temperaturii în interiorul localului. Și spre deosebire de modelele CFD permite aflarea distribuțiilor

parametrilor pentru întreaga încăpere și nu doar pentru spațiul imediat apropiat ocupantului fară a necesita

timpii de simulare ai metodelor CFD.

3.2.2 Istoric

Două motivații diferite stau la originea dezvoltării metodei zonale: unul ar fi acela că stratificarea termică

este un factor determinant în evaluarea confortului termic ([3]). Eficacitatea unui sistem de încălzire nu

poate fi apreciată decât dacă se studiază cuplajul termic și aeraulic cu mediul ambiant.

Primele studii s-au efectuat urmărind cuplajul dintre un radiator cu mediul ambiant deoarece s-a

considerat ca acest cuplaj ar produce stratificare puternică în interiorul localului. Astfel LEBRUN

(1970) ([29]), LARET (1980),si INARD (1988) ([30]) au propus modele simple pentru determinarea

stratificării termice în anumite condiții. Aceste modele diferite se bazează pe cunoașterea a priori a

structurii și intensității circulației aerului indusă de existența unui panaș termic deasupra convectorului,

aceste cunoștințe fiind trase din observații și măsurători experimentale. Bilanțul energetic în diferite

noduri ale modelului, permite determinarea valorii temperaturii pornind de la caracteristicile localului și a

sursei. Aceasta metodă dă rezultate satisfăcătoare, în ceea ce privește predicțiile cu privire la stratificarea

termică în comparație cu metoda experimentală și metoda RANS k-e (INARD, MESLEM et

58

DEPECKER, 1998) ([30]. Cu toate acestea se dovedește dificil de folosit pentru alte configurații ale

curgerii. Alte studii au fost făcute încercând să stabilească o formulare simplă a modelului curgerii care să

poată fi generalizată la o gamă largă de configurații și care să permită studiul eficacității sistemului de

ventilare într-o clădire.

FAUCONNIER, GRELAT et GUILLEMARD (1989), apoi BOUIA și DALICIEUX ( ([32])) și WURTZ

( ([31])) au lucrat la dezvoltarea metodei zonale pentru predicția circulației și câmpului de temperaturi

bazate pe calculul câmpului de presiuni. In aceasta metodă, camera este împărțită într-un număr mic de

volume de control în care temperatura și densitatea sunt considerate omogene în timp ce presiunea variază

de manieră hidrostatică. Ecuațiile de conservare a masei și energiei sunt aplicate fiecărei celule în parte

iar aerul din interior este tratat ca un gaz perfect.

3.2.3 Modele existente

Metoda zonală constă în predicția circulației și câmpului de temperaturi pe baza calculului câmpului de

presiuni.

In această metodă camera este împărțită într-un număr mic de volume de control în care temperatura, și

densitatea sunt considerate omogene în timp ce presiunea variază de manieră hidrostatică. Ecuațiile de

conservare a masei și energiei sunt aplicate fiecărei celule în parte iar aerul din interior este tratat ca un

gaz perfect. Debitul de masă care traversează interfața dintre două celule i si j depinde de diferența de

presiune dintre cele două celule.

In realizarea modelelor zonale cel mai dificil lucru este calcularea debitului care traversează interfața

dintre două celule. Pentru asigurarea conservării masei în interiorul celulei debitul care părăsește celula

trebuie sa fie egal cu debitul care intră în celulă. Acest debit poate fi agentul de transport pentru

proprietăți scalare ale aerului cum ar fi entalpia, concentrația de poluant, umiditatea. Astfel creându-se o

distribuție locală a temperaturii sau concentrației de poluant specifică fiecărei zone.

Există mai multe legi pentru calcularea acestui debit care traversează interfața dintre două celule.

Prima din aceste legi se numește “Modelul Lege putere” (Power Law Model) ([32])

Modelele zonale calculează debitul de masă care traversează interfața dintre două celule ’’i’’ si ’’j’’

depinde de diferența de presiune între cele două celule. Această expresie se scrie:

(

| |)

( ) (3.3)

Unde ΔPi,j=(Pi-ρigzi) – (Pj-ρjgzj)

mi,j- este debitul masic de fluid;

Cd - coeficient empiric denumit coeficient de descărcare (de debit);

59

ρi,j - densitatea fluidului amonte funcție de semnul lui (˰Δ Pij)

w - dimensiunea transversală la curgere

dz - element diferențial

Δ Pij diferența de presiune statică;

zi altitudinea centrului zonei i

zj altitudinea centrului zonei j

Aceasta expresie este integrată de-a lungul axei z pe întreaga lungime a suprafeței de separație dintre cele

două celule adiacente adică pe întreaga înălțime în cazul unei interfețe verticale presupunând Δ Pij

constant si zi si zj de asemenea constante și egale cu înălțimea centrelor celor două celule considerate.

Expresia devine atunci:

(

| |)

( ) (3.4)

Unde h este înălțimea interfeței verticale. Valoarea coeficientului Cd poate fi considerată potrivit studiilor

făcute de Wurtz [ ([33], E.Wurtz, JM.Nataf, F.Winkelmann,Two- and three-dimensional natural and

mixed convection simulation using modular zonal models in buildings)], ca având valoarea 0.83. Daoud

și Galanis ( ([34])) pornind de la compararea valorilor debitelor recirculate calculate cu modelul

convențional “Modelul Lege Putere” cu predicțiile modelului propus de Axley ([35]) (detaliat în

continuare) au arătat că deși modelul curgerii pe ansamblul încăperii este corect, unele dintre valorile

presiunilor sunt nerealiste obținându-se pentru Cd - 0,83, valori de până la 2x106 Pa. In urma acestei

constatări, au realizat un studiu parametric al influentei coeficientului de descărcare Cd asupra câmpului

de presiuni. In studiul lor parametric coeficientul Cd a avut valori cuprinse intre 0,83 si 6000. S-a

constatat ca profilul vitezelor în diferite planuri se apropie de profilul experimental pe măsura ce valoarea

coeficientului Cd crește. In ceea ce privește valoarea presiunilor în celule, pentru a avea valori rezonabile,

valoarea lui Cd ar trebui sa fie mai mare cu două trei ordine de mărime. Nu s-a putut găsi nici o valoare a

lui Cd astfel încât și valoarea presiunilor și profilul vitezelor în planurile studiate sa fie în concordanță cu

experimentele astfel că singura valoare care poate fi considerată în continuare este cea propusă de Wurtz

.[33] Astfel, pornind de la aceasta expresie a fluxului de masă putem să determinăm schimbul de căldură

și de substanțe chimice între două celule adiacente prin advecție si difuzie.

Ansamblul de ecuații prezentate mai jos este bazat pe studiile lui Wurtz si Musy ([36]) .

Ansamblul de ecuații prezentat mai jos, denumit de autori modelul ambianței, urmărește transferul de

masă și căldură în interiorul camerei. Acesta este constituit dintr-o rețea de celule în interiorul cărora se

60

aplică ecuații de bilanț de masă, pentru aerul uscat, pentru vaporii de apă, pentru fiecare dintre speciile de

poluant și bilanțul de energie, care ne permite sa determinăm presiunea statică a aerului, presiunea si

concentrația vaporilor de apă, concentrațiile poluanților și temperatura.

Bilanțul de masă pentru aerul uscat

Bilanțul de masă pentru aerul uscat în celula “i’’ se scrie:

∑

(3.5)

Unde u este indicele fațetei celulei.

Conform expresiei, putem determina debitul de aer uscat intrând prin fațeta u în funcție de diferența de

presiune dintre celula vecină “j” și celula „i”.

(

| |)

( ) (3.6)

Bilanț de masă a unei specii chimice

Pentru fiecare din compușii poluanți, inclusiv umiditate, legea conservării masei se scrie:

∑

(3.7)

Unde:

msp u-I este fluxul de specie „sp’’ care intră în celula „i” prin fațeta „u”

Sspi sursa de poluant „sp” care se află în celula „i”

Vi volumul celulei „i”

ρsp-I densitatea compusului „sp” în celula „i”.

In această expresie fluxul compusului „sp’’ este suma unui termen advectat și a unui termen de difuzie a

poluantului în aerul uscat.

( ) (

)

(3.8)

Ρsp i,j – densitatea compusului „sp” în celula „j” dacă mes j-i>0 și viceversa

ρau i,j – densitatea aerului uscat în celula „j” dacă mas j-i>0 și viceversa

mau j-I – debitul de aer uscat din celula „j” către celula „i”

61

Dsp- coeficientul de difuzie al compusului „es” în aer.

w, h- dimensiunile fațetei „u”;

ρi, ρj – densitatea amestecului gazos în celulele „i” si „j”

li,lj- dimensiunea celulelor „i” si „j” în direcția curgerii.

Bilanțul de energie

Bilanțul de energie simplificat, ținând cont de aporturile de energie legate de prezența umidității sau a

unei surse de masă, se poate scrie:

∑

(3.9)

In care:

Cp au – căldura specifică a aerului uscat

Cp sp – căldura specifică a compusului „sp”

ɸsens I – sursa de căldura sensibilă în zona „i”

Ssp I – sursa masică a compusului „sp”

T sursă – temperatura sursei.

Putem observa că în această expresie termenul de transfer prin difuzie molecular a fost neglijat.

Legea gazelor perfecte

Ultimele ecuații folosite pentru descrierea sistemului sunt ecuația gazelor perfecte modificată pentru a

ține cont de prezența compușilor poluanți în aer.

( )( ) (3.10)

62

Unde:

ρi – densitatea amestecului gazos în celula „i”;

Pi – presiunea statică în celula „i”;

P0 – presiunea la altitudinea de referință.

Rau, Rsp constantele gazelor perfecte pentru aerul uscat și pentru compusul „sp”.

Ti – temperatura amestecului gazos în zona „i”;

Ecuațiile prezentate până acum sunt ecuațiile standard. In istoricul prezentat mai devreme am arătat că

numeroși autori au propus adăugarea de modele specifice pentru a ține cont de circulația motoare în

interiorul unei incinte. Aceste modele specifice sunt adăugate în acea parte a domeniului unde apar

respectivele fenomene. Considerăm că sistemul de ecuații care caracterizează acele modele specifice se

aplică numai acelor celule speciale.

Pornind de la această formulare clasică a calcului debitului de aer ce străbate interfețele celulelor au fost

realizate de-a lungul timpului și alte studii

Haghidad [35] a elaborat modelul POMA (Pressurized Zonal Model with Air Diffuser). Bazându-se pe

legea conservării masei și energiei în interiorul unei celule. Acest model este capabil sa ofere modelul

curgerii și distribuția de temperatură în interiorul unei încăperi. POMA consideră că există o presiune de

referință prezentă în extremitatea inferioară a fiecărei celule și că presiunea în interiorul celulei este

hidrostatică, distribuita bazându-se pe această presiune de referință.

Song ([37])] a elaborat un model zonal bazat pe “vârsta aerului” din încăpere. El a propus un nou mod de

împărțire a încăperii pe zone, în funcție de un parametru care indică gradul de amestec al aerului. Acest

parametru a fost intitulat “vârsta aerului în încăpere” și reprezintă timpul scurs de când aerul pătrunde în

încăpere prin gura de introducere. Vârsta aerului poate fi găsită fie prin tehnica CFD fie cu ajutorul

gazului trasor. Zonele cu aceeași “vârstă” a aerului alcătuiesc o zonă. Studiul său a comparat profilele de

temperatură obținute cu noua metoda de împărțire pe zone, cu profilele obținute prin tehnica CFD și cu

profilele obținute cu modelele zonale convenționale. Pentru metoda zonală s-a folosit același număr de

zone pentru ambele metode de zonare a încăperii. S-a observat că profilele de temperatură obținute cu

noua metoda de zonare sunt apropiate de profilul CFD. Aceasta metoda prezintă însă un dezavantaj:

faptul că se bazează, pentru elaborarea zonelor, pe tehnica CFD.

63

Modelul circulației motoare.

Numeroase studii au arătat necesitatea caracterizării curgerii de manieră specifică, deoarece formularea

standard a modelelor zonale și caracterizarea curgerii printr-o relație care leagă debitul de diferența de

presiune nu permite reprezentarea zonelor în care mișcarea aerului este accentuată cum ar fi zonele de jet

sau pană termică.

De fapt acea relație care leagă debitul de diferența de presiune consideră că motorul curgerii este

diferența de presiune existentă între cele două celule. Ceea ce înseamnă că totalitatea energiei cinetice

care intră în celulă este convertită în presiune statică.

Înțelegem că în zone cu o mișcare puternică această relație nu poate satisface relația conservării

impulsului. De aici a pornit ideea tratării acestor zone cu ajutorul legilor provenite din partea

experimentală sau din tehnici semi-empirice, utilizând analiza integrală.

3.3 Modelarea numerică a persoanei și panașului convectiv cu ajutorul modelelor

zonale

În acest paragraf vom prezenta realizarea modelului zonal al curentului convectiv format în jurul unui

ocupant dispus în poziție șezând, în interiorul unei încăperi unde inițial nu există ciculație de aer.

Reprezentarea și implementarea ocupantului în modelul zonal al încăperii au fost realizate folosind o

geometrie simplificată. Modelul numeric a fost realizat folosind mediul de simulare SPARK Cunoaștem

că prima dificultate în demersul realizării unei simulări este alegerea mediului de simulare. De aceea,

atunci când ne-am orientat către studiul de modelare numerică folosind modelarea zonală, atenția noastră

a fost concentrată către mediul de simulare SPARK. Acesta permite rezolvarea eficace a sistemelor de

ecuații algebrice și diferențiale și a fost dezvoltat și folosit de-a lungul timpului pentru implementarea

modelelor zonale.

3.4 Prezentarea mediului de simulare SPARK

Mediul de simulare SPARK a fost conceput de Simulation Reasearch Group, în laboratoarele Lawrence

Berkley National Laboratory (California USA), pe baza studiilor făcute la centrul științific IBM din Los

Angeles. SPARK este un program capabil să realizeze simulări ale sistemelor fizice complexe. La baza

sistemelor fizice stă un model matematic compus dintr-o suită de ecuații algebrice sau/și diferențiale.

64

Simularea presupune rezolvarea acestor sisteme complexe pentru fiecare moment, pe intervale de timp de

interes. Spark este considerat un mediu de simulare ”orientat obiect”. Aceasta presupune că fiecare

subsistem sau ecuație este modelat(ă) ca obiect de sine stătător pentru a fi mai apoi interconectat(ă) și a

descrie sistemul dorit.

În concluzie, pentru a putea descrie o problemă în SPARK, aceasta trebuie descompusă în componenți

(grupe de ecuații). Fiecărui component îi este desemnat un obiect în SPARK. Pentru fiecare component

este conceput un model denumit clasă. Dacă componenții sunt de același tip, adică sunt reprezentați de

aceeași ecuație, li se alocă aceeași clasă, economisind astfel resurse pentru dezvoltarea unei noi clase.

Folosind aceeași clasă pot fi descrise oricâte obiecte este necesar pentru realizarea sistemului. Problema

este descrisă prin intermediul sistemului de ecuații. Modelul este realizat prin interconectarea obiectelor

între ele, indicând în același timp și felul cum interacționează între ele.

Ceea ce este specific limbajului de programare SPARK este proprietatea de “non-proceduritate”, ceea ce

semnifică că nu este nevoie ca ecuațiile să fie ordonate. Este o proprietate a claselor care sunt construite

în așa fel încât variabilele din ecuații pot fi fie necunoscute fie date de intrare.

Elementul de bază în acest limbaj de programare este reprezentat de clasa atomică. Aceasta este folosită

pentru a descrie o singură ecuație. Elementul superior clasei atomice este macroclasa. Aceasta poate

regrupa mai multe clase atomice sau chiar macroclase. Descrierea modelului este făcută prin conectarea

acestor clase în cadrul unui fișier text denumit “problemă.pr”. Fișierul acesta este parcurs împreună cu

fișierele claselor atomice și macroclaselor, de unde rezultă fișierul “setup” (problemă.stp). Acest fișier

este o reprezentare “plană” a problemei și va fi folosit pentru analiza grafică teoretică de către “setup”. În

urma acestei analize programul “setup” va scrie mai multe fișiere cum ar fi “problemă.cpp”,”

problemă.eqs” și “problemă.xml”. Fișierul “problemă.cpp” va fi compilat pentru a realiza fișierul

executabil “problemă.exe”. Acesta este executat pentru o serie de condiții la limită, grupate într-un fișier

denumit fisier intrare (fisier.input), pentru o serie de setări pentru rezolvarea sistemului (date în

fișierul.prf). Alături de fișierele mai sus menționate trebuiesc specificate și detaliile simulării cum ar fi:

momentul inițial, final și pasul de timp dorit. Toate aceste detalii se găsesc specificate în fișierul

“problemă.run”. Rezultatul simulării este oferit într-un fișier denumit “problemă.out”.

În Figura 3.5 este prezentată arhitectura realizării unei probleme în SPARK.

65

Figura 3.5 Realizarea unei probleme în SPARK ([24])

Originalitatea programului SPARK constă în faptul ca programul „setup” primește descrierea sistemului

de ecuații și construiește un grafic conectând necunoscutele problemei cu funcțiile disponibile. Altfel

spus, inversele definite în cadrul claselor atomice permit evaluarea unor variabile în funcție de altele

([24]). Analiza acestui grafic permite programului SPARK identificarea părților sistemului care pot fi

rezolvate independent și părților care pot fi rezolvate secvențial. De exemplu, în cazul studiului

transportului de poluant, dacă gazul poluant are aceeasi densitate cu a aerului, concentrația sa nu va afecta

calculul de viteze. Aceasta înseamnând că sistemul de ecuații privitor la curgerea aerului poate fi rezolvat

de manieră independentă de cel de transport de poluant, acesta din urmă necesitând rezultatele celuilalt.

Componenții sistemului pe care dorim să-l rezolvăm pot fi rezolvați de manieră explicită, pot fi estimați

în funcție de datele de intrare sau de ceilalți componenți calculați în prealabil sau pot fi calculați de

manieră implicită. Adesea sistemele de ecuații ale modelului pe care dorim să-l rezolvăm trebuie

rezolvate iterativ. In primă fază SPARK testează dacă este necesară efectuarea iterațiilor, prin analizarea

graficului și detectarea existenței ciclurilor în graficul problemei. Dacă detectează existența unor cicluri

caută în aceste cicluri câteva variabile (noduri în grafic) care pot „rupe” ciclul – „variabile de rupere”.

Aceste variabile sunt plasate într-un vector x , unde vor fi necunoscuta vector x în procesul de iterativ

NEWTON-RAPHSON. În cazul mediului de simulare SPARK această analiză a graficului componentului

caută să minimizeze numărul de variabile de iterație care vor fi implicate în calculul Jacobien-ului

sistemului. Celelalte necunoscute vor fi calculate de manieră explicită, prin propagarea valorilor

66

variabilelor de iterație. Această abordare numerică crește viteza de rezolvare a unui sistem de ecuații non

lineare ([24]).

3.5 Implementarea modelului zonal al panasului termic în SPARK

Pentru evaluarea confortului termic în timp și spațiu, programele CFD pot oferi detaliile necesare

evaluării, însă nu pot fi aplicate pentru analize îndelungate sau pentru spații întinse. O alternativă

interesantă poate fi abordarea cu ajutorul modelelor zonale. Acestea presupun împărțirea spațiului într-un

număr de volume de control, denumite celule. În interiorul acestor celule temperatura și densitatea

amestecului gazos sunt considerate omogene, iar presiunea variază de manieră hidrostatică. Fiecărei

celule îi sunt aplicate ecuații de conservare a masei și energiei, iar amestecul gazos este tratat ca un gaz

perfect. Aceste celule sunt delimitate între ele de interfețe. În cazul acestor interfețe putem vorbi de

calculul debitului de căldură sau de masă. În cazul acestei metode avem de-a face și cu celule speciale

cum sunt celulele panaș termic, jeturi sau straturi limită.

3.5.1 Implementarea modelelor zonale în mediul de simulare SPARK

Descrierea modelului în SPARK se face conectând o serie de clase atomice sau macroclase, fiecare fiind

concepută să reprezinte una din ecuațiile ce descriu sistemul de ecuații care caracterizează modelul dorit.

De-a lungul timpului în SPARK a fost creată o librărie a claselor. Ea a fost organizată astfel încât să poată

guverna numărul mare de clase și pentru ca accesul la ele să fie cât mai accesibil cu putință Acest cadru

permite diferitelor persoane care dezvoltă modelări în limbajul de programare SPARK să își dezvolte

părți ale modelului în mod independent, urmând ca apoi și alți utilizatori să le poată folosi. În Figura 3.6

este prezentată schema de organizare a claselor .

67

Figura 3.6 Organizarea librăriei claselor folosite pentru modelarea zonală

Librăria de modele a fost structurată în trei mari ramuri în strictă legătură cu modelul fizic, pentru a fi la

îndemâna utilizatorului în momentul construcției problemei în SPARK. Prima ramură este cea destinată

modelării ambianței- AER, apoi este cea destinată pereților, denumită anvelopă, iar ultima este

reprezentată de sistemul de ventilare –HVAC. În cazul anvelopei avem fenomenul de transfer în pereți și

fenomenul de radiație. În cazul fenomenului de transfer în pereți putem avea cazul când considerăm că nu

se produce transfer prin pereți, sau cazurile când transferul este de căldură sau de umiditate.

În continuare vom prezenta conceptul general de conectare a două clase/macroclase folosite pentru

reprezentarea modelelor zonale. Este vorba de două celule separate de o interfață verticală. Modul de

conectare poate fi văzut în Figura 3.7.

68

Figura 3.7 Modalitatea de conexiune a claselor celulă și interfață, pentru modelul zonal ([24])

Macroclasa „celulă” cuprinde bilanțurile de masă, energie și ecuația gazelor perfecte. Macroclasa

„interfață” cuprinde ecuațiile de calcul ale fluxului de căldură și debitului de aer, poluant,umiditate.

Obiectele „Celulă 1” și „Celulă 2” sunt reprezentate de macroclasa „Celulă” iar interfața verticală este

definită de macroclasa „Interfața verticală”. Aceste macroclase descriu unități de sine stătătoare fără

legătură cu mediul înconjurător. Pentru descrierea modelului aceste obiecte trebuie interconectate

descriind legătura care există între ele în cadrul sistemului. În cazul acesta trebuie explicat că intefața

verticală separă cele două celule, „Celula 1” și „Celula 2”. O celulă este considerată ca fiind un

paralelipiped. Aceasta comunică cu celulele învecinate prin intermediul celor 6 interfețe. Patru sunt

denumite după orientarea lor față de punctele cardinale (fațetă N, S,E,W) iar celelalte două sunt denumite

fațetă Sus și Jos.

Macroclasa „Celulă” leagă toate cele 6 debite corespondente fiecărei fațete, astfel încât, după aplicarea

diferitelor ecuații de bilanț și a legii gazelor perfecte, sunt determinați parametrii caracteristici ai celulei:

temperatura (T); densitatea aerului uscat (rho au) și a vaporilor de apă (rho_ve) precum și presiunea (p).

Macroclasa „Interfață” conectează două celule adiacente determinând parametrii transferului.

69

În Figura 3.7 observăm că fiecare celulă este definită prin trei porturi: un port celulă care regrupează

parametrii caracteristici ai celulei, și cele două porturi, „flux est” și „flux vest”, care regrupează debitele

de aer uscat, de umiditate și fluxul de căldură. Interfața este definită prin porturile „Celulă amonte”,

„Celulă aval” și portul „flux”.

„Celula 1” este situată în amonte față de interfață, iar „Celula 2” este situată în aval de interfață. În Figura

3.7 sunt schițate cu linie îngroșată legăturile între obiecte. Astfel „portul Cel” al obiectului „Celulă 1” este

conectat de portul „cel_am” al obiectului interfață deoarece pentru obiectul „interfață” celula 1 se află în

amonte. Iar „portul cel_av” al obiectului interfață este conectat de „portul Cel” al obiectului „Celula 2”

deoarece interfața se află în aval față de obiectul „Celula 2”. În cazul porturilor flux situația este similară;

astfel „portul flux” al obiectului „interfață” corespunde fluxului care străbate fațeta est a „celulei 1” adică

„portului flux_e” al obiectului „Celula 1” și fluxului care străbate fațeta vest a obiectului „Celula 2” adică

„portului flux_w”.

Aceste conexiuni trebuie făcute pentru toate celulele din domeniul simulat și pentru toate cele șase fațete

ale celulei.

Vor exista cazuri în care fațetele celulelor vor fi în contact cu pereții localului. Pentru aceste cazuri

conexiunile se vor face de manieră asemănătoare.

3.5.2 Construcția simulării

3.5.2.1 Modelarea 2D

Pentru a realiza implementarea modelului zonal dorit în SPARK, am pornit demersul nostru de la un

modelul mai simplu, în variantă 2D, reprezentat de o încăpere în care nu există circulație de aer ( nu este

introdus sau evacuat vreun debit de aer), conform Figura 3.8. Spațiul l-am împărțit în 36 subvolume de

control denumite celule (șase celule pe orizontală și șase pe verticală)

70

Figura 3.8 Geometria încăperii

În primă parte vom prezenta procedura de elaborare a fișierului de specificare a problemei pentru un caz

simplificat comportând o încăpere împărțită în patru celule.

Pentru început utilizatorul trebuie să definească geometria problemei;tipul de studiu pe care dorește să-l

realizeze. Apoi trebuie să treacă la alcătuirea claselor și la conectarea obiectelor corespunzătoare acestor

clase.

În figura de mai jos sunt prezentate conexiunile care trebuie făcute pentru definirea modelului descris

anterior.

Figura 3.9 Schema de specificare a problemei ([24])

71

După cum putem remarca, cele patru celule sunt conectate între ele de patru interfețe și sunt conectate de

asemenea de pereți prin modelul de schimb convectiv și conductiv. De asemenea suprafețele pereților

sunt conectate pentru modelarea transferului radiativ.

Prima fază a fost conceperea modelului zonal al încăperii în variantă 2D. Așa cum am amintit anterior,

încăperea a fost alcătuită șase celule pe orizontală și șase pe verticală. Pasul imediat următor a fost

introducerea ocupantului în acest model. Dată fiind tema studiului nostru am ales un ocupant în

în postură așezată. Persoana a fost reprezentată considerând o geometrie simplificată. Reprezentarea

modelului este prezentat în Figura 3.10

Figura 3.10 Descrierea geometriei modelului zonal al unei încăperi în interiorul căreia se află o

persoană în poziție șezând

Pentru a introduce modelul persoanei în modelul zonal al încăperii și pentru a putea reproduce din punct

de vedere geometric forma persoanei, am considerat că aceasta este construită dintr-o grupare de celule

ale căror dimensiuni totale sunt apropiate de cele ale unei persoane în poziție șezândă. În acest scop am

construit o macroclasă intitulată „celulă_ocupant” pentru care nu există transfer de masă și în interiorul

căreia am impus o temperatură constantă egală cu temperatura corespunzătoare anumitor segmente ale

corpului. Aceasta a fost posibil datorită înlăturării ecuației bilanțului de energie care permitea calculul

temperaturii în interiorul celulei. Celulele acestea, care alcătuiesc în modelul zonal „ocupant”, sunt

delimitate către exterior de interfețe special concepute, orizontale sau verticale, denumite „interfețe

ocupant”. Obiectul „interfață” aparține macroclasei „interfață verticală ocupant” sau „.interfață orizontală

ocupant”, în funcție de orientarea în spațiu verticală sau orizontală. Obiectul „interfață ocupant” separă

celulele „ocupant” de celulele „standard” care alcătuiesc modelul zonal. Între aceste două celule singurul

transfer existent este fluxul de căldură determinat de diferența de temperatură existentă între celula

„ocupant” și mediul ambiant. Acest transfer de căldură se face prin convecție. Astfel putem spune că

ocupantul se comportă, în modelul nostru zonal, precum o suprafață cu o temperatură constantă impusă,

72

implementarea lui sub formă de grupare de celule fiind făcută doar pentru a-i conferi reprezentarea

geometrică și forma în cadrul încăperii.

În ceea ce privește condițiile la limită, pentru pereți am ales o ipoteză simplificatoare și anume: nu am

luat în considerare transferul radiativ exterior, considerând temperatura pereților constantă la valoarea de

20°C. În interiorul încăperii am considerat că transferul de căldură se face doar prin convecție, alegând un

model de perete fără transfer de căldură prin radiație. Temperatura inițială în interiorul încăperii și

implicit al celulelor a fost considerată pentru începutul studiului, la momentul zero al simulării, ca fiind

uniformă în toată încăperea și având valoarea de 20°C.

Așa cum am relatat mai sus, pentru a putea fi introdus în modelul zonal al încăperii, ocupantul a fost

alcătuit din mai multe celule alăturate astfel încât să reproducă din punct de vedere geometric forma unei

persoane în poziție șezândă. În demersul nostru 2D al modelului, persoana în poziție șezândă a fost

așezată în mijlocul încăperii. Temperatura corpului ființei umane nu este uniformă în realitate pe toate

segmentele corpului ([9]) însă pentru început am considerat că aceasta are aceeași valoare, egală cu 25°C

(picioare, trunchi si cap)

3.5.2.2 Rezultate modelare 2D

a)

73

b)

Figura 3.11 Distribuția de temperatură în încăpere pentru cazurile a) fără debit de aer impus în

jurul ocupantului și b) cu debit de aer impus în jurul ocupantului, plan sagital pentru t=3000s

În Figura 3.11 este prezentată distribuția temperaturii în încăpere pentru modelul 2D.

Pentru început am considerat în modelul nostru zonal doar ocupantul, impunând doar o temperatură a

corpului uniformă și diferită de cea de a mediului ambiant, și anume 25°C. Figura 3.1,(a)). Simulările au

fost făcute pentru o perioadă de 3000s.

Deoarece în încăpere nu există circulație de aer, și existând o sursă de căldură reprezentată de ocupant,

temperatura aerului va creste odată cu scurgerea timpului. În încăpere se observă o stratificare a

temperaturii. In primul caz se observă că temperatura înregistrează o creștere mai pronunțată și destul de

rapidă în comparație cu studiile efectuate.

Din această cauză am considerat oportun să impunem debitele de aer de jur împrejurul manechinului.

Astfel am calculat aceste valori folosind relații de calcul ale debitului de aer din literatură, mai precis, cele

propuse de Skaret ([26])

(

)

(3.11)

Pper este căldura degajată de ocupant (W)

APer este suprafața persoanei (m2)

74

DPer este diametrul mediu al persoanei (m);

Z este distanța de la podea la punctul de măsură (m)

Unde dper (‘’diametrul mediu al persoanei’’) poate fi calculat cu relația:

( √ ) (3.12)

Astfel în Figura 3.11 observăm că odată cu impunerea debitelor de aer de jur împrejurul manechinului

temperatura înregistrează valori mai scăzute față de primul caz, distribuția de temperatură fiind mai

coerentă. Astfel putem vedea că temperaturile în fața ocupantului, la aceeași cotă, au valori ușor mai

ridicate față de cele din celulele aflate în spatele manechinului. Această variație și diferență se datorează

influenței zonei picioarelor care au și ele o temperatură mai ridicată față de mediul ambiant. Așa cum am

arătat și în capitolul 2, panașul termic al unei persoane aflate în poziție șezândă este ușor orientat spre

partea anterioară a corpului datorită influenței termice a picioarelor.

Așa cum putem vedea și în Figura 3.12 circulația aerului în încăpere este mai conturată pentru cazul b). In

cazul a) putem distinge două zone de recirculare- una în fața ocupantului și una în spatele ocupantului.

Observăm că zona de recirculare din spatele ocupantului se oprește la nivelul capului, iar pe toată

înălțimea corpului aceasta este foarte slabă, deși nu a fost considerată nici o izolație între trunchi și mediul

ambiant la nivelul șezutului.

Situația se schimbă în cazul b), când este antrenat și aerul din spatele ocupantului. Această distribuție,

pentru cazul nostru, pare mai aproape de realitate.

75

Figura 3.12 Distribuția circulației aerului în încăpere a) cazul în care nu sunt impuse debite de aer;

b) cazul în care sunt impuse debitele de aer de jur împrejurul corpului, plan sagital t=3000s

76

3.5.2.3 Modelarea 3D

Deoarece un model realist al manechinului presupune o reprezentare în spațiu, tridimesională, pasul

următor al studiului nostru a fost extrapolarea modelului de la reprezentarea 2D a încăperii și

manechinului la reprezentarea 3D.

Descrierea geometriei încăperii și a manechinului și condițiilor limită

Pentru modelul tridimensional am ales o grilă compusă din 343 celule (7x7x7), în direcțiile x,y și z. S-a

considerat că aerul nu pătrunde și nici nu părăsește încăperea. În Figura 3,13 este prezentată schema

încăperii și a manechinului utilizat în simulare. Manechinul a fost poziționat în centrul geometric al

încăperii. Dimensiunile lui sunt, pe direcția x - 60cm, pe direcția y - 38cm și pe direcția z - 129cm.

Ocupantul a fost reprezentat ca fiind alcătuit dintr-un total de 16 celule dispuse precum în Figura 3.13.

In prima fază am considerat, ca și în modelul 2D, că temperatura în interiorul încăperii este de 20°C.

Temperatura pereților este considerată de asemenea 20°C. De asemenea am considerat temperatura

manechinului ca fiind uniformă și egală cu 25°C pe toate segmentele corpului, deci cu 5 grade mai

ridicată față de temperatura încăperii, pentru a putea compara modelul nostru numeric cu modelele din

literatură. În încăpere singura mișcare a aerului este datorată modificării densității aerului, pe măsură ce

timpul trece și acesta se încălzește. Din această cauză în încăpere nu se va atinge o fază de stabilitate

deoarece datorită degajărilor de căldură de la om va avea loc o încălzire graduală și continuă a aerului din

încăpere, mai ales în partea sa superioară.

Figura 3.13 Prezentarea geometriei încăperii și a manechinului în modelul zonal 3D

X

Z

Y

77

3.6 Rezultate

În Figura 3.14 putem vedea câmpurile de temperatură din încăpere pentru timpul t=690 secunde și pentru

t=900 secunde în planul y=0,9m situat în centrul manechinului și în planul x=1,305m.

Figura 3.14 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m la diferite momente în timp,

respectiv t=690s și t=900s, plan sagital

78

Figura 3.15 Profilul de temperaturi din încăpere pentru x=1,305m la diferite momente în timp,

respectiv t=690s si t=900s, plan coronal

După cum putem observa temperatura atinge valorile maxime în zona superioară a încăperii, unde variația

în timp a acesteia este mai vizibila și importantă. In partea inferioară a încăperii aceasta variază foarte

ușor față de temperatura la momentul inițial. Temperatura maximă se înregistrează deasupra capului

manechinului. Deoarece vorbim de modelare zonală temperatura în celula de deasupra capului

manechinului are valoare uniformă și constantă pentru întreaga celulă iar la momentul t=690s va avea

valoarea de 21,15°C. Apoi aceasta începe sa scadă, atingând în zona plafonului valori de 20,99°C exact

deasupra capului manechinului și valori de 20,61°C la plafon în partea din spate a manechinului iar în

partea din fața - 20,66°C .

Se poate observa că valorile temperaturilor în celulele din fața manechinului sunt ușor mai ridicate față de

cele din spatele sau din lateralul manechinului. Acest fapt este datorat influenței termice a picioarelor,

care fac ca acest panaș termic din jurul ocupantului să fie deplasat ușor spre față așa cum au arătat și

studiile din literatură. La nivelul plafonului, unde influența picioarelor este mai îndepărtată, această

tendință este mai puțin vizibilă. (Figura 3.16)

79

Figura 3.16 Câmpul de temperaturi deasupra capului pentru y=0,9 la t=690s, plan coronal

În Figura 3.17 și Figura 3.18 este prezentată circulația debitelor de aer în încăpere cu ajutorul interfeței

de vizualizare SIMSPARK.

Figura 3.17 Circulația aerului în încăpere plan y=0,9m la momentul t=690s, plan coronal

80

Figura 3.18 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s, plan coronal

După cum putem observa, în partea inferioară a încăperii, la nivelul picioarelor, circulația aerului este

foarte slabă. De aceea am putut observa și în profilul de temperaturi că temperatura nu suferă modificări

importante. Aceasta se intensifică odată cu creșterea în înălțime, în jurul ocupantului, ea antrenând aer din

încăpere. Se constată că cea mai mare circulație se înregistrează deasupra capului manechinului. Așa cum

ne confirmă și profilul de temperaturi, aerul încălzit din panaș urcă la nivelul plafonului, valoarea

temperaturii în zona superioară a încăperii crescând.

Am decis să comparăm rezultatele obținute cu modelul numeric realizat prin modelarea zonală și

rezultatele obținute prin modelarea CFD de către Jia ([2]). La compararea profilelor de temperatură se

observă că atât modelarea zonală cât și cea CFD conduc la temperaturi ușor peste valoarea de 20°C în

partea inferioară a încăperii. Pentru a putea compara rezultatele modelării zonale cu cele din studiul lui Jia

([2]), am recurs la calculul unei temperaturi medii pe suprafață la cotele de înălțime corespunzătoare

celulelor din model considerate. Astfel vom avea șapte temperaturi medii pentru fiecare din cele șapte

rânduri de celule dispuse pe înălțime.

Temperaturile medii orizontale la diferite cote sunt prezentate în Figura 3.19..

81

a)

b)

Figura 3.19 Temperatura medie orizontală pe suprafață a) model zonal la timpul t=690s ; b) model

CFD- Jiu

20

20.1

20.2

20.3

20.4

20.5

20.6

20.7

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3

Tem

pe

ratu

ra (

°C)

Inălțimea Z (m)

Temperatura medie orizontală

Temperatura

82

Dacă facem o comparație între aceste rezultate și cele obținute de Jia remarcăm că la momentul t=690s la

cotele 0,42m;0,58m;0.98m;1.24m,1.54m; modelul zonal prevede valori ale temperaturilor medii

orizontale aproximativ egale cu cele ale modelului CFD. În partea superioară a încăperii valorile propuse

de modelul zonal au valori ușor inferioare față de modelul CFD. La înălțimea de 2m, modelul zonal

prevede o temperatura de cca 20,6°, în timp de modelul lui Jia prevede o temperatură de cca 20,75 °C.

Peste această cotă modelul CFD preconizează temperaturi mai mari. Modelul zonal considerând de la

această înălțime o singura celulă, deci o temperatură uniformă în interiorul ei, are un dezavantaj în

preconizarea temperaturii la această cotă, valoarea rezultată din modelarea zonală fiind mai mică.

Dacă în prima etapă a studiului modelării numerice am considerat o temperatură uniformă pentru toate

segmentele corpului și egală cu 25°C, în etapa următoare am dorit să observăm evoluția modelului în

condițiile impunerii unor temperaturi cât mai apropiate de cele ale corpului uman.

De aceea am considerat aceeași configurație geometrică a manechinului, având următoarele condiții la

limită:

Temperatură cap -34,5°C

Temperatură trunchi -31,9°C

Temperatură picioare - 26,8°C

Temperatură pereți - 20°C

Aceste condiții la limită au fost preluate din studiul lui C. Croitoru ([38], C.Croitoru; Studii teoretice si

experimentale referitoare la influenta turbulentei aerului din incaperile climatizate asupra confortului

termic; Teza de doctorat 2011). Este drept că studiul lui C. Croitoru a urmărit evoluția panașului în

condițiile unei persoane “în picioare”.

Dacă facem o paralelă, la același moment de timp (t=690s), între cazul cu temperatura corpului impusă

pe toate segmentele corpului de 25°C și acest caz, apropiat de realitate, observăm că, așa cum era de

așteptat, temperatura în încăpere și la nivelul panașului înregistrează o creștere. La nivelul profilului de

temperaturi, în partea inferioară a încăperii, la primul rând de celule, la cota de 0,42cm deasupra

pardoselii, modelul zonal prefigurează o temperatură medie pe suprafată de 20,2°C, cu cca 0,1 grade mai

mult față de predicția temperaturii pentru cazul temperaturii corpului de 25°C. În ceea ce privește zonele

superioare, tendința se păstrează, așa cum arată și profilul temperaturii medii orizontale pe suprafață. La

nivelul capului temperatura orizontală pe suprafață înregistrează o creștere de aprox 0,56°C. Același lucru

83

putem spune despre temperaturile orizontale medii pe suprafață pentru celulele de deasupra capului, la

partea superioară a încăperii valoarea creșterii fiind de 0,7°C. În Figura 3.20 este prezentat profilul

temperaturilor pentru timpul t=690 secunde

In Figura 3.20 b) de mai jos putem vedea profilul temperaturilor la momentul T=2660 secunde în planul

y=0,9m pentru condițiile limită impuse mai sus. Se poate observa cu ochiul liber că temperatura în

încăpere înregistreză o creștere.

a)

84

b)

Figura 3.20 Profilul de temperaturi din încăpere pentru y=0,9m pentru a) t=690s și b) t=2660s,

plan sagital

Figura 3.21 Temperatura medie orizontală pe suprafață - model zonal la momentul t=690s pentru

manechinul având temperatura corpului asemenea unei ființe umane

Așa cum a concluzionat și Zukowska ([39]), în studiul său experimental asupra influenței diferiților

factori asupra dezvoltării panașului termic în jurul unui ocupant, existența unei temperaturi mai mari la

20

20.2

20.4

20.6

20.8

21

21.2

21.4

0 1 2 3

Tem

pe

ratu

ra (

°C)

Inălțimea Z (m)

Temperatura medie orizontală

85

nivelul capului va micșora debitul de aer de deasupra acestuia, deoarece va fi antrenat mai puțin aer din

exteriorul panașului. O temperatură mai scăzută la nivelul capului va determina un grad mai mare de

amestec cu aerul din încăpere.

a)

b)

Figura 3.22 Circulația aerului în încăpere plan x=1.3 m la momentul t=690s pentru temperatura

corpului reală, a) plan coronal; b) plan sagital

86

După o primă validare a modelului realizat, cu studiile din literatură, dorința noastră a fost realizarea

validării cu un studiu experimetal. În acest scop am realizat campania experimentală prezentată la

capitolul 4. Manechinul termic a fost realizat, ca geometrie, urmărind dimensiunile unei persoane. Prin

urmare a urmat introducerea în modelul numeric a geometriei celulei și a manechinului experimental.

Până în acest moment, pentru realizarea modelului și verificarea predicțiilor oferite de acesta, ne-am

raportat doar la studii din literatură care nu se pliau perfect pe condițiile modelului nostru. De aceea,

pentru comparație, a trebuit să recurgem la o serie de ipoteze și artificii cum a fost, de exemplu,

temperatura medie pe suprafeță.

De aceea campania de măsurători a fost realizată astfel încât să putem compara ulterior rezultatele

acesteia cu cele ieșite din modelarea numerică. Așa cum vom vedea în capitolul următor, grila modelului

numeric a fost „reconstruită” în celula experimetală. În urma campaniei experimentale, având în sfârșit

termeni de comparație exacți, am putut realiza o rafinare a modelului numeric pentru ameliorarea

predicțiilor oferite de acesta.

Odată introdusă geometria reală a încăperii experimentale și a manechinului în modelul numeric am

remarcat că rezultatele erau apropiate de cele ale modelarii. Totuși existau anumite diferențe pe care am

vrut să vedem dacă le putem micșora sau chiar dacă le putem face să dispară. Prima noastră idee a fost să

vedem influența debitelor de aer din panaș asupra predicțiilor modelului. Așa cum am arătat în studiul

bibliografic, în literatură există mai multe relații de estimare și calcul a debitelor de aer din panașul

termic.

Relația cu care noi am pornit la drum pentru calculul debitului de aer în panaș este aceea a lui Skaret

([26]). Primele rezultate obținute după introducerea noii geometrii ne arătau predicții de temperaturi mai

scăzute față de cele din partea experimentală, așa că ne-am gândit să testăm în modelul nostru și relația

propusă de Zukowska ([40]) pentru calculul debitului de aer. Valoarea debitului în acest caz s-a situat la

valori de cca 75-80l/s la distanța de 0,7m deasupra capului manechinului. Aceste valori ne-au condus la

predicții de temperaturi mai scăzute. Relația propusă de Zukowska ([40]) Ecuatia 2.2.2.1se bazează pe

calculul debitului de aer în funcție de un coeficient de antrenare, de cantitatea de caldură degajată de

manechin și de diferența între distanța între cap și punctul de referință în care se dorește calculul debitului

și distanța la care se situează punctul de origine al panașului termic considerat ca având forma unui con.

De asemenea această relație a fost determinată pentru condițiile unui mediu nestratificat termic, iar în

cazul nostru în camera experimentală a existat stratificare termică așa cum arătat în capitolul

experimental. Acest studiu parametric ne-a confirmat, pentru cazul nostru experimetal, alegerea făcută în

ceea ce privește calculul debitului de aer din panaș.

87


experimental, plan sagital

O altă întrebare care ne-a framântat a fost „are lațimea celulelor plasate în fața manechinului impact

asupra predicțiilor temperaturii?” Așa cum putem vedea în Figura 3.22, datorită constrângerilor legate de

introducerea geometriei manechinului și din dorința de a realiza o grilă cât mai eficientă din punct de

vedere timp de simulare/ acuratețe rezultate, rândul de celule verticale plasat în fața manechinului avea o

lățime de câtiva zeci de centimetri (32cm în cazul simulărilor realizate pentru compararea cu studiile din

literatură și 25cm în cazul manechinului nostru experimental). Așa cum am observat până în prezent, la

nivelul inferior al încăperii și la cel al picioarelor, circulația de aer este foarte slabă și, în consecință,

variația temperaturii față de momentul inițial este mică. Prin urmare am constatat că partea inferioară a

picioarelor are o influență aproape neglijabilă asupra rezultatelor. Din dorința de a eficientiza la maxim

timpii de simulare ( un număr de celule crescut ar conduce la timpi de simulare mai îndelungați) și având

concluziile anterior menționate am decis păstrarea grilei și diminuarea lățimii celulei din fața trunchiului

manechinului la dimensiunea de 5cm. Simularea a arătat că acest demers a fost unul corect deoarece

rezultatele au fost ameliorate.

88

a)

b)


experimental reducerea dimensiunii celulei din fața trunchiului manechinului (a); (b) detaliu al

aceluiași caz, plan sagital

Un alt factor a cărei influență am urmărit-o a fost dimensiunea celulei de deasupra capului.

Inițial, așa cum putem vedea în Figura 3.24, aceasta avea înălțimea de 25cm. Așa că, prin încercări

succesive, am decis să o reducem ca înălțime. Am putut observa că înălțimea acesteia a avut impact

asupra predicției temperaturii deasupra capului manechinului. În urma simulărilor am remarcat că

înălțimea optimă a fost de 12.5cm, sub această înălțime predicțiile de temperatură neschimbându-se

semnificativ.

89


experimental reducerea dimensiunii celulei de deasupra capului manechinului (a); (b) detaliu al

aceluiași caz, plan sagital

Studiul experimental a fost compus din două campanii de măsurători pentru curentul de convecție format

în jurul corpului manechinului termic.Campania a doua a fost folosita pentru validarea modelului

numeric, iar ultima fază a studiului panașului termic a fost reproducerea condițiilor la limită din aceasta

campanie. În figura sunt prezentate rezultatele modelării numerice corespunzătoare.

90

a)

b)

Figura 3.26 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru condițiile modelului experimental a) plan

sagital; b) plan coronal

91

3.7 Modelarea numerică a sistemului de ventilare personalizată în literatură

Studiile numerice sunt folosite pentru a determina în mod eficient, din punct de vedere al cheltuielilor față

de investigațiile experimentale, temperatura, umiditatea, concentrațiile de poluanți, câmpurile de viteze.

Așa cum am relatat anterior, pentru studiul numeric al sistemului de ventilare personalizată se folosesc

tehnici CFD. Cel mai dificil lucru de realizat în modelarea CFD este realizarea discretizării spațiului în

volume de control. Numărul de celule pentru un astfel de model însumează de la sute de mii la milioane

de celule, timpii de simulare fiind destul de îndelungați. În 2004 Gao și Niu ([41]) realizează un studiu de

modelare CFD în care cuplează un model CFD pentru curentul convectiv din jurul corpului cu un jet PV.

Terminalul de introducere folosit este de forma unei guri circulare, plasate în poziția unui microfon.

Experimentul a luat în considerare și simularea respirației care s-a rezumat doar la un proces de inhalare

cu un debit de 0,14l/s. Studiul lor a cuprins și o parte în care nu a fost luată în calcul ventilare

personalizată si o parte cu ventilare personalizată. În cazul inexistenței sistemului de ventilare

personalizată, aerul inhalat este aspirat, la nivelul feței, de la nivelul picioarelor, prin spațiul dintre ele.

Pentru debitul de 1 l/s cea mai mare viteză, înregistrată deasupra capului, a fost de 0,25m/s (Figura 3.28).

Debitele ridicate ale aerului introdus prin ventilația personalizată cresc viteza la nivelul feței, așa cum

arată Figura 3.27 .

Figura 3.27 Profilul de viteze la nivelul feței cu PV(dreapta 1l/s) și fără introducerea aerului prin

sistemul PV (stânga) după ([41])

92

Figura 3.28 Profilele de viteză pentru cazul sistemului de ventilare personalizată debit 1l/s, debit

x=1.3m (stânga) y=1,2m dreapta după ([41])

În 2012 Zhang și Li ([42]) se ocupă de cercetarea experimentală si numerică a unui sistem de introducere

aer prin ventilația personalizată, destinat în principal avioanelor comerciale. Aerul a avut temperatura de

25°C cu un debit de 4,5l/s introdus prin dispozitivul de ventilare personalizată și completat cu un debit de

7,5l/s furnizat prin sistemul de ventilare prin pardoseală. În cazul funcționării sistemului de ventilare

personalizată, există o tendință ascensională a aerului . Cele două jeturi, provenind de la terminalele de

introducere, se ciocnesc și urcă împreună. Din punctul de vedere al calității aerului inhalat, s-a constatat,

în condițiile introducerii de poluant CO2, că îmbunătățirea este de cca 40%.

Din punct de vedere al distribuției temperaturii, aceasta se situează, în jurul valorii de 25°C, in limita

zonei de confort.

Figura 3.29 Profilul de temperatura în jurul ocupantului. Cu roșu punctele de măsură, cu negru

rezultate obtinute cu CFD [41]

93

În 2009 J.S Russo et al ([43]) realizează un model CFD pentru evaluarea eficienței sistemelor de ventilare

personalizată. Modelul a fost testat pentru două terminale de introducere: unul simplu, tip duză, și unul

co-flow duză, și a fost validat cu investigații experimentale . Modelul a arătat că o duză tip co-flow are

capacitatea de a furniza aer proaspăt, fără a antrena aer din jur, pe o distanță mai mare față de duza

simplă.

În afara predicției câmpurilor de temperaturi, modelele CFD pot fi folosite pentru vizualizarea

transportului de poluant. În 2009, Y. Xu, X.Yang et al ([45]) au modelat dispersia de poluant într-o

încăpere cu un ocupant și un sistem de ventilare personalizată tip displacement. Ei au testat mai multe

locații ale grilei și au realizat validarea modelului CFD față de modelul experimental.

Figura 3.30 Distribuția concentrației de poluant pentru diferite poziții ale sursei de poluant

a)Poziție față jos; b) Poziție față sus c) Poziție spate jos dupa[42]

Modelul a arătat că, atunci când sursa de poluant este în partea de sus a încăperii, zona de jos va fi curată

iar poluantul va fi dispersat în partea superioară a încăperii; atunci când contaminantul este plasat în

partea de jos a încăperii acesta se va împrăștia pe întreaga pardoseală indiferent de poziția sursei. În cazul

acestui jet provenit din terminalul de ventilare forța arhimedică nu a fost destul de puternică pentru a

ridica jetul în zona de respirație. Cea mai mare parte a aerului proaspăt se amestecă cu aerul din încăpere.

94

3.8 Modelarea zonală a sistemului de ventilare personalizată

În acest paragraf vom prezenta demersul implementării sistemului de ventilare personalizată în modelul

zonal al încăperii.

3.8.1 Implementarea dispozitivului de ventilare personalizată în modelarea zonală și cuplarea

acestuia cu modelul panașului termic creat de ocupant

După modelarea numerică a panașului termic format în jurul manechinului experimental, următorul pas l-

a reprezentat cuplarea acestuia cu un difuzor pentru ventilația personalizată și modelarea interacțiunii

între cele două. Primul pas a fost alegerea unui terminal de introducere. În acest scop am dorit un terminal

de introducere care să difuzeze aerul fără a produce antrenare. Neantrenând aer din mediul ambiant, aerul

introdus prin difuzor își va păstra în mare măsură calitățile. De asemenea am dorit viteze mici în zona

ocupantului, nederanjante pentru o persoană Astfel ne-am îndreptat atenția către un difuzor care în

realitate funcționează ca un displacement care are o suprafață uniform perforată, cunoscut fiind faptul că

difuzoarele tip displacement introduc aerul cu viteze mici. Prezentarea difuzorului este făcută în figura

Figura 3.32. După cum putem observa din figură, acesta prezintă două suprafețe de difuzie a aerului. Din

motive legate strict de modelarea numerică a acestuia, am decis acoperirea părții oblice și testarea

difuzorului cu difuzia orizontală a jetului de aer. Astfel acesta a fost plasat la o distanță de 40 cm de

manechin/ocupant, atât în studiul numeric cât și în cel experimental. Terminalul de introducere va fi

dispus precum în Figura 3.31 Reprezentarea geometrică a manechinului și a dispozitivului de ventilare

personalizată. Lățimea dispozitivului de introducere este de 50cm. Astfel acesta depășește în lățime

ocupantul, aerul fiind introdus și pe lângă ocupant.

Pentru implementarea terminalului de introducere a aerului în modelul zonal al încăperii și cuplarea lui cu

modelul zonal al panașului termic a fost necesară introducerea unui rând suplimentar de celule în modelul

ocupantului. Acest demers a fost o constrângere legată de geometrie, datorită faptului că trunchiul era

alcătuit, pe înălțime, dintr-un singur rând de celule. Înălțimea grilei alese este mult mai mică față de

această înălțime și astfel am fost nevoiți să realizăm o redispunere și o realocare a celulelor.

Pentru implementarea modelului în SPARK vom considera o celulă care va reprezenta acest terminal de

introducere, denumită “cell sys”. Această celulă este diferită față de restul celulelor prin faptul că ea

comunică cu interfața vest, prin care se realizează introducerea debitului de aer ales. Deci diferența între

macroclasa “cell sys” și o celulă obișnuită este aceea că fațeta vest a celulei nu mai este implicată în

ecuația de bilanț de masă, bilanț dinamic de masă și bilanț de energie pe care o respectă debitele celorlate

95

fațete (N,S,E,S.J), deoarece această fațetă comunică cu interfața vest prin care este impusă o valoare a

debitului de aer introdus. Astfel au fost create clase “_sys” pentru bilanțul de masă în celula sys și pentru

bilanțul dinamic de masă. Terminalul de introducere se desfășoară pe 5 celule. Așa cum am amintit mai

devreme debitul de aer este introdus prin interfața verticală vest a celulei. În acest scop a fost necesară

construirea unei interfețe denumită “grilă”. În comparație cu o intefață verticală normală, a fost înlăturat

calculul debitului care traverseză celula cu ajutorul ecuației nonliniare de calcul. Acest debit a fost

introdus ca dată de intrare și repartizat proporțional cu suprafața fiecărei interfețe verticale pe toată

suprafața grilei. De asemenea a fost introdusă tot ca data de intrare și temperatura de suflare.

In ceea ce privește aerul introdus prin dispozitivul de ventilare personalizată, ca ipoteză simplificatoare, în

modelul numeric, am considerat că aceasta este preluat din încăpere, astfel încât singura circulație

existentă se datorează jetului de ventilare personalizată și panașului creat în jurul ocupantului.

Figura 3.31 Reprezentarea geometrică a manechinului și a dispozitivului de ventilare personalizată

în modelul zonal al încăperii

Figura 3.32 Terminalul de introducere pentru ventilația personalizată

Z

Y X

96

Aerul este introdus izoterm, fiind preluat aer din încăpere, dar ,datorită acțiunii ventilatorului, acesta se

încălzeste cu circa 0,5°C ,având în final temperatura de 26,6°C și o tendință ușor ascensională.

Așa cum am menționat în paragraful de prezentare a modelelor zonale, pentru descrierea corectă a zonelor

de jet în modelarea zonală, este necesară implementarea unor legi provenite din partea experimentală sau

a unor expresii semi-empirice provenite din analiza integrală. În acest scop, pentru a putea introduce

modelul jetului produs de dispozitivul de ventilare personalizată în modelul numeric, am recurs la

obținerea pe cale experimentală a unei relații de variație a jetului.

Aceasta este prezentată în Figura 3.33 Legea de variație a debitului de aer cu distanța.

Figura 3.33 Legea de variație a debitului de aer cu distanța

y = 0.2445x + 22.768 R² = 0.9901

0

50

100

150

0 100 200 300 400

Q(m3/h)

Q(m3/h)

Linear(Q(m3/h))

97

3.9 Rezultatele modelării numerice a sistemului de ventilare personalizată

În Figura 3.34 este prezentată distribuția de temperaturi pentru sistemul de ventilare personalizată cuplat

cu modelul ocupantului

a)

Figura 3.34 Profilul temperaturilor în încăpere pentru modelul ocupantului și al sistemului PV

dispus deasupra picioarelor a)plan sagital b) plan coronal

98

Figura 3.35 Circulația aerului în încăpere pentru modelul ocupantului și a sistemului PV a)plan

sagital; b) plan coronal

99

4 Studii experimentale privind jetul convectiv creat în jurul corpului uman

și terminalul de introducere pentru ventilația personalizată

Așa cum am explicat și am putut vedea în capitolele precedente, pentru a putea studia un sistem de

ventilare personalizată și influența unui jet de ventilare personalizată asupra unui ocupant, trebuie, în

primul rând, să cunoaștem foarte bine ce se întâmplă cu jetul convectiv care se formează datorită

diferenței de temperatură între ocupant și mediul ambiant din jurul corpului. Cunoașterea

comportamentului curentului de convecție este esențială pentru controlul calității aerului, pentru confortul

termic al ocupanților, pentru studiile de transport de contaminanți provenind de la corpul uman și pentru

înțelegerea antrenării particulelor respirabile în zona de inspirație. In această curgere convectivă sunt

antrenate particulele de piele exfoliată precum și particulele provenind din expirație. De multe ori aceste

particule de piele moartă, provenind de pe suprafața corpului nostru, sunt acoperite cu microorganisme,

iar cea mai mare parte a aerului inhalat provine din acest curent convectiv din jurul ocupantului.

Din punct de vedere experimental modalitatea de a investiga acest comportament este folosirea fie a unui

manechin termic care să reproducă temperatura corpului unui ocupant, fie campanii experimentale care să

folosească subiecți umani. Acestea din urmă sunt mai dificil de realizat, deși sunt cele care furnizează

cele mai exacte rezultate și sunt folosite cu precădere pentru aprecierea senzațiilor termice resimțite de

subiecți, deci la investigarea diferitelor strategii de ventilare. Astfel de studii sunt complexe și, așa cum

vom vedea și în continuare în studiul bibliografic realizat, implică un număr destul de mare de subiecți.

La nivelul campaniilor experimentale care folosesc manechine termice de asemenea există studii pe

diverse forme de manechine de diferite complexități, în funcție de scopul studiului și de strategia de

ventilare implicată. În unele cazuri poate fi suficient ca „manechinul” să fie un paralelipiped sau, în altele,

manechinul trebuie să imite perfect forma, temperatura și comportamentul termic al unui umanoid

(respirație, transpirație). Scopul studiului nostru fiind investigarea posibilității unui model numeric

simplificat de a diagnostica comportamentul termic în sistemul de ventilare personalizat, studiul

experimental a necesitat o transpunere a acestui model în realitate, în celula experimentală. Astfel, așa

cum vom vedea în continuare, studiul nostru implică două părți: prima parte este dedicată curentului

convectiv care se formează în jurul manechinului termic și a doua parte este un studiu experimental

asupra jetului de ventilare personalizată.

100

4.1 Studii experimentale în literatură

Dezvoltarea și apariția diferitelor strategii de ventilare a determinat necesitatea investigării acestui curent

convectiv existent în jurul corpului uman. Deși modelul nostru numeric reprezintă ocupantul într-o formă

simplificată, am dorit să vedem în studiile de investigare a panașului termic existente, în ce măsură poate

această formă să aproximeze panașul convectiv al unui ocupant. Studiul nostru ocupându-se de un sistem

de ventilare destinat ocupanților care îsi petrec cea mai mare parte a timpului la birou, ne-am îndreptat

atenția asupra studiului jetului convectiv al unei persoane în poziție șezândă.

4.1.1 Studii experimentale privind curentul convectiv creat în jurul corpului uman

Deoarece această curgere convectivă este una destul de complexă, atât în investigarea numerică cât și în

cea experimentală, studiile s-au concentrat asupra diverselor forme de reprezentare a persoanei, în dorința

de a vedea în ce măsură aceste situații se apropie de realitate.

Astfel în 2010 D. Zukowska ([44]) a investigat experimental panașul termic din jurul corpului uman în

poziție șezândă, pentru diferite complexități ale geometriei acestuia, pentru a vedea în ce măsură

acuratețea reprezentării formei corpului are importanță asupra caracteristicilor panașului termic. În acest

caz, pentru reprezentarea corpului uman, ea a folosit, pe rând, un cilindru, o cutie de formă

paralelipipedică, un manechin cu o geometrie simplificată și un manechin termic cu o formă realistă toate

având aproximativ suprafețe egale ale corpului.

Figura 4.1 Simulatoare termice întruchipând corpul uman de diferite complexități ([44])

Cele patru manechine au fost plasate pe rând în camera experimentală, în condiții de temperatură

constantă de 23°C, cu stratificare termică foarte mică - aproximativ 0,07K și viteză sub 0,05 m/s. Pentru

determinarea panașului termic, măsurătorile de viteză și temperatură au fost făcute la diferite înălțimi

0.5,0.7 și 0.9 m deasupra „capului” manechinelor. Măsurătorile au fost făcute cu un sistem de sonde

omnidirecționale, capabile să măsoare temperatura și viteza, plasate pe un sistem de traverse mobile care

101

să permită deplasarea sondelor în câmpul de măsurare Datele furnizate au fost măsurate la o înălțime de

0,7m deasupra manechinului. Analiza datelor a arătat că panașurile convective pentru geometriile

simplificate ale corpului uman sunt mai compacte. Profilele de temperatură și viteză pentru acestea

urmăresc o distribuție gausiană. În ceea ce privește panașul termic deasupra manechinului cu formă

simplificată și a manechinului cu formă realistă, acestea sunt similare, dar panașul nu este simetric,

datorită poziției șezândă în care se află manechinul. Forma acestuia este influențată de curentul convectiv

venit de la picioare. În acest caz o distribuție gausiană a parametrilor nu este valabilă.

Totuși aceștia au aproximat parametrii gausieni ai unui panaș simetric echivalent cu același debit de aer,

moment și forță arhimedică ca și pentru manechinul cu formă realistă și cel cu formă geometrică

simplificată.

Așa cum am putut observa în capitolele precedente pentru modelarea numerică a curentului convectiv a

fost necesară determinarea debitelor de aer din panaș. În cazul unor anumite sisteme de ventilare sau

pentru anumite aplicații acest debit de aer poate fi deosebit de important. Astfel, în cadrul studiilor

experimentale privitoare la panașul convectiv din jurul ocupantului, unii dintre cercetători și-au îndreptat

atenția către găsirea unei relații de calcul pentru acest debit. Ținând seama de concluziile studiului

precedent referitor la forma panașului convectiv pentru manechinul așezat, doi ani mai târziu, în 2009,

Zukowska et al ([40]) au investigat prin metode experimentale justețea aplicării formulei următoare

( )

(2.2.2.1)

pentru calculul debitului de aer din panașul termic în cazul unui manechin termic dispus în poziție

șezândă. Metoda este bazată pe calculul debitului de aer din jetul convectiv al unei surse punctiforme de

căldură într-un mediu omogen nestratificat. Modelul presupune că panașul termic al unei asemenea surse

se propagă liniar și are forma unui con cu vârful în originea virtuală a panașului.

Qc – fluxul convectiv [W]

Kv – este un coeficient de antrenare

Zt – este distanța măsurată de la planul de măsură la vârful sursei de căldură [m];

Zv – este distanța între originea panașului și partea superioară a sursei de căldură. Testele au fost făcute în

condiții de temperatură de 23°C, gradient pe verticală foarte mic, sub 0.07°C, și viteza aerului în încăpere

sub 0,05m/s. Rezultatele au arătat că originea virtuală a panașului termic se află în medie la circa -1,66m

față de partea cea mai înaltă a manechinului. Pentru testele lor, aceștia au gândit mai multe tipuri de

manechine ( manechin chel sau cu păr, îmbrăcat în haine de diferite grosimi.) S-a constatat că originea

virtuală a panașului variază în funcție de parametrii anterior amintiți. Distanța cea mai mică la care s-a

aflat originea panașului termic față de partea cea mai de sus a manechinului s-a înregistrat pentru cazurile

102

când manechinul nu avea capul acoperit cu păr. (Zv=-1.45m respectiv Zv=-1.50m) pentru celelalte cazuri

originea panașului termic s-a aflat la distanțe mai mari. Valoarea lui zv de -1,66m s-a considerat ca având

o eroare acceptabilă, de ±20%, pentru toate cazurile considerate.

Concluzia studiului a fost că valorile debitului de aer din panașul convectiv au fost prezise destul de bine

de relația de mai sus, considerând Kv=0.06 și poziția originii panașului la Zv=-1.66m pentru manechinul

în poziție șezândă.

Un alt factor care poate influența dezvoltarea și caracteristicile panașului termic este stratificarea din

încăpere. Putem observa că studiile amintite anterior au fost făcute în condiții de stratificare termică

minimă.

În 2006 Craven ([46]) a investigat din punct de vedere numeric și experimental curgerea convectivă din

jurul corpului uman în condiții de stratificare termică. Astfel, pentru partea experimentală a acestui studiu,

a fost folosit un subiect uman de sex masculin îmbrăcat în salopetă 0.3clo, într-un mediu cu o temperatură

ambiantă de 21,3°C, o temperatură medie a suprafeței corpului de cca 26,6°C, temperatura pardoselii este

de 20°C, iar cea a plafonului de 22,5°C. Măsurătorile au fost făcute folosind tehnica PIV, subiectul fiind

așezat într-o cutie rectangulară de dimensiunile 1.00x0.81x0,51m. Experimentul a inclus numai

vizualizarea jetului convectiv pentru cap și umeri. Au fost investigați mai mulți parametrii: profilele

vitezelor în ax, debitele de aer din panaș și efectul stratificării termice. Astfel viteza maximă în panaș se

situează în jurul valorii de 0,24m/s la o înălțime de 0,43m deasupra capului. Într-un mediu uniform viteza

maximă în panaș atinge valori de circa 0,3m/s. Chiar și poziția vitezei maxime se modifică de la 2,12m,

într-un mediu stratificat, la 2,7m, într-un mediu uniform din punct de vedere tehnic pentru o persoană în

poziție verticală. În privința debitului de aer, valorile acestuia se situează în jurul valorii de 70/80 l/s în

medii uniforme din punct de vedere termic, așa cum putem vedea în calculul debitului de aer cu relația

propusă de Zukowska ([40]) și 20-30l/s în medii stratificate termic. Deci atât vitezele cât și debitele de aer

au valori mai mici decât cele măsurate în medii cu stratificare termică. Cu alte cuvinte panașul termic este

mai dezvoltat în mediile uniforme față de mediile cu stratificare termică. După cum putem vedea panașul

termic este foarte sensibil la diferiți factori cum ar fi temperatura ambiantă, stratificare, etc. Un alt factor

investigat de cercetători a fost influența asupra dezvoltării jetului convectiv a mobilierului, a

vestimentației și acoperii capului.

În 2012 D.Zukovska ([44]) a investigat experimental influența acestor factori asupra dezvoltării panașului

convectiv. Pentru efectuarea măsurătorilor ea a folosit un sistem de 16 sonde omnidirecționale și 17

termocuple dispuse la înălțimea de 0,7m deasupra capului, pe un dispozitiv tip traversă. Brațul a fost

mișcat în pași de cate 0,1m la stânga și dreapta manechinului, pentru a realiza profilul de temperaturi și

103

viteze deasupra capului. Gradientul de temperaturi din încăpere a fost evaluat cu 13 termocuple dispuse

pe un stativ, la distanță de 0,8m față de manechin.

Astfel, s-a constatat că o perucă așezată pe capul manechinului intensifică antrenarea aerului în curentul

convectiv care se creează, având drept consecință o valoare crescută a acestui debit. De asemenea, D.

Zukowska a arătat că designul hainelor are un rol major în dezvoltarea panașului termic, acest aspect fiind

demn de luat în considerare atunci când vorbim de modelarea numerică a acestuia. Conform acesteia,

hainele largi creează o antrenare mai rapidă a aerului din jurul manechinului, creând în consecință un

panaș mai larg, cu debite de aer mai mari, față de un manechin îmbrăcat cu haine mulate, care creează un

panaș mai compact, mai bine conturat, cu temperaturi mai crescute și valori ale vitezelor mai mari. Un alt

factor important de luat în considerare atunci când vorbim despre jetul convectiv din jurul corpului este

influența mobilierului. Astfel, tot Zukowska ([44]) a analizat acest factor în studiul său, ajungând la

concluzia că dezvoltarea panașului ar putea fi controlată de așezarea mobilierului. Închiderea golului

dintre corp și masă modifică structura panașului, făcându-l mai puternic. După cum putem vedea, jetul

convectiv din jurul unei persoane este foarte sensibil la o serie de factori, datorită vitezelor foarte mici ale

aerului. Prezența mobilierului sau a diverselor echipamente de birou poate avea o influență importantă

asupra dezvoltării acestuia. Borges ([47]) a investigat experimental, cu ajutorul unui manechin termic,

jetul convectiv din jurul corpului precum și interacțiunea acestuia cu mobilierul de birou și cu jetul

convectiv creat de un calculator de birou, în interiorul unui mediu cu temperatură de 19°C. Măsurătorile

de viteză și temperatură au fost realizate cu ajutorul sondelor omnidirecționale plasate pe un sistem tip

traversă care poate fi deplasat automatizat. Existența unui al doilea jet convectiv în apropierea primului

determină o distribuție nesimetrică, diferită de cea gausiană, a vitezelor. Cei doi curenți nu se contopesc

în întregime nici chiar la distanțe mai mari față de surse. Curenții interacționează între ei, în concluzie nu

pot fi tratați separat. Ca și Zukowska ([44]) acesta observă că prezența biroului în fața manechinului

determină un panaș puțin mai strâmt datorită limitării curentului care vine de la picioare.

În concluzie observăm că această curgere convectivă, care se creează în jurul corpului unei

persoane/manechin termic, este foarte complexă, depinzând de numeroși factori. Astfel, forța și

dezvoltarea sa depind de valoarea temperaturilor din încăpere, de existența sau inexistența stratificării

termice, de valoarea temperaturii corpului deci implicit de valoarea izolației hainelor. O altă sursă de

căldură prezentă în apropiere poate perturba acest panaș termic. De asemenea dezvoltarea sa poate fi

controlată cu ajutorul pieselor de mobilier.

104

4.1.2 Studii experimentale asupra sistemului de ventilare personalizată

După cum am putut vedea în introducerea acestui studiu, sistemul ventilării personalizate trebuie văzut

asemenea unui computer personal. Scopul unui difuzor de introducere personalizat este ca ocupantul să

inhaleze aer din miezul nepoluat al jetului de aer introdus. Spre deosebire de terminalele de aer folosite

pentru ventilația prin amestec, care trebuie sa realizeze cât mai rapid amestecul aerului proaspăt cu cel din

încăpere reducând viteza și diferența de temperatură, gurile de introducere pentru ventilația personalizată

sunt cu atât mai eficiente cu cât acest amestec se realizează într-o măsură cât mai mică. Considerând

acestea, terminalele de introducere în sistemul ventilării personalizate au un rol foarte important, ele fiind

cele care introduc aerul proaspăt în incintă, determinând distribuția aerului de jur împrejurul ocupantului.

Caracteristicile, calitatea aerului inhalat precum și confortul termic al ocupantului depind de această

distribuție. Ca urmare forma și caracteristicile gurii de introducere trebuie determinate cu foarte mare

atenție. Viteza cu care aerul ajunge la ocupant trebuie să fie mică astfel încât să nu existe riscul apariției

senzației de „curent”. Astfel, au fost studiate diferite forme de „prezentare” a acestui sistem și a

terminalelor de introducere. Modul de investigare, în cazul acestui sistem PV, a fost, așa cum vom vedea

în continuare, fie folosind manechinele termice fie studii realizate pe eșantioane de subiecți umani care să

aprecieze senzația resimțită la folosirea sistemului de ventilare personalizată.

Studii realizate folosind manechine termice

După cum ne putem da seama, un rol important, care poate determina eficiența sistemului de ventilare

personalizată, îl are poziția gurii de introducere. În 2002 Melikov ([19]) a comparat performanțele

sistemului de ventilare personalizată pentru cinci tipuri de terminale de aer și poziționări ale gurii de

introducere pentru o masă tipică de birou. Pentru evaluarea confortului și a calității aerului el a utilizat un

manechin termic echipat cu un sistem ce imită respirația, atât pentru condiții izoterme cât și pentru

condiții neizoterme. În Figura 4.2 sunt prezentate diverse posibilități de amplasare a terminalelor de

ventilare personalizată.

CMP- Panou Monitor Computer

PEM – Modul personal pentru ventilare

VDG – Grilă verticală de birou

HDG – Grila orizontală de birou

MP – Panou

Figura 4.2 Scheme de amplasare sistem de ventilare personalizată ( Figura a) după ([19])

105

Pentru a evalua performanțele gurilor de introducere el a folosit un coeficient de evaluare a eficienței în

cazul expunerii personale la agenți poluanți εP (Personal Exposure Effectiveness) care cuantifică

procentul de aer personalizat din aerul inhalat. Atât în condiții izoterme cât și în condiții neizoterme,

valoarea maximă pe care acest coeficient a atins-o a fost 0,6 pentru un debit de circa 15 l/s, pentru grila cu

difuzie verticală de birou și pentru modulul personal pentru ventilare. În afară de analiza calității aerului

un alt factor care trebuie evaluat este confortul termic resimțit de ocupanți. Manechinul termic a fost

folosit pentru a vedea cum influențează temperatura corpului jetul de aer introdus de ventilația

personalizată. A fost făcută diferența între temperatura echivalentă a corpului manechinului calculată

pentru cazul fără ventilare personalizată și cazul cu ventilare personalizată. Pentru cazul izoterm aceasta

nu înregistrează o scădere majoră. Scăderea este între 0.4 C pentru grila cu difuzie orizontală (HDG) și

0.8C pentru grila cu difuzie verticală (VDG și PEM). În cazul în care temperatura aerului introdus (20°C)

este mai mică decât temperatura în încăpere (26°C) scăderea temperaturii corpului este între 0,9°C cu

HDG și 1.8°C cu MP. In acest caz s-ar putea ca ocupantul să simtă o senzație de inconfort datorată

curentului rece.

Câțiva ani mai târziu, un alt tip de modul de introducere a aerului prin sistemul de ventilare personalizată

a fost introdus de Niu et al ([18]). Este vorba de un modul de ventilare personalizată înglobat în scaun așa

cum este prezentat în figura de mai jos

Figura 4.3 Sistem de ventilare personalizată cu posibilitate de reglare, înglobat în scaun după ([18])

De această dată terminalul de introducere a fost adus foarte aproape de zona de inhalare. În aceste condiții

ne-am putea aștepta ca eficiența sistemului să fie foarte mare. Temperatura mediului ambiant a fost

menținută de un sistem de climatizare la 22°C, pentru debite cuprinse între 0.1 și 3 l/s, aerul introdus prin

sistemul PV având temperatura de 20°C. Așa cum putem observa debitele aer introduse au valori mult

mai mici față de studiul lui Melikov ([19]), probabil datorită acestei apropieri a terminalului de

106

introducere. Pentru a vedea influența panașului asupra acestui tip de ventilare au fost făcute experimente

cu un manechin încălzit (cca 31°C) și unul neîncălzit. Manechinul a fost dotat și cu un sistem de respirație

artificială cu un debit de 8l/min cu o frecvență a respirației de 17ori/min dorind a se evalua fracțiunea de

aer personalizat din aerul inhalat. Astfel apariția curentului convectiv datorat încălzirii manechinului a

determinat scăderea procentului de aer inhalat provenit din ventilația personalizată. Aerul inhalat fiind un

amestec între aer provenind din jetul convectiv din jurul corpului, aer personalizat și aer expirat. Totuși

creșterea debitului de aer introdus micșorează influența panașului. Deși au fost testate mai multe variante

și forme ale terminalului de introducere totuși aerul inhalat nu a putut proveni 100% din aer introdus de

terminalul PV. Procentul maxim atins de unul dintre terminale a fost de 80% aer personalizat în aerul

inhalat, la un debit de aer PV de 3l/s folosind un dispozitiv SCN.

Figura 4.4 Tipuri de terminale de introducere pentru ventilația personalizată după ([18])

Observăm că, deși gura de introducere este atât de aproape de zona de inspirație, aerul respirat nu a putut

proveni 100% din aer personalizat. Totuși acesta a avut o eficiență mai mare față de sistemul lui Melikov,

care a folosit și un debit de aer destul de mare.

În 2012 Melikov ([21]) investighează, tot folosind un manechin termic, un alt tip de terminal de

introducere PV. Sistemul este încorporat în tetiera scaunului ca în figura 4.5 :

107

Figura 4.5 Sistem de ventilare personalizată cuplat cu tetiera de la scaun după ([21])

Studiul a investigat o multitudine de scenarii ale temperaturii încăperii/ temperaturii de introducere a

aerului personalizat și o varietate de valori ale debitelor introduse prin acest sistem. Așa cum am putut

vedea și în studiul lui Niu ([18]), influența panașului termic este foarte importantă pentru sistemul de

ventilare personalizată. Și, așa cum am putut vedea în studiile asupra acestui curent termic convectiv care

se formează în jurul corpului, acesta este influențat de foarte mulți factori (stratificare termică,

temperatura interioară ambientală, izolația hainelor). În cazul de față mediul a fost unul cu o temperatură

uniformă, viteza în încăpere fiind sub 0,05m/s. Temperatura manechinului s-a situat în jurul valorii de

33°C pentru segmentele neacoperite și 27°C pentru cele acoperite. Temperaturile ambientale/

temperaturile de introducere variind, s-a putut constata că o diferență mică între temperatura aerului

ambiant și cea a manechinului vor determina o eficiență crescută a sistemului de ventilare personalizată,

procentul de aer inspirat provenit din ventilația personalizată putând crește de la 50% la 100%. Explicația

constă în faptul că în aceste condiții curentul convectiv care se formează în jurul corpului devine mai slab

ca intensitate, aerului provenit din sistemul PV fiindu-i mai facil sa-l străpungă. Bineînțeles, aceasta

depinde și de viteza de introducere a aerului, aceasta fiind dată de debitul introdus și de concepția gurii de

introducere.

In 2012 D.Zukowska studiază experimental impactul asupra panașului termic ([48]) a două tipuri de guri

de introducere a aerului prin sistemul ventilării personalizate. Unul dintre aceste dispozitive distribuia

aerul la nivelul torsului, direcționat în sus, tangențial cu acesta, iar cel de-al doilea dispozitiv orienta jetul

direct spre fața manechinului

108

Figura 4.6 Dispozitive de introducere ventilare personalizată după Zukowska ([48])

Rezultatele acestui studiu, fiind comparate cu cazul fără jet, au dezvăluit că panașul convectiv din jurul

manechinului este puternic perturbat de jetul furnizat de difuzorul de aer pentru ventilația personalizată.

Așa cum arată si graficele de mai jos, observăm că difuzorul circular cu difuzie orizontală spre fața

manechinului dispersează câmpul de viteze, reducând valorile acestora semnificativ. Același efect îl are și

asupra câmpului de temperaturi. Deci acest tip de jet diminuează puterea panașului convectiv,

deplasându-l în același timp spre spate. Cel de-al doilea dispozitiv, grila amplasată în mobilierul de birou,

cu difuzie tangențială orientată în sus, perturbă și ea panașul convectiv destul de mult. Acest jet pornește

tangențial cu corpul, urmând ca apoi, deasupra capului, panașul să devină mai puternic, valorile vitezelor

crescând. Această tendință este observată și în cazul temperaturilor însă este mai pregnantă în cazul

câmpurilor de viteze.

109

Figura 4.7 Câmpurile de viteze medii în panașul termic la înălțimea y=0,7m deasupra capului

manechinului după ([48])

Figura 4.8 Izotermele diferențelor de temperatură la înălțimea y=0.7m deasupra capului

manechinului după ([48])

Studiul pe manechine termice implică folosirea unuia sau a mai multor manechine. Pentru a simula cât

mai aproape de realitate condițiile existente, poate fi folosit un număr mai mare de manechine termice.

Este cazul spațiilor în care ocupanții se găsesc plasați la distanțe mici unii de alții și la care influența

unora față de alții este foarte importantă. După cum am putut vedea și în studiul lui Borges ([47]) o sursă

110

de căldură prezentă în apropierea unui ocupant influențează forma panașului termic. Evident că această

influență va avea un impact direct asupra distribuției aerului în sistemul de ventilare personalizată.

În 2012 Zhang și Li ([49]) se ocupă de cercetarea unui sistem de introducere aer, prin ventilația

personalizată, destinat avioanelor comerciale.

Studii realizate folosind subiecți umani

Așa cum am relatat în deschiderea capitolului, un alt mod de evaluare al senzației resimțite la

interacțiunea cu diferite strategii de ventilare sunt studiile realizate pe eșantioane de subiecți umani.

Astfel de studii sunt destul de ample, presupunând un număr destul de mare de persoane, timpi de

simulare destul de mari, camere climatice vaste. Spre deosebire de cele realizate pe manechine termice,

aceste studii pot evalua și senzații pe care un manechin termic nu le poate simți (calitatea aerului interior,

intensitatea mirosului, senzațiile de iritație sau uscăciune a mucoaselor, a ochilor) Nivelul de complexitate

resimțit de o ființă umană nu poate fi egalat de nici un manechin termic oricât de complex ar fi acesta.

Este drept că pe de altă parte subiecții umani și preferințele acestora sunt foarte diferite și toate aprecierile

sunt subiective, funcție de fiecare individ în parte. Aceste procese sunt foarte complexe, senzațiile de cald

sau de rece putând fi determinate de răcirea membranelor mucoaselor. Răcirea mucoaselor este

proporțională cu gradientul de temperatura și de evaporare a apei între suprafața tractului respirator și

aerul inhalat. Astfel, Keck ([50]) a concluzionat că în ciuda vitezei ridicate a aerului în centrul curentului

de aer inspirat, gradienții de temperatură și presiune, în partea anterioară a nasului, pot realiza încălzirea

puternică a zonei, impactul asupra percepției calității aerului inhalat fiind decisiv. În privința parametrilor

de introducere a aerului în sistemul ventilării personalizate trebuie investigate mai multe probleme: una

este temperatura de introducere a aerului, alt parametru care trebuie determinat este viteza de introducere

111

a aerului respectiv tipul de dispozitiv; corelat cu acestea trebuie determinat și debitul optim de

introducere. Deoarece, așa cum am prezentat în introducere, terminalul de introducere nu trebuie să

asigure o antrenare a aerului înconjurător, ci trebuie să amestece cât mai puțin cu putință aerul introdus

cu cel existent in incintă, viteza de introducere a aerului are un rol foarte important. Desigur aceasta ar

trebui cuplată cu temperatura de introducere pentru a vedea impactul asupra confortului resimțit de

ocupanți. Kaczmarkzyk și Melikov s-au ocupat, în mai multe studii, de efectul pe care îl are viteza de

introducere asupra percepției calității aerului, la diferite temperaturi și regimuri de umiditate ([51]) ([52])

([53]). Astfel, introducerea aerului cu viteză crescută are un efect pozitiv asupra percepției calității

aerului. Aceste ameliorări se observă cu precădere la temperaturi interioare de 25°C și chiar superioare

acestei valori. În cazul studiului unei încăperi cu temperatura de 20°C și umiditate relativă 30% studiul

efectuat pe 32 subiecți umani a arătat că o temperatură mai ridicată a aerului introdus poate compensa o

viteză mai mare de introducere. În condițiile mai sus amintite, introducerea aerului cu temperatura de

26°C prin sistemul PV (dispozitiv circular plasat la nivelul feței) a crescut valorile senzației termice și a

acceptabilității (la aproape 0) , față de introducerea aerului prin același sistem cu temperatura de 21°C

(senzația termică resimțită fiind la limita acceptabilului -0.5).

b)

Figura 4.9 Senzația termică resimțită în timp a) la nivel general b) la nivelul capului după ([53])

Viteza de introducere la nivelul feței a avut valoarea de aproximativ 0,4m/s (la 0,4m de sursă). Această

valoare a vitezei, conform “modelului de curent”, într-o încăpere cu o temperatură de 20°C, ar produce

un grad de disatisfacție de 50% între ocupanții din încăpere. În studiul lor, Kaczmarkzyk et al ([51])

([52]) ([53]) au constatat că gradul de disatisfacție după 15min este mai mic cca 20%. Creșterea

temperaturii a determinat chiar scăderea lui. Studiile au demonstrat că în cazul ventilării PV vitezele pot fi

chiar mai mari decât prevăd modelele clasice. Modelul de curent presupune expunerea întregului corp

112

mișcării aerului pe când în cazul ventilării personalizate doar fața este expusă curentului de aer. "Dacă

senzația termică resimțită la nivelul capului pentru cazul izoterm a fost de „ușor rece” ( -0,5), în cazul

introducerii aerului cu temperatura de 26°C a fost de „ușor cald” (0,25). M.A. Skwarzinski et al (2010)

([54]), în urma testului său pe 30 de subiecți (21 bărbați și 9 femei), a observat de asemenea că o viteză

crescută în zona feței crește acceptabilitatea asupra calității aerului, la o temperatură a încăperii de 26°C și

umiditate relativă de 70%. El a testat trei scenarii de ambianță și anume: aerul având umiditatea relativă

70% cu PV, aerul cu același nivel de umiditate fără PV și cel în care umiditatea aerului avea valoarea de

30% fără PV. Debitul de aer maxim introdus a fost de 20L/s. Aerul a fost introdus la temperatura din

încăpere - 26°C. Viteza aerului a putut fi variată între valorile 0,6m/s și 1,5 m/s. Toți subiecții au ales la

un moment dat viteze de peste 0,8m/s pentru o anumită perioadă de timp. Nu a existat o diferențiere pe

sexe între vitezele de introducere alese. De asemenea studiul a urmărit să vadă efectul vitezei crescute

asupra intensității mirosului. Aceasta a fost mai scăzută în condiții cu umiditate 30% față de cazul cu

umiditate 70%. Pentru cazul cu umiditate 70% nu a fost văzută nici o diferență între cazul cu și fără PV.

Totuși, aceste viteze crescute pot duce la senzația de iritație a ochilor sau de uscăciune a nasului și

mucoaselor. Niu ([18]) a constatat, în studiul său experimental pe subiecți umani, că o viteză crescută a

aerului în zona feței, respectiv a ochilor, mărește forța de evaporare ducând la uscarea mucoaselor.

Temperatura în încăpere fiind menținută constantă la valoarea de cca 22°C și umiditate relativă 50%,

studiul a testat mai multe strategii de introducere 22°C,18°C și 15°C, pentru șase valori ale debitului de

aer. Debitele de aer introduse s-au situat între 0,4 și 2,5 l/s. Astfel acesta a constatat că creșterea debitului

de aer crește senzația de iritație a ochilor și mucoaselor. Percepția asupra calității aerului a crescut pe

măsură ce debitul de aer a crescut în plaja de valori 0,4-0,8l/s, având după această valoare o tendință de

scădere.

Figura 4.10 Percepția calității aerului în diferite condiții de introducere a aerului prin sistemul de

ventilare personalizată după ([54])

113

O explicație acestei situații ar putea fi o confuzie a senzațiilor resimțite de o persoană, între senzația

termică incluzând curenți de aer, iritație, senzația de disconfort cu acceptabilitatea aerului inspirat. Li

([55]) a numit acest efect „cuplarea efectului de confort termic și percepția calității aerului.” Spre

deosebire de studiul lui Skwarzinski , studiul lui H.Amai et al ([56]) a constatat că există mai multe tipuri

de comportamente, unii dintre subiecți ajustând viteza aerului destul de frecvent alții deloc. El a observat

că bărbații ar prefera viteze mai ridicate ale aerului față de femei, și temperaturi de introducere mai

scăzute.

W.Sun et al ([57]) a analizat cu ajutorul unui manechin termic și a unui studiu pe subiecți umani

performanța termică a unui sistem de PV cu două intensități turbulente diferite. Temperatura ambiantă a

luat valorile de 23,5°C și 26°C iar temperatura sistemului de ventilare personalizată a avut valorile de

21°C, 23,5°C și 26°C cu șase valori ale debitelor de aer introduse 3, 6.5, 8.2, 11.4, 13.5, și 16 l/s.

Intensitatea turbulentă a luat valorile mai mici de 15% și mai mare de 40% prin folosirea a două tipuri de

difuzoare de aer (.

Figura 4.11 Sistem de ventilare personalizată - terminale de introducere aer cu intensitate

turbulenta mică și mare după ([56])

Pentru difuzorul cu un grad de turbulență mai mică miezul jetului va fi mai dezvoltat rezultând viteze mai

mari în apropierea feței. . Intensitatea turbulentă a luat valorile mai mici de 15% și mai mare de 40%.

Regimul de viteze pentru turbulență mare nu a depășit viteza de 0,5m/s pentru condiții nonizoterme și

0,4m/s pentru condiții izoterme. Vitezele, în cazul sistemului de ventilare personalizată cu valoare a

turbulenței mică, au atins valori mult mai mari de ordinul 0,7-1 m/s. Senzația termică resimțită la nivel

facial a fost cu atât mai scăzută cu cât intensitatea turbulentă a fost mai mică pentru același debit de aer și

a fost mai ridicată atunci când intensitatea turbulentă a fost mai mare ( viteze de 0,4-0,5m/s în zona

114

facială). Peste aceste valori ale vitezei o intensitate turbulentă mică va avea efect de scădere a senzației

termice resimțite la nivel facial.

Calitatea percepută a aerului este o altă problemă în sistemul ventilării personalizate. Unul dintre

beneficiile sistemului de ventilare personalizată este tocmai acela că o mare parte din aerul inhalat ar

trebui sa provină din aer proaspăt, introdus prin terminalul de ventilare personalizată. Așa cum am putut

vedea, calitatea percepută a aerului poate depinde de temperatura de introducere, de viteza de introducere

de umiditatea relativă a aerului. A.Melikov ([58]) a realizat în 2012 un studiu pe un eșantion de 125

subiecți, privind influența circulației aerului, a temperaturii aerului introdus, umidității relative și gradului

de poluare asupra percepției calității aerului (PAQ). Astfel influența acestor parametrii a fost testată într-o

cameră climatică, cu o temperatură medie radiantă apropiată de cea a încăperii, pentru diferite poziții ale

terminalului de introducere circular cu un diametru de 0,185 m, poziționat la aproximativ 0,45m de

ocupant. Studiul a avut mai multe părți în care a fost urmărită pe rând influența mai multor factori asupra

percepției calității aerului. Una dintre seriile de experimente a testat influența vitezei de introducere

asupra percepției calității aerului la două nivele diferite ale umidității (30% și 60%). Ca și M.A.

Skwarzinski ([54]) rezultatul a arătat că viteza crescută a aerului, în cazul existenței unei umidități

crescute, crește acceptabilitatea în cazul unei ambianțe menținute în jurul valorii de 26°C și umiditate

relativă 60% și o aduce la nivelul valorii resimțite pentru umiditatea relativă 30%. Acest rezultat a fost

obținut când viteza de introducere a putut fi variată de către ocupanți. Totuși chiar această viteză crescută

nu a putut compensa efectele resimțite de o creștere a umidității la valoarea de 70%.

O altă concluzie a fost că o viteză crescută de introducere a aerului, ca factor singular, nu are efect

ameliorator asupra simptomelor sindromului SBS (sindromul clădirilor bolnave) în condițiile recirculării

aerului. Efectul asupra simptomelor SBS este o cumulare a mai multor factori cum ar fi temperatura,

umiditatea și nivelul de poluare. Îmbunătățirea simptomelor SBS se face numai în condițiile introducerii

de aer proaspăt, nu în condițiile mișcării cu viteză crescută a aerului recirculat.

R.Li și S.C.Sekhar ([59]) au testat preferințele referitoare la mișcarea aerului pentru un sistem de

introducere de ventilare personalizată cuplat cu un sistem de distribuție în pardoseală, pe un eșantion de

30 de subiecți care au avut posibilitatea să regleze debitul de aer între valorile de 5l/s și 10l/s, pentru mai

multe regimuri de temperaturi de introducere și o temperatură ambientală de 26°C menținută cu ajutorul

sistemului de introducere prin pardoseală.

115

Celula experimetală

Studiul nostru experimental a pornit ca urmare a dorinței validării modelului numeric ales. De aceea am

hotărât transpunerea modelului numeric în realitate, în celula experimentală a Facultății de Inginerie a

Instalațiilor.

Celula experimentală este reprezentată de o cameră cu dimensiunile 3,53mx3,53mx2,52m în interiorul

Laboratorului de Instalații . Pereții celulei sunt vopsiți cu vopsea de culoare neagră. Pe timpul

experimentelor în celula experimentală nu a fost introdus sau extras aer. Manechinul termic a fost plasat

în centrul celulei experimentale, pe cât posibil la distanță față de componentele unităților de măsură

(computerul de achiziție al datelor, centrala de achiziție a datelor legată la placa de achiziție conectată la

sondele de măsură, etc). Campania de măsurări a cuprins două etape: prima a fost reprezentată de modelul

panașului termic în condiții de convecție liberă iar a doua etapă a reprezentat studiul dispozitivului de

ventilare personalizată.

Prima etapă a studiului experimental a avut două campanii de măsurări.

4.2 Manechinul experimental

Pentru investigarea caracteristicilor curentului convectiv din jurul unui ocupant ne-am orientat către un

manechin termic care să imite temperatura suprafeței pielii, diferitelor segmente ale corpului. Deoarece

modelul nostru numeric permite introducerea și simularea unei geometrii simplificate a corpului uman,

manechinul termic experimental are și el o formă geometrică simplificată. Astfel ne-am orientat către un

manechin format din segmente paralelipipedice, având suprafața corpului apropiată cu a unei persoane

umane (1,9m2). Manechinul are cap, trunchi și picioare neavând brațe, acestea fiind considerate ca făcând

parte din trunchi. Suportul de bază al manechinului a fost constituit din plăci de polistiren extrudat cuplate

între ele și decupate la dimensiunile dorite. Geometria manechinului este prezentată în Figura 4.12.

Dimensiunile sale au fost obținute în urma măsurătorilor realizate pe o persoană reală.

116

Figura 4.12 Geometria manechinului experimental

După diferite teste, cu diverse materiale care ar putea imita comportamentul corpului uman și având în

vedere posibilitatea efectivă a îmbrăcării acestuia, am ajuns la concluzia că cea mai buna soluție o

reprezintă acoperirea sa cu folie electrică încălzitoare. Acest tip de folie se utilizează pentru încălzirea

suprafețelor și este alcătuită din folii laminate de poliester cu bare de grafit și conductori electrici. Folia

are grosimea de 0,4mm fiind în același timp și foarte flexibilă. De obicei acest tip de folie este destinată

folosirii pentru încălzirea în pardoseală. Un alt motiv al alegerii acestui tip de folie este gama de

temperaturi în care lucrează și anume temperaturi apropiate de cele ale corpului uman, cca 40°C, așa cum

putem vedea Figura 4.13 . Având în vedere și suportul fizic al foliei, căldura va fi transferată imediat către

exterior. Temperatura de la suprafaţa filmului, pentru o tensiune de alimentare, viteză aer şi temperatură

exterioară date, creşte cu o anumită pantă, din momentul aplicării tensiunii de alimentare, şi se

stabilizează la o valoare de echilibru, indiferent de numărul liniilor de carbon. Modificarea valorii la care

se stabilizează această temperatură se poate face prin reducerea pierderilor (îmbrăcare) sau prin variaţia

curentului electric prin liniile de carbon de pe suprafaţă (adăugarea unor rezistenţe electrice în serie cu

117

„filmul” sau modificarea tensiunii de alimentare). Este evident că valorile rezistenţelor serie sau

tensiunilor alese pentru o valoare de temperatură vor determina o valoare diferită a acesteia dacă se

modifică valoarea pierderilor spre exterior (ecart de temperatură, viteze aer, termoizolaţie suplimentară).

0.0 - Tf lm liber larg 0.1 - Tambiant 0.11 - Tf ilm liber mediu

13:30h 13:35h 13:40h 13:45h 13:50h 13:55h 14:00hTime13.03.2013

0

10

20

30

40

50

60°C

Figura 4.13 Grafic temperatură medie film alimentat la tensiunea de 230V

De asemenea pentru a găsi o soluție pentru o acoperire cât mai uniformă a manechinului, fiind constrânși

de dimensiuni fixe – filmul încălzitor nu poate fi tăiat pe lățime – am studiat și posibilitatea montării

filmului în interiorul stratului izolator. Așa cum putem vedea în Figura4.14 acest lucru nu a fost posibil

deoarece ar putea avea loc supraîncălzirea filmului.

118

0.0 - Tf lm interior 0.1 - Tambiant 0.11 - Tf ilm liber

10:00h 10:30h 11:00h 11:30hTime12.03.2013

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100°C

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100°C

Figura4.14 Grafic temperatură medie film (Tfilm) neacoperit şi temperatura film acoperit cu

material termoizolant (pentru verificarea posibilităţii de îngropare a filmului în PEX).

Experimentul a fost oprit la temperatura de 65ºC din motive de protecţie a filmului.

Asftel, din motive legate de puterea instalată precum și de geometria manechinului și regimul de

temperaturi la care se stabilizează filmul, am ales o folie încălzitoare tip ECOFILM 508/47 cu puterea de

80W/m. Lățimea foliei este de 50cm, suprafața încălzitoare fiind de cca 47cm,fiecare margine având

1,5cm. În privința lungimii, aceasta poate fi tăiată la pas de 1cm pentru a putea obține lungimea adecvată

a frizelor. Aceste frize sunt legate una de alta pe întreaga suprafață și sunt interconectate în paralel prin

intermediul cablurilor cu conectori.

Figura4.15 Folie încălzitoare pentru pardoseală ECOFILM

119

Tot în urma testelor și măsurătorilor efectuate s-a constatat că așezarea optimă a foliei pe manechin este

cu barele de carbon paralele cu sensul de curgere a aerului, pentru a avea o distribuție uniformă a

temperaturii pe suprafață.

Schema de îmbrăcare și conectare a manechinului termic este prezentată în Figura4.16

Figura4.16 Schema de îmbrăcare a manechinului termic

Astfel pentru a încălzi manechinul am folosit trei circuite corespunzătoare celor trei zone studiate: cap,

trunchi și picioare Figura4.16.

Următorul pas a fost găsirea unei soluții privind alimentarea circuitelor manechinului și atingerea

temperaturilor dorite pe diferite segmente ale corpului. După efectuarea mai multor teste am constatat că

cel mai convenabil pentru atingerea nivelului de temperaturi necesar este alimentarea la sursa de tensiune

230V. Astfel după cum am putut observa în Figura4.16 , pentru fiecare zonă – cap, trunchi și picioare sunt

mai multe fâșii de film încălzitor. Pentru a putea dispune de aceeași temperatură pe fiecare fâșie de film

încălzitor a unei zone, am decis cuplarea fâșiilor în paralel, deoarece o cuplare în serie ar fi condus la

obținerea de temperaturi inegale între fâșii, datorită faptului că bucățile au dimensiuni diferite (un nr

diferit de bare de carbon). Fiecare zonă (cap, trunchi, picioare) va fi conectată separat la sursa de

alimentare - respectiv la rețea. Pentru controlul temperaturii pe fiecare zonă, am decis folosirea unui

120

dispozitiv de reglaj electronic - un variator de intensitate - ce permite stabilirea gradului de intensitate

după dorință, intensitate ce se menține până acționăm întrerupătorul. Asemenea dispozitive folosesc ca

element de reglare un tiristor şi sunt caracterizate prin aceea că energia consumată este proporţională cu

intensitatea luminoasă ce a fost reglată. Merită să fie reţinută această proprietate a dispozitivului, deoarece

în instalaţiile vechi de micşorare a intensităţii luminoase a unui bec se foloseau reostate care preluau

diferenţa de tensiune, respectiv consumau energie electrică, care era pierdută în cele din urmă sub formă

de căldură. În dispozitivul de reglare a intensităţii folosind un tiristor, acesta se plasează în serie cu

circuitul de curent, dar modul său de acţionare este cu totul altul faţă de schema cu rezistenţă serie.

Figura4.17 a) Acoperirea manechinului cu bandă încălzitoare b) Manechinul acoperit cu folie de

aluminiu

Astfel temperatura diferitelor segmente va fi controlată cu ajutorul acestor variatoare ghidate de datele

achiziționate de la mai multe termocuple plasate pe suprafața manechinului în părți reprezentative.

Achiziționarea datelor se face cu o placă de achiziție cuplată la o centrală de achiziție – National

Instruments. Variatorul este controlat manual până la atingerea temperaturii dorite.

După îmbrăcarea în folie încălzitoare și realizarea conexiunilor electrice manechinul a fost îmbrăcat în

folie încălzitoare, pentru a accelera fenomenul de difuzie termică și a obține temperaturi uniforme pe

121

întreaga suprafață Figura4.17. Foliei de aluminiu i-a urmat un strat de bandă adezivă transparentă, foarte

necesară.

4.3 Principii de măsură și echipamente utilizate

Termocuplul

Așa cum am relatat mai sus, supravegherea temperaturilor s-a făcut cu ajutorul termocuplelor plasate pe

suprafața manechinului în punctele reprezentative, pentru a putea monitoriza în fiecare moment evoluția

temperaturilor. În acest scop au fost utilizate termocuple tip K - Chromel {90% nickel and 10%

chromium} Alumel {95% nickel, 2% manganese, 2% aluminium and 1% silicon). Acesta este un model

destul de întâlnit de termocuplu care are o gamă largă de temperaturi operative. Ele sunt potrivite pentru

o gamă largă de aplicații deoarece sunt realizate în majoritate din Nichel și au o rezistență foarte bună la

coroziune.

Termocuplul funcționează pe baza efectului Seebeck, care conduce la formarea unei diferențe de potențial

electric pe baza unei diferențe de potențial termic.

Efectul Seebeck constă în apariția unei tensiuni electromotoare într-un circuit compus din doi sau mai

mulți conductori sau semiconductori diferiți ale căror terminale sunt menținute la temperaturi diferite.

Această descoperire a fost făcută de Thomas Seebeck în 1821.

Figura4.18 Efectul SEEBECK

Pentru modificări mici ale temperaturii valoarea tensiunii electromotoare este proporțională linear cu

temperatura:

(4.1)

Unde α este coeficientului lui Seebeck.

http://ro.wikipedia.org/wiki/Efectul_Seebeck

122

În cele ce urmează vom prezenta principiul de funcționare a unui termocuplu. Pentru a măsura acestă

tensiune existentă la bornele termocuplului trebuie conectat un voltmetru, care va creea un nou circuit

termoelectric.

Pentru a înțelege principiul de funcționare vom lua drept exemplu termocuplul la care una din borne este

alcătuită din același material ca și terminalele voltmetrului, un alt tip de termocuplu constituit din alte

metale față de bornele voltmetrului crește numărul de joncțiuni din circuit.

Figura4.19 Principiul de măsură al termocuplului

Scopul este măsurarea tensiunii V1, însă odată cu introducerea instrumentului de măsură am creat și alte

două joncțiuni J2 și J3. Deoarece J3 este o conexiune între același tip de metale V3 va fi egal cu 0. Insă în

punctul J2 va exista o diferență de potențial V2. Tensiunea indicată de voltmetru va fi proporțională cu

diferența de temperatură existentă între punctele J1 și J2. Așadar nu putem cunoaște temperatura în punctul

J1 fără să cunoaștem temperatura în punctul J2. O modalitate de a afla temperatura punctului J2 este de a

forța joncțiunea să aibă temperatura 0ºC, introducând-o într-un recipient cu gheață.

Astfel:

( ) ( ) (4.2)

Dacă TJ1 va fi exprimat în grade Celsius :

tJ1=TJ1(ºC) + 273.15 (4.3)

astfel V va deveni:

123

[( ) ( )] ( ) ( ) (4.4)

În acest mod am raportat tensiunea V la temperatura de 0ºC.

În cazul în care bornele voltmetrului sunt din material diferit faţă de materialul din care este confecţionat

termocuplul vom avea situaţia din Figura4.20

Figura4.20

Iar V1=V dacă V3 = V4 înseamnă că TJ3=TJ4;

Aşa cum am văzut termocuplele măsoară diferenţa de temperatură între două puncte şi nu temperatura

absolută. Pentru a putea măsura temperatura una dintre joncțiuni normal cea rece este menținută la

temperatura constantă de referință, iar cealaltă joncțiune la temperatura care trebuie aflată. A avea o

joncțiune la o temperatură cunoscută, deși util pentru calibrările făcute în laborator, nu este convenabil

pentru majoritatea aplicațiilor. Astfel va fi incorporată o joncțiune artificială rece utilizând un element

termosensibil cum ar fi o diodă sau un termistor pentru a putea măsura temperatura conexiunilor de

intrare ale instrumentului, având grijă ca orice diferență între terminalele să fie minimizată la maxim.

Astfel voltajul joncțiunii reci cunoscute poate fi reprodus. Aceasta poartă numele de compensație a

joncțiunii reci.

Termografia infraroșu

Termografia este o tehnică care permite obținerea unei imagini cu ajutorul radiației infraroșii. Imaginea

obținută este denumită termogramă. Termografia permite fără atingere, determinarea problemelor

rețelelor electrice, pierderilor de căldură din clădiri, diagnosticarea rețelelor de înaltă tensiune. Măsurarea

la distanță a temperaturilor se poate realiza cu ajutorul camerelor de termoviziune, termometrelor cu

infraroșu, sistemelor de termografie.

124

În timpul campaniei experimentale măsurarea temperaturii suprafeței manechinului, precum și a profilului

de temperaturi de deasupra capului manechinului a fost realizat cu ajutorul unei camere de termoviziune

FLIR B620 ( Figura 4.21)

Figura 4.21 Camera infraroșu utilizată tip B620

Camera infraroșu măsoară și vizualizează radiația infraroșie a unui obiect. Radiația spectrală infraroșie

este invizibilă ochiului uman și este cuprinsă între lungimile de undă 0,75 μm și 100 μm a spectrului

electromagnetic. Temperaturilor care se regăsesc în mediul ambiant (0-50°C) le sunt asociate lungimi de

undă cuprinse între 9-14μm. Cum radiația infraroșie este emisă de orice corp care are temperatura

superioară temperaturii de zero absolut, termografia face posibilă vizualizarea unui obiect cu sau fără

iluminare vizibilă. Deoarece cantitatea de radiație emisă de un obiect crește odată cu temperatura acestuia,

termografia va permite vizualizarea variațiilor de temperatură.

Așa cum am putut observa radiația este o funcție de temperatură și suprafață iar cu ajutorul camerei cu

infraroșu, temperatura poate fi determinată. Radiația măsurată de camera infraroșu nu depinde doar de

temperatura suprafeței ci și de emisivitate. Radiația provenită din mediul ambiant este în același timp

reflectată de obiect. Radiația reflectată de obiect și radiația emisă de obiect sunt influențate de capacitatea

de absorbție a atmosferei. Pentru realizarea măsurării precise a temperaturii, este necesară compensarea

diferitelor efecte ale surselor reflectante. Această compensare este efectuată automat de către camera

infraroșu. Pentru a putea face această compensare trebuie considerați câțiva factori: emisivitatea

obiectului, temperatura aparentă reflectată, distanța între obiect și aparat, umiditatea relativă, temperatura

atmosferei.

Emisivitatea este parametrul cel mai important. Emisivitatea este definită ca fiind măsura radiației emisă

de un corp față de radiația emisă de un corp negru, aflat la aceeași temperatură. Emisivitatea are valori

între 0,1 și 0,95. Pielea umană are emisivitatea cuprinsă între 0,97 și 0,98. Emisivitatea metalelor este

125

slabă și crește odată cu temperatura, pe când emisivitatea altor corpuri are valori ridicate și scade odată cu

temperatura.

În cazul campaniei noastre de măsurări, pentru a putea determina cu precizie profilele de temperatură, a

trebuit să determinăm emisivitatea suprafețelor unde am dorit stabilirea temperaturii. Deși în cărțile de

specialitate există tabele de emisivități, totuși aceste valori nu pot fi luate în considerație decât cu scop

orientativ, deoarece valorile lor sunt de principiu, iar emisivitatea obiectului de măsurat poate diferi față

de valorile de principiu. Există două metode de definire a emisivității: una este cea cu ajutorul

termometrului de contact sau cea cu ajutorul camerei de termoviziune. Prima metodă și cea folosită de

noi, constă în măsurarea temperaturii cu ajutorul unui termometru de contact, urmată de măsurarea

temperaturii suprafeței cu ajutorul camerei de termoviziune cu emisivitatea setată la valoarea 1. Diferența

între valoare temperaturii măsurate cu ajutorul termometrului de contact și valoarea temperaturii citite cu

ajutorul camerei de termoviziune se datorează setării unei valori a emisivității prea mare. Micșorând

treptat emisivitatea, am modificat temperatura până când aceasta a coincis cu valoarea arătată de

termometrul de contact. Emisivitatea astfel setată corespunde emisivității reale a suprafeței obiectului

măsurat.

Așa cum vom vedea mai departe ( în capitolul 5) această tehnică de măsură ne-a servit la compararea cu

rezultatele numerice a câmpului de temperatură din curentul convectiv generat de manechinul termic.

Pentru realizarea acestui scop am folosit un carton de culoare neagră foarte subțire, amplasat în planul

sagital al manechinului, deasupra capului său. Astfel, în figura 4.22 putem vedea distribuția câmpului de

temperaturi în această zonă.

Figura4.22 Amplasarea planului de măsură IR pentru validarea experimentală în celula

experimentală b) Imagine reală IR a planului de măsură

126

Sistemul de evaluare și măsurare a confortului Confort Sense

Pentru realizarea campaniei de măsurări am utilizat Sistemul ConfortSense de la Dantec Dynamics

destinat măsurării multipunct a vitezei și temperaturii aerului. Măsurătorile de curenți de aer necesită

senzori omnidirecționali cu o frecvență de răspuns de minim 2 Hz. De asemenea sistemul dispune și de o

sondă pentru măsurarea temperaturii operative și a umidității relative. Sistemul este conform cu

normativele Europene EN 13182, ISO 7726, ISO 7730 si cu standardele ASHRAE standard 55 și

ASHRAE standard 113. Sistemul conține o unitate principală cu până la 16 intrări la care pot fi conectate

16 sonde de măsură. Sonda omnidirecțională măsoară viteza și temperatura. Sistemul Confort Sense

dispune de o unitate principală și de o serie de sonde pentru măsurarea diverșilor parametrii.

Figura 4.23 Sistemul Confort Sense- Unitate de achizitie și sonde de măsură

Sonda de curent (Draft) este echipată cu un senzor omnidirecțional din film subțire pentru măsurarea

vitezei și un termistor cu răspuns rapid pentru măsurarea temperaturii. Senzorul de viteză este alcătuit din

două sfere cu diametrul de 3mm învelite într-un film de nichel și acoperite cu un film de quartz. Una

dintre sfere este ținută la o temperatură constantă superioară față de cealaltă, iar energia necesară pentru

menținerea acestei temperaturi este măsurată. O funcție de transfer convertește această energie măsurată

în viteză. Acest senzor sferic este protejat de o construcție metalică. Datorită designului foarte subțire

obstrucția fluxului de aer este minimală.

Sonda de umiditate măsoară direct umiditatea relativă. Principiul de măsură este bazat pe proprietățile

higroscopice ale unui polimer închis între doi electrozi. Acest film polimeric absoarbe sau eliberează

vapori de apă în funcție de modul cum umiditatea relativă crește sau descrește. Proprietățile dielectrice ale

acestui polimer depind de cantitatea de apă conținută de el. Pe măsură ce umiditatea relativă se schimbă

proprietățile dielectrice ale filmului se schimbă astfel încât capacitatea senzorului se schimbă. Din

valoarea măsurată a capacității unitatea calculează umiditatea relativă.

Sonda de temperatură operativă are o formă elipsoidală cu un diametru de 56mm și o lungime de 160mm.

127

Senzorul este reprezentat de o sârmă de nichel înfășurată care măsoară temperatura medie pe suprafața

elipsoidului. Forma și mărimea elementului facilitează măsurarea directă a temperaturii operative.

Mărimea ei este astfel aleasă încât să raportul între pierderea prin radiație și convecție să fie similară cu

cea a corpului uman. Forma sondei este aleasă astfel încât suprafețele reci sau calde să aibă aceeași

influență asupra sondei așa cum ar avea asupra unei ființe umane. Senzorul simulează o persoană în

picioare atunci când este în poziție verticală, o persoană în poziție șezândă atunci când este înclinată sub

un unghi de 30° și o persoană în poziție orizontală când sonda este așezată în poziție orizontală. Culoarea

și structura suprafeței sunt concepute de manieră să imite o persoană îmbrăcată pe cât de realist posibil.

În cazul studiului nostru măsurătorile au fost realizate în scopul comparării datelor cu datele obținute pe

cale numerică în simularea curgerii convective din jurul unui manechin în poziție șezândă.

4.4 Campania experimentală

Astfel, în prima campanie de măsurători, am transpus în celula experimentală a Facultății de Inginerie a

Instalațiilor grila prezentă în modelarea numerică cu ajutorul unor fire textile. Manechinul a fost așezat în

centrul celulei experimentale.

Figura 4.24 Dispozitiv experimental - a) Grila de măsură; b) Set-up termografie

Pe suprafața manechinului au fost amplasate termocuple pentru măsurarea temperaturii la suprafață. Cum

temperatura a fost considerată constantă pe segmente (cap, trunchi, picioare) aceste dispozitive au fost

128

dispuse pe câte o parte. În cazul picioarelor, deoarece acestea au o parte orizontală și o parte dispusă

vertical, am hotărât amplasarea a două termocuple – unul pe pulpe inferioare și unul pe pulpe superioare.

De asemenea am dispus termocuple pe pereți, la nivelul podelei și în apropierea tavanului, pentru a putea

măsura temperaturile din aceste zone. Într-un colț al încăperii au fost plasate, în suport,sondele kit-ului

Confort Sense. Sonda de măsură a temperaturii operative a fost dispusă la X=0,56m Y=1.2m iar Z=

0,72m. Poziția sa a fost înclinată, pentru a simula o persoană care stă jos. Sonda de măsură a umidității

relative a fost dispusă la X=0,65m; Y=0,5m iar Z=0,5m„

Astfel am obținut următoarele condiții la limită:

T operativă=26,6°C

Cap=34.08°C

Trunchi=32,35°C

Coapse=28°C

Gambe=27°C

Tpereți=25,31°C

Tmr=25,5°C

Așa cum am văzut în descrierea standului experimental temperatura manechinului pe diferite segmente s-

a stabilizat, ajungându-se la un echilibru între filmul încălzitor și mediul ambiant. Astfel s-au obținut

temperaturile prezentate mai sus la condiții limită. Primul pas în demersul nostru experimental a fost

măsurarea, cu ajutorul tehnicii termografice, a temperaturilor manechinului și a celor din panaș. În acest

scop am dispus termocuple nu numai pe suprafața manechinului ci și pe cartonul destinat fotografierii cu

infraroșu pentru a putea calibra camera de termoviziune. Astfel, am putut determina emisivitatea așa cum

am arătat la punctul 4.3. Aceasta are valoarea ε= 0,98 pentru manechin și ε=0,95 pentru cartonul așezat în

plan sagital și apoi coronal pentru vizualizarea panașului.

Figura 4.25 Imagine IR plan sagital (Campanie 1 măsurători)

129

După termografierea panașului am trecut la cea de-a doua etapă și anume măsurarea vitezei și

temperaturii cu ajutorul sondei omnidirecționale în fiecare punct al grilei.

Figura 4.26 a) Profilul de temperaturi în plan coronal (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze

în plan coronal (campania1 măsurători)

X

00.5

11.5Y

0

1

2

3

Z

0

0.5

1

1.5

2

2.5

X Y

Z

Temperature [C]

31.43

30.71

30.00

29.29

28.57

27.86

27.14

26.43

25.71

25.00

X

00.5

11.5Y

0

1

2

3

Z

0

0.5

1

1.5

2

2.5

X Y

Z

Velocity [m/s]

0.10

0.09

0.08

0.07

0.06

0.06

0.05

0.04

0.03

0.02

0.02

0.01

0.00

130

Rezultatele măsurătorilor au fost prelucrate cu ajutorul softului Tecplot pentru a putea fi interpretate și

comparate cu rezultatele modelului numeric și sunt prezentate în Figura 4.26 și Figura 4.27

Figura 4.27 Profilul de temperaturi în plan sagital (campania 1 măsurători) b) Profilul de viteze în

plan sagital (campania1 măsurători)

X

0

Y

0123

Z

0

0.5

1

1.5

2

2.5

XY

Z

Velocity [m/s]

0.10

0.09

0.08

0.07

0.06

0.06

0.05

0.04

0.03

0.02

0.02

0.01

0.00

X

0

Y

0123

Z

0

0.5

1

1.5

2

2.5

XY

Z

Temperature [C]

32.09

31.59

31.08

30.57

30.06

29.55

29.05

28.54

28.03

27.52

27.02

26.51

26.00

131

La prima campanie de măsurători poziționarea sondei de măsurare a fost făcută manual, fiind nevoie de

trei persoane în camera experimentală, pentru a putea pilota și monitoriza toate echipamentele. După cum

putem observa valoarea magnitudinii vitezei în panaș este foarte mică sub valoarea de 0,1m/s. Această

valoare este destul de coborâtă față de valorile întâlnite în literatură, poate fi explicată prin existența unei

temperaturi ridicate în încăpere, studiile din literatură fiind făcute la temperaturi ambientale mai scăzute

de cca 20°- 22°C. În cazul de față, diferența între temperatura mediului ambiant și a manechinului fiind

mai redusă, panașul nu mai este atât de puternic și bine evidențiat. După cum putem vedea și în

reprezentarea făcută cu camera de termoviziune, întinderea lui este mai redusă ( cca 19cm ) față de cca 25

cm cât ne arată studiile din literatură. O altă explicație la care ne-am gândit și care a determinat

efectuarea unei a doua campanii de măsurători a fost faptul că mișcând sonda manual, mișcarea produsă

în încăpere a produs turbulențe care au influențat atât câmpul de viteze cât și pe cel de temperaturi. În

privința profilului de temperaturi, după cum am putut vedea, acestea sunt destul de crescute la nivelul

panașului. Si această creștere ar putea avea ca explicație prezența continuă a unei persoane în jurul

manechinului în timpul operațiunilor de mutare a sondei în diverse puncte ale grilei.

Astfel am decis să apelăm la un sistem denumit Traverse –produs de firma Dantec Dynamics, care ne

permite deplasarea automatizată și controlată a sondelor în pozițiile dorite. Astfel grila a fost transpusă în

sistemul de coordonate al unității Traverse, mișcarea sondelor făcându-se mecanic cu viteză foarte mică și

cu precizie crescută.

Figura 4.28 Dispozitiv experimental a doua campanie de măsurători (sistem Traverse)

Pentru a doua campanie de măsurători am urmat aceeași pași ca și în cazul primei campanii.

132

În modelarea curgerii convective din jurul unei persoane, așezată într-o încăpere trebuie inclus obligatoriu

și efectul stratificării. Astfel am decis amplasarea de termocuple la diverse cote în încăpere pentru a putea

evalua stratificarea termică în încăpere ( Figura 4.28). Putem observa că distribuția verticală a

temperaturii este aproape liniară. Craven ([46]) a arătat că atât debitul de aer din panaș cât și viteza

aerului în panaș sunt influențate de gradul de stratificare din încăpere. Astfel în cazul unei ambianțe

uniforme din punct de vedere al temperaturii viteza maximă axială în panaș este de 0,3m/s pe când în

cazul unei ambianțe stratificate aceasta este mai scăzută circa 0,2m/s. Un efect similar datorat stratificării

se înregistrează și în cazul debitului de aer din panaș. Astfel, într-un mediu uniform, debitul de aer are

valori de cca 70-80 l/s pe când în cazul unui mediu stratificat termic acesta ajunge la valori de 20-30 l/s.

În cazul nostru observăm că în interiorul camerei experimentale din punct de vedere al temperaturii există

stratificare termică așa cum ne arată și Figura 4.29.

Figura 4.29 Profilul de stratificare termică în încăperea experimentală

Astfel așa cum am putut vedea și în studiul numeric și cum arată și studiile din literatură ([46]; [44]), în

cazul nostru debitele de aer din panaș vor fi mai mici de ordinul a 25-35l/s neputând fi aplicată relația de

calcul a debitului de aer din panaș propusă de Zukowska. În cazul nostru raportul de stratificare este de

1,9K/m, valoare destul de mare dacă o comparam cu cea din experimentul Zukowska ([44]) și care are

valoarea 0,07C/m.

26.6

26.8

27

27.2

27.4

27.6

27.8

28

28.2

28.4

0 0.5 1 1.5 2

Tem

peratu

ră (

°C)

Înălțime (m)

Profilul de stratificare termică

133

Condițiile limită în această a doua campanie de măsurări au fost:

Temperatura operativă 26,5°C

Temperatura Cap 35°C

Temperatură Trunchi 33,28°C

Temperatură Coapse 30,86°C

Temperatură Gambe 29,99°C

Temperatură Pereți 27,3°C

Umiditate relativă 35,9%

Temperatură medie radiantă 26,3°C

Figura 4.30 Imagine IR manechin termic

La fel ca și în prima campanie de măsurători, primul pas a fost termografierea manechinului și a

panașului termic existent deasupra capului manechinului. Temperatura părților trunchiului manechinului a

fost măsurată cu ajutorul termocuplelor și de asemenea aceste zone au fost termografiate cu ajutorul

camerei infraroșu precum putem vedea în Figura 4.30 Imagine IR manechin termic.

134

Figura 4.31 Imagine IR curent de convecție Plan sagital la diferite cote

Următorul pas a fost realizarea profilului median deasupra capului manechinului termic, la diferite cote pe

înălțime, pentru a putea vedea distribuția de temperaturi și viteze. Măsurătorile au fost făcute cu ajutorul

sondei de măsură a temperaturii și vitezei a kit-ului de estimare a confortului de la firma Dantec

Dynamics - Confort Sense, la distanțe succesive de 5cm, pornind de la 3cm deasupra capului

manechinului până la înălțimea de 1,98cm, distanța maximă la care sistemul Traverse de deplasare a

sondelor de la Dantec Dynamics ne-a permis poziționarea sondei pe înălțime.

În Figura 4.32 este prezentată variația temperaturii deasupra capului manechinului, în axul median al

panașului termic convectiv, la diferite cote pe înălțime – profil median iar în Figura 4.33 este prezentat

profilul magnitudinii vitezei la diferite cote situate pe verticala ce trece prin centrul capului manechinului.

Figura 4.32 Variația temperaturii cu înălțimea în curentul convectiv format deasupra capului

manechinului termic – profil median în axa centrala – profil experimetal

28.5

28.6

28.7

28.8

28.9

29

1.35 1.45 1.55 1.65 1.75 1.85 1.95 2.05 2.15

Tem

pe

ratu

ra (

°C)

Inălțime (m)

Profilul median al temperaturii in curentul convectiv deasupra capului

Temperatura profil median

135

Figura 4.33 Profilul vitezei în plan median deasupra capului manechinului în axa centrală – profil

experimental

În continuare au fost realizate măsurători în celelalte puncte de măsură, astfel încât să realizăm

transpunerea grilei din modelul zonal în partea experimentală, pentru a putea realiza validarea modelului

numeric. Pentru interpretarea rezultatelor datele obținute au fost prelucrate cu sistemul de reprezentare

Tecplot si sunt prezentate în Figura 4.34 și Figura 4.35

0.05

0.06

0.07

0.08

0.09

0.1

0.11

0.12

0.13

0.14

1.35 1.45 1.55 1.65 1.75 1.85 1.95 2.05

Vit

eză (

m/s

)

Înalțime (m)

Viteza în plan median in curentul de convecție deasupra capului manechinului

Viteza plan…

136

Figura 4.34 Profilul de viteze în plan sagital (campania 2 măsurători)

Figura 4.35) Profilul de viteze în plan coronal (campania2 măsurători)

137

După realizarea măsurătorilor pentru validarea panașului termic, am trecut la următoarea etapă și anume

sistemul de ventilare personalizată.

În această fază am hotărât testarea acestuia în condiții de izotermicitate. Pentru realizarea instalației

sistemului de ventilare personalizată am folosit un tronson de tubulatură rigidă cu diametrul de 100mm și

lungimea de 1,2m lungime. În interiorul tubulaturii, la unul din capete, am introdus un ventilator axial iar

la capătul opus față de ventilator a fost introdus, în interiorul tubulaturii, pe întreg diametrul său, un

tronson de liniștire realizat din tuburi cu diametrul de 0,5cm dispuse unele lângă celelalte. Pentru

conectarea grilei la tubulatură am folosit o reducție de la Ø100 la Ø80 mm și apoi un tronson de

tubulatură flexibilă cu diametrul de 80mm.

Pentru sistemul de ventilare personalizată am dorit un difuzor cu o suprafață perforată uniform care să

introducă aerul cu viteză mică. De aceea ne-am orientat către un difuzor care în mod obișnuit este folosit

ca un difuzor tip displacement de pardoseală, unde vitezele de introducere a aerului au valori mici în mod

obișnuit. Lungimea grilei este de 50cm și înălțimea de 7cm,suprafața acesteia fiind în întregime acoperită

de perforații. Grila a fost pusă la dispoziție de către firma SCHAKO KLIMA LUFT.

Figura 4.36 Grila de introducere pentru sistemul de ventilare personalizată

Deoarece nu cunoșteam curba caracteristică a ventilatorului axial am decis, pentru a putea controla

debitul de aer introdus, conectarea acestuia la un convertizor de frecvență.

Am decis testarea grilei pe proprie experiență pentru a vedea dacă jetul de aer furnizat de grilă nu este

deranjant din punct de vedere a curentului resimțit. De asemenea am hotărât introducerea fumului pentru

a putea vedea traiectoria jetului și dacă acesta ajunge la zona de inspirație a ocupantului.

În Figura 4.37 putem vedea traiectoria jetului de aer și de asemenea putem vizualiza cum se formează

panașul convectiv de deasupra capului ocupantului.

138

Figura 4.37 Vizualizarea cu fum a traiectoriei jetului de aer prin dispozitivul de introducere a)

până să ajungă la ocupant b) vizualizarea panașului termic deasupra ocupantului

Figura 4.38 Sistemul de ventilare personalizată, dispozitivul de măsură

Așa cum am amintit în capitolul dedicat studiului de modelare numerică, reprezentarea zonelor cu

circulație intensă a aerului precum cele de panaș sau jet nu poate fi făcută în mod corect în modelarea

zonală decât prin introducerea unor legi de variație semiempirice luate fie din literatură fie obținute pe

cale experimentală. Întrucât difuzia grilei a fost modificată acoperind partea oblică de difuzie, pentru a

putea transpune modelul în modelarea numerică, legile de variație ale debitului au trebuit determinate pe

cale experimentală folosind tot sistemul de măsură Confort Sense.

Grila are o lungime de 50cm și o înălțime a zonei de difuzie a aerului de cca 7cm. Primul pas a fost

măsurarea vitezei în grilă. Pentru a obține legea de variație a debitului de aer în jet am ales punctele de

măsură în plan orizontal la distanțele de 5mm, 15mm, 65mm, 110mm, 160mm, 265mm, 365mm față de

grilă în axul jetului iar în plan vertical din 10 în 10mm pe înălțimi față de ax de cca 18cm la distanță de

139

365mm față de fața grilei. După efectuarea campaniei de măsurători, pentru a obține valorile debitelor și

legea de variație, am integrat aceste viteze pe suprafață, la diferite distanțe de grilă.

În Figura 4.39 este prezentat profilul de viteze în jet la diferite distanțe față de grila de introducere.

Se poate observa că acestea scad până în jurul valorii de 0,2m/s la distanța de 365mm față de fața grilei.

Valoarea vitezei se situează în limitele de confort. Deși temperatura de introducere a aerului la intrarea în

ventilator a fost egală cu cea a mediului ambiant se observă, totuși, o ușoară tendință ascensională a

jetului. O explicație a acestei tendințe credem că este o încălzire a aerului la trecerea prin ventilator.In

literatură această diferență între aerul introdus și cel refulat se situează în jurul valorii de 0,5°C.

Figura 4.39 Profilul de viteze în jetul de ventilare personalizată

În Figura 4.40 este prezentată variația debitului în funcție de distanța față de grilă.

0

0.2

0.4

0.6

0.8

1

1.2

1.4

1.6

-150 -100 -50 0 50 100 150 200

Vit

eza (

m/s

)

Y (mm)

Distribuția de viteze în jet

X=5 mm

X=15 mm

X=65 mm

X=110 mm

X=160 mm

X=265 mm

X=365 mm

140

Figura 4.40 Variația debitului în funcție de distanța față de centrul grilei

y = 0.2445x + 22.768 R² = 0.9901

0

20

40

60

80

100

120

0 50 100 150 200 250 300 350 400

Q(m3/h)

Q(m3/h)

Linear (Q(m3/h))

141

5 Sinteza rezultatelor studiului actual

Așa cum am relatat în capitolele precedente, scopul întregului studiu a fost realizarea unui model

numeric simplificat care să aibă capacitatea de a reda curgerea și distribuția de temperaturi și viteze

pentru un sistem de ventilare personalizată. Studiile din literatură ne-au arătat că modelarea acestor

curgeri este făcută prin modele CFD. Modelarea CFD, datorită faptului că folosește grile foarte fine de

calcul, necesită timpi de simulare îndelungați cu resurse informatice importante. Computerele folosite la

aceste simulări sunt dotate cu un număr mare de procesoare, memorii importante, iar programele utilizate

sunt programe care necesită licențe care de multe ori nu pot fi la îndemâna utilizatorilor datorită costurilor

ridicate.

Astfel atenția noastră s-a îndreptat către evaluarea capacității modelelor zonale de-a estima

fenomenologia circulației aerului în sistemul de ventilare personalizată, modelarea făcându-se cu ajutorul

mediului de simulare SPARK, dezvoltat la Laboratoarele Universității Berkley. Acest soft poate fi obținut

fără a necesita costuri, fiind deci foarte la îndemână. Pentru a putea verifica rezultatele obținute în urma

modelării numerice și a valida modelul realizat, am decis efectuarea campaniei experimetale prezentate la

capitolul anterior.

În acest capitol vom compara rezultatele obținute în urma studiului de modelare numerică și

experimentală pentru a vedea în ce măsură scopul nostru de a realiza un model simplificat de simulare a

curgerii a fost realizat.

Deoarece, așa cum am relatat anterior, metodele numerice folosite pentru acest tip de modele până în

prezent sunt cele CFD am dorit ca în finalul acestei lucrări să facem o comparație pentru a putea vedea cât

de mari sunt diferențele între estimări și cu un model CFD care folosește aceleași condiții la limită

precum modelul zonal și cel experimental. De aceea înainte de prezentarea rezultatelor dorim să facem o

scurtă prezentare a mediului CFD. Tehnicile CFD cuprind trei tipuri de metode DNS, LES și RANS.

Acestea trei diferă între ele prin procedurile de rezolvare a diferitelor variante ale ecuațiilor Navier-

Stokes, în diferite tipuri de curgere turbulentă. Într-un local curgerea aerului se poate desfășura în regim

de turbulență indusă, în regim de turbulență tranzitorie sau complet stabil și mai puțin în regim laminar.

Astfel acest tip de curgere poate fi estimată fie prin simulare numerică directă, denumită DNS, simularea

numerică a structurilor turbionare de mari dimensiuni, denumită LES, sau prin modele de transport a

cantității mediate în timp, denumite RANS. Tehnica DNS se bazează pe rezolvarea ecuațiilor Navier-

Stokes fără a introduce ipoteze particulare. Ea are capacitatea de-a surprinde energia produsă sau disipată

142

de structurile turbionare de mici dimensiuni. Astfel această tehnică are nevoie de o grilă foarte fină de

ordinul a Re9/4

.

Tehnica LES face supoziția că în curgere se produce o separație între turbionii de mari dimensiuni și cei

de mici dimensiuni, iar energia cinetică turbulentă produsă de aceste structuri de talie mare este

transferată către structurile de talie mică fiind disipată apoi sub formă vâscoasă. Interacțiunea între

structurile de talie mică și cele de talie mare este modelată conducând la introducerea de termeni

suplimentari în ecuația Navier-Stokes.

Modelul care stă la baza tehnicii RANS reprezintă cantitatea dinamică printr-un câmp turbulent mediu

simulând doar grosier caracteristicile curgerii turbulente. Aceste ecuații sunt ecuațiile Reynolds de unde

provine și numele de RANS (Reynolds Averaged Navier- Stokes). Modelul utilizat pentru simularea CFD

în cazul nostru a fost modelul k-ωsst model care conform studiului lui Croitoru ([38]) caracterizează cel

mai corect circulația aerului în panașul termic .

Astfel Figura 5.1 prezintă profilul distribuției de temperaturi în axa centrală verticală ce trece prin centrul

capului manechinului la diferite cote pe înălțime. În figură sunt alăturate profilul experimental, cel

rezultat din modelarea numerică zonală și cel rezultat din modelul CFD. Putem remarca similitudinea

predicțiilor celor două modele în comparație cu modelul experimental. Cele trei profile sunt foarte

apropiate unul de celălalt și urmăresc aceeași traiectorie. Deoarece în modelarea zonală deasupra capului

regăsim o celulă cu înălțimea de 12,5cm, temperatura fiind considerată omogenă în model în totalitatea ei,

pentru a putea compara cu datele experimentale obținute, am realizat media temperaturilor măsurate la

diferite cote pe această înălțime. Rezultatele ne arată că, față de modelul experimental, modelul zonal

subestimează ușor temperatura. Astfel, în prima celulă de deasupra capului care are înălțimea de 12,5cm

temperatura obținută este de 28,64°C față de temperatura de 28.94°C obținută în campania experimentală.

Observăm că această diferența de 0,3°C este foarte mică, putem spune chiar nesemnificativă. O asemenea

diferență între valoarea estimată de modelul zonal și cea obținută din studiul experimental poate fi

datorată chiar preciziei de măsură a aparaturii folosite ±0,5°C sau unor erori de măsură apărute. Nu putem

spune că o asemenea valoare poate fi concludentă. În ceea ce privește modelul CFD, remarcăm la acesta o

ușoară supraestimare a temperaturii în axa verticală în imediata apropiere a capului. Observăm că odată

cu creșterea înălțimii și depărtării de cap, cele trei profilele devin foarte apropiate și putem vedea o

ușoară subestimare a temperaturii în cazul modelului CFD față de modelul experimental și zonal dar și

aceasta nu are o valoare semnificativă situându-se în jurul valorii de 0,2°C.

143

Figura 5.2 prezintă profilul magnitudinii vitezei la diferite cote situate pe verticala ce trece prin centrul

capului manechinului. Din datele experimentale putem observa că în imediata apropiere a capului viteza

este foarte mică (0,06m/s), ea crescând odată cu creșterea înălțimii până la valoarea de 0,13m/s la

înălțimea 1,6m deci la distanță de 25cm de capul manechinului, după această cotă viteza descrescând

datorită încălzirii aerului la acea cotă și a diminuării valorii forței arhimedice. Explicația acestei creșteri a

vitezei poate veni din faptul că cele două fronturi de aer ce vin de la umeri urcă și se unesc deasupra

capului cu curentul care provine de la acesta, producând astfel o creștere a vitezei. După această înălțime

de 1,6m, valoarea vitezei începe să descrească.

În comparație cu alte studii din literatură ([38]) ([2]) observăm că viteza maximă și în general vitezele din

panaș au valori mai mici, de asemenea distanța față de cap la care aceste viteze maxime sunt atinse este

mai mică. Explicația poate fi aceea că temperatura în încăpere este mai ridicată față de aceste studii,

diferența între temperatura corpului și a încăperii fiind mică, panașul va fi mai slab conturat și mai puțin

compact. În consecință față de valorile obținute de ([38]) ([46]) etc care se află în jurul valorii de

aproximativ 0,24m/s valorile în cazul nostru sunt mai mici. De asemenea, așa cum am relatat anterior,

distanțele la care acestea sunt atinse sunt mai mici – 0.25m față de 0,43m în studiile lui Jia ([2]). De

asemenea avem de-a face cu o încăpere în care este prezentă stratificarea termică, care va determina

valori ale vitezei mai mici față de cele din studii care se situează în jurul valorii de 0,3m/s pentru

încăperile în care temperatura aerului este uniformă.

Figura 5.1 Profilul de temperaturi în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model

Zonal

25.00

27.00

29.00

31.00

33.00

35.00

37.00

1.2000 1.7000 2.2000 2.7000

Te

mp

era

tură

(°C

)

Înălțime (m)

PROFILUL DE TEMPERATURI ÎN CURENTUL CONVECTIV AXA CENTRALĂ

CFD

EXPERIMENTAL

MODEL ZONAL

144

Figura 5.2 Profilul de viteză în axa centrală funcție de înălțime CFD, Experimental și Model Zonal

Trecând la compararea cu cele două predicții CFD și Zonal, putem observa că modelul zonal nu este așa

de precis în estimarea vitezelor. Modelul zonal nu a fost conceput pentru predicția vitezelor de aceea dacă

dorim aflarea acestora singura soluție este calculul lor. În modelarea zonală singurul mod posibil de

estimare a vitezelor este în interfețele dintre celule. Modelul zonal ne oferă valorile debitelor și singura

modalitate de a calcula viteza este raportând această valoare a debitului la suprafața interfeței dintre două

celule alăturate. Astfel, putem observa că valoarea vitezei pentru interfața superioară a primei celule

corespunde cu datele experimentale. Următoarea celulă are o înălțime mai mare și observăm că valoarea

vitezei maxime dată de modelul zonal este mai ridicată față de valoarea experimentală. Deși ca ordin de

mărime această diferență nu este semnificativă (0,13m/s –experimental față de 0,15m/s model zonal ) și

poate intra în limitele erorii de măsură a sondei omnidirecționale ±0,02m/s totuși credem că această

eroare se poate datora și mărimii celulei, având în vedere modul cum această valoare este calculată în

modelul zonal. Tot din această cauză cota la care se atinge viteza maximă diferă între cele două modele.

În cazul modelului experimental viteza maximă este atinsă la cota de 1,6m respectiv la cca 23cm de capul

manechinului, față de 2,1m în cazul modelului zonal. Pentru a diminua acest ecart am putea micșora

înălțimea celulei sau am putea îndesi grila dar aceasta ar putea conduce la timpi de simulare mai ridicați.

Figurile Figura 5.3 și Figura 5.4 prezintă comparația între profilele de temperatură în plan sagital

rezultate din modelarea zonală, modelarea CFD și campania experimentală.

0.00

0.02

0.04

0.06

0.08

0.10

0.12

0.14

0.16

1.4000 1.6000 1.8000 2.0000 2.2000 2.4000 2.6000

Vit

eza

(m

/s)

Inălțime (m)

PROFILUL DE VITEZE ÎN CURENTUL CONVECTIV AXA CENTRALĂ

CFD

EXPERIMENTAL

MODEL ZONAL

145

Profilul temperaturilor în plan sagital ne indică faptul că profilele nu sunt simetrice față de axa centrală ce

trece prin centrul capului manechinului, ci se poate observa o ușoară tendință de înclinare spre partea din

față datorită influenței picioarelor. Această tendință este mai vizibilă la modelul zonal, dar și la cel

experimental. La modelul CFD la această cotă influența picioarelor nu par a mai fi prezentă, acesta fiind

simetric față de axa centrală. Se remarcă aceeași tendință de variație între cele două profile experimental

și zonal, cu existența aceluiași ecart prezent și la nivelul profilului în axa centrală. Predicțiile CFD la

aceste cote (1,42m respectiv 1,52m) în zona picioarelor sunt apropiate de cele zonale. Cel care este mai

îndepărtat de aceste predicții este cel experimental la cota 1,42m. Observăm că în axa centrală profilul

CFD supraestimează temperatura cu aproape un grad celsius.

În plan coronal ( Figura 5.5 ), așa cum era normal, profilele sunt simetrice în raport cu axa centrală. La

cota 1,42m profilul zonal este mai aproape, ca predicție, de rezultatele campaniei experimentale față de

cel CFD. În cazul profilului trasat la cota 1,52m profilul CFD pare a avea o mai bună estimare, dar în

continuare cu o ușoară tendință de supraestimare a temperaturii.

Figura 5.3 Profilul de temperatură în panaș - Plan sagital - model experimental, model zonal, model

CFD

27.00

27.50

28.00

28.50

29.00

29.50

30.00

30.50

1.3 1.5 1.7 1.9 2.1

Tem

per

atu

ra (

°C)

Y (m)

Profilul temperaturilor în plan sagital

CFD H= 1.42

CFD H= 1.52

Experimental H=1.52m

Model Zonal H=1.42m

Model Zonal H=1.52m


146

Figura 5.4 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital

Figura 5.5 Profilul de temperatură în panaș - plan coronal- model Experimental, model Zonal și

CFD

27.50

28.00

28.50

29.00

29.50

30.00

30.50

1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.1

TEM

PER

ATU

RĂ

(°C

)

X (m)

Profilul temperaturilor în plan coronal CFD H= 1.52

CFD H= 1.42

Model zonal H=1.42m


Model zonal H=1.52m

Experimetal H=1.52m

147

Figurile Figura 5.4 Figura 5.6 prezintă predicțiile modelului zonal în ceea ce privește distribuția de

temperaturi în încăpere în planurile sagital și coronal pentru cazul reprezentării numerice a curentului

convectiv creat în jurul unui manechin termic cu geometrie simplificată dispus într-o încăpere în procesul

de convecție liberă. După cum putem observa în încăpere temperatura în celule se situează sub valoarea

de 28°C. Așa cum era de așteptat, temperatura crește odată cu înălțimea la nivelul plafonului

înregistrându-se valori mai crescute față de cotele inferioare. Așa cum este normal, temperaturi mai

ridicate se înregistrează în celulele din panașul termic aflate imediat în apropierea manechinului termic și

în celulele de deasupra picioarelor. În aceste celule din vecinătatea picioarelor temperatura este lejer mai

ridicată datorită înfluenței acestora. Predicțiile de temperatură ale modelului zonal în interiorul încăperii

sunt confirmate și de estimările CDF așa cum putem remarca în figurile 5.7 și 5.9 temperatura este

crescută doar în curentul convectiv din jurul manechinului.

Figura 5.6 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model Zonal

148

Figura 5.7 Distribuția de temperaturi în încăpere profil coronal Model CFD

Figura 5.8 Distribuția de viteze în încăpere profil coronal Model CFD

149

Figura 5.9 Distribuția de temperaturi în încăpere profil sagital Model CFD

Figura 5.10 Distribuția de viteze în încăpere profil sagital Model CFD

150

Estimările CFD referitoare la magnitudinea vitezei ne arată un nivel redus al circulației în încăpere cu

valori ale magnitudiii vitezei sub 0,2m/s. Estimarea circulației aerului în încăpere este prezentată în

Figura 5.11, Figura 5.12, Figura 5.13, Figura 5.14 pentru cele două modele numerice – Modelul Zonal și

Modelul CFD. În ceea ce privește circulația în curentul convectiv din jurul manechinului termic și zona

imediat apropiată, observăm că traiectoriile liniilor de curent sunt similare. În schimb mediul de

simulare CFD ne arată existența unor zone mai mari de recirculare în încăpere, aerul fiind antrenat în

panaș, urcând la plafon și coborând în încăpere pe lângă perete. Modelul zonal, în schimb, nu estimează

această zonă extinsă de recirculare, aceasta făcându-se doar în imediata apropiere a pereților. Atât

modelul zonal cât și cel CFD ne arată o zonă de circulație slabă în partea inferioară a încăperii și o

circulație mai intensă în partea superioară datorită prezenței forțelor ascensionale.

151

Figura 5.11 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție CFD

Figura 5.12 Circulația aerului în încăpere plan coronal – predicție Model Zonal

152

Figura 5.13 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție Model Zonal

Figura 5.14 Circulația aerului în încăpere plan sagital – predicție CFD

153

În privința rezultatelor obținute pentru sistemul de ventilare personalizată în urma cuplării modelului

numeric al curentului convectiv format în jurul unui manechin termic în poziție șezând cu jetul provenit

din terminalul de introducere al sistemului de ventilație personalizată, acestea sunt prezentate în Figura

5.15 și Figura 5.16.

a)

b)

Figura 5.15 Circulația aerului în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată

a) Profil coronal; b) Profil sagital

154

a)

b)

Figura 5.16 Distribuția temperaturilor în încăpere pentru sistemul de ventilare personalizată

a) Profil coronal; b) Profil sagital

155

Așa cum putem observa în Figura 5.15 jetul de ventilație personalizată este introdus la nivelul umerilor.

Putem observa comparativ cu cazul în care aveam de a face cu convecție liberă că dimensiunea panașului

este redusă. Această diminuare este vizibilă atât din punct de vedere al înălțimii cât și din punct de vedere

al lărgimii acestuia. Astfel în partea din față putem vedea că fluxul convectiv care venea de la picioare

este întrerupt de jetul provenit din terminalul de ventilație personalizată. Se observă că jetul provenit din

terminalul de ventilație personalizată antrenează aer și din partea superioară, dezvoltându-se astfel și pe

zona feței manechinului, unde se observă că va penetra stratul convectiv care o imprejmuiește. Pentru a

constata ce cantitate de aer proaspăt va ajunge în zona de inhalare a manechinului și a putea evalua

eficacitatea terminalului de ventilare personalizată ar trebui să introducem un gaz trasor pentru a putea

măsura concentrația acestuia în aerul din zona de inhalare a manechinului. De asemenea am putut observa

că jetul de ventilare personalizată are o traiectorie ușor ascendentă. Pentru a evita acest lucru ar trebui

testată o temperatură de introducere mai redusă, cu o diferență mai mare față de temperatura mediului

ambiant. Astfel ar putea fi redusă și cantitatea de aer antrenat astfel încât inhalarea aerului să se producă

din miezul jetului.

În cazul de față temperatura utilizată de noi pentru introducerea aerului de ventilație personalizată a fost

de 26°C. În figura 5.16 sunt prezentate profilele sagital și coronal pentru distribuția de temperatură.

Se observă o scădere a temperaturii în celulele din imediata apropiere a manechinului (Figura 5.17). Dacă

în cazul convecției libere, temperatura în celulele din imediata apropiere a manechinului, se situa peste

valoarea de 28.4°C în cazul cuplării cu jetul provenit din terminalul de ventilație personalizată aceasta

înregistrează o scădere până în jurul valorii de 27.5°C. Putem observa o scădere semnificativă în celula

superioară situată pe verticala celulei din fața manechinului, acolo influența este cea mai puternică. La

nivelul temperaturilor din restul celulelor scăderea este aproape nesemnificativă, de aproximativ 0.1°C –

0.2°C.

Figura 5.17 Profilul de temperatură în plan sagital H=1.57m

27.3

27.4

27.5

27.6

27.7

1.4 1.9 2.4 2.9

Tem

pera

tură

(°C

)

Distanța (m)

Variația temperaturii în plan sagital

Temperatura(C)

156

După cum putem vedea față de profilul de temperatură în plan sagital pentru cazul convecției libere, acest

profil prezintă o scădere bruscă de temperatură în celulele din partea frontală în fața manechinului.

Aceasta se datorează influenței jetului de ventilare personalizată care are o temperatură foarte ușor mai

scăzută față de temperatura din panaș. Astfel putem observa prezența aerului proaspăt introdus prin

terminalul de ventilație personalizată în zona de inhalare a ocupantului.

157

6 Concluzii generale, perspective și contribuții personale

Obiectivul principal al acestei teze este analiza sistemului de ventilare personalizată și al mișcării aerului

în acest sistem. După cum am putut vedea pe parcursul întregului manuscris pentru evaluarea și

caracterizarea acestui sistem, un rol extraodinar de important, poate cel mai important, îl are curentul

convectiv denumit pe parcursul acestui studiu și panaș convectiv, care se formează în jurul corpului

datorită diferenței de temperatură între corp și mediul înconjurător. Așa cum am văzut, eficiența

sistemului depinde de capacitatea jetului de ventilare personalizată de a penetra acest curent convectiv și a

ajunge la zona de inhalare a ocupantului astfel încât cea mai mare parte a aerului inhalat să fie compus din

aer proaspăt introdus prin terminalul de introducere PV. Astfel debitele introduse de aer proaspăt ar putea

fi reduse, această diminuare conducând la economie de energie. Dat fiind faptul că acest studiu de

ventilare personalizată a venit ca urmare a dorinței de a aduce un sistem de ventilare în școli, am dorit să

vedem care ar fi economia de energie față de un sistem clasic de ventilație. În acest scop, am realizat, în

primă fază, un studiu folosind modelarea nodală pentru o sală de clasă dintr-o școală aflată în orașul

București, pe parcursul a trei luni calendaristice consecutive (aprilie, mai și iunie), evaluând consumul

energetic pentru încălzire și răcire. Concluzia a fost că, față de un sistem clasic de ventilație prin amestec,

folosirea unui sistem de ventilație personalizată ar putea reduce consumul, în funcție de valoarea debitelor

introduse și a temperaturii de introducere, cu până la 49%. Aceasta este și prima contribuție personală

Tot în cadrul obiectivelor, s-a aflat realizarea unui model numeric al sistemului de ventilare personalizată.

Până în prezent modelarea acestora s-a făcut cu mediile de simulare CFD, care presupun resurse

informatice importante și timpi de simulare îndelungați.

Astfel atenția noastră s-a îndreptat către modelele zonale, modele intermediare între modelele nodale care

consideră întregul spațiu ca fiind omogen și modelele CFD, care presupun o grilă de discretizare foarte

fină de ordinul milioanelor de celule. Modelele zonale presupun împărțirea spațiului într-un număr mic de

celule față de modelul CFD în interiorul cărora amestecul de aer este presupus omogen. Astfel, am dorit

să verificăm dacă un astfel de model simplificat poate surprinde fenomenologia sistemului. Pentru a

realiza această verificare ne-am orientat către studiul experimental. În acest scop am realizat un manechin

termic similar ca geometrie celui din modelul numeric. Manechinul experimental precum cel din studiul

de modelare numerică a avut o geometrie simplificată. El a fost construit astfel încât să imite temperatura

corpului uman care în realitate este diferită pe segmente ale corpului. Această alegere a fost făcută în

urma studiilor de specialitate, și în dorința de a ne apropia cât mai mult de realitate. Primul pas în studiul

158

numeric a fost realizarea modelului încăperii, introducerea în interiorul ei a unui ocupant și modelarea

curentului convectiv ce se formează în jurul său în condiții de convecție liberă deci fără existența unui

sistem de ventilare care să introducă sau să extragă aer. Acest demers a fost făcut întâi în variantă 2D și

apoi a fost extrapolat în variantă 3D. Ulterior acestui demers a fost o validare preliminară cu studii din

literatură care ne-au reconfortat prin rezultatele lor în privința alegerii făcute. Acest model fiind realizat, a

urmat campania experimentală de validare a rezultatelor. Din dorința de a obține rezultate sigure și cât

mai corecte am realizat două campanii de măsurători. Ambele campanii de măsurători s-au realizat

urmărind discretizarea din modelarea numerică pentru ca toate comparațiile să fie făcute cât mai exact.

Rezultatele experimentale au fost apoi comparate cu cele ieșite din modelarea numerică. De asemenea,

campania experimentală, pe lângă funcția de validare a modelului, ne-a servit la completarea și

ameliorarea modelului numeric. Am dorit, de asemenea, să facem o comparație și cu rezultatele unui

model CFD pentru putea compara predicțiile. Astfel s-au realizat simulări cu mediul de simulare CFD

pentru condițiile impuse în modelul zonal și cele din modelul experimental iar rezultatele au fost

comparate. Comparația a arătat capacitatea modelelor zonale de a realiza predicții de temperatură destul

de apropiate de realitate în axa ce trece prin centrul capului manechinului. De asemenea profilele sagital

și median au confirmat această capacitate. În ceea ce privește predicțiile vitezei, acestea au fost apropiate

ca valori față de valorile experimentale și CFD în apropierea capului manechinului dar la distanțe mai

mari predicțiile zonale au supraestimat ușor vitezele. Această supraestimare ar putea fi cauzată de o

discretizare în volume mai mari a celulelor de deasupra capului. O discretizare ușor mai fină ar putea

remedia acest neajuns. În perspectivă, trebuie evaluată posibilitatea unei asemenea rafinări raportând-o

la durata timpilor de simulare. Realizarea și validarea acestui model zonal pentru modelul panașului

termic format în jurul unui manechin termic reprezintă o altă contribuție originală a acestui studiu.

În ceea ce privește cuplarea cu terminalul de ventilare personalizată, s-a observat că jetul provenit din

acest terminal, fiind introdus izoterm și probabil suferind o ușoară încălzire în ventilatorul aflat pe

tubulatură, a avut o tendință ascendentă. Dată fiind dispoziția grilei la nivelul umerilor, modelul numeric a

arătat că aerul provenit din terminalul de introducere PV a ajuns în zona de inhalare a manechinului,

penetrând direct stratul convectiv din jurul feței și nu doar fiind antrenat de aceasta și urcând ca urmare a

tendinței ascensionale a curentului. La nivelul temperaturii în imediata apropiere a feței manechinului,

influența acestui jet este vizibilă – temperatura aerului înregistrând o scădere față de cazul convecției

libere. Totuși pentru a evalua eficacitatea terminalului de introducere în perpectivă ar trebui utilizat un

gaz trasor pentru a putea evalua concentrațiile la nivelul zonei de inhalare. De asemenea ar trebui

realizată o cuplare a manechinului termic și a grilei de introducere în plan experimental pentru a putea

realiza și o validare a întregului sistem. Este interesant de văzut dacă această cuplare, în plan

159

experimental, ar schimba legea de variație a debitului de aer. În viitor ar putea fi testate alte temperaturi

de introducere a aerului prin terminalul PV, mai coborâte față de cea din studiul actual care ar permite

grilei un comportament mai apropiat de displacement, astfel încât să se producă o cât mai mică antrenare

a aerului din imediata apropiere. De asemenea o mai bună stabilitate ar putea fi conferită de o „poliță” pe

care să fie așezat difuzorul de aer astfel încât să se producă o lipire a jetului de ea, rezultând un „ jet lipit

de perete” în zona inițială de introducere.

În viitor, ar fi interesantă includerea variabilei timp în model odată cu posibilitatea introducerii unui jet

expirat atât în studiul numeric cât și în cel experimental. De asemenea ar trebui studiate diferite

poziționări ale grilei de introducere.

În privința contribuțiilor personale ale studiului nostru dorim să menționăm următoarele:

- realizarea studiului bibliografic al literaturii în domeniu, diferențiat pe aspecte ale cercetării

efectuate: probleme de confort termic și calitate a aerului interior, modelare matematică a

fenomenelor termo-aeraulice din spaţiile ventilate, modelare numerică, cercetare experimentală

referitoare la panaşul termic şi la sistemele de ventilare, în particular la sistemul personalizat de

introducere a aerului;

- realizarea studiului energetic pentru compararea sistemelor de ventilare clasic și cel de ventilare

personalizată prin simulare cu pas orar de timp;

- realizarea modelului numeric al panașului termic și cuplarea cu un terminal de ventilare

personalizată cu ajutorul metodei zonale

- alimentarea modelului zonal cu relaţii determinate experimental în urma cercetărilor

experimentale personale

- folosirea unui soft dificil şi performant pe care l-am particularizat condiţiilor specifice ale

problemelor studiate

- creearea unui menechin termic cu trei segmente de control al temperaturii pentru validarea

experimentală a modelului numeric

- folosirea unui echipament performant pentru realizarea campaniilor experimentale şi prelucrarea

corespunzătoare a datelor experimentale, ţinând cont de gradul de discretizare a spaţiului în

modelul zonal, cu care se fac comparaţii

160

Bibliografie

[1]. I.Cruceanu, C.Maalouf, I.Colda,M.Lachi, Parametric study and energy analysis of a personalized

ventilation system. International Journal of Mathematical models and methods in applied Sciences Issue2,

Volume 7, 2013, pp141-148.

[2]. Xinli Jia, John B. McLaughlin, Jos Derksen a,b, Goodarz Ahmadia-Simulation of a mannequin’s

thermal plume in a small room. Computers and Mathematics with applications (2011) ,

www.elsevier.com/locate/camwa.

[3]. P.O. Fanger;Thermal Confort- Analysis and Applications in Environmental Engineering. 1970 .

[4]. R.P.Clark; O.G.Edholm; Man and his Thermal Environment, 1985.

5]. E.Assmussen, M. Nielsen, Standard test method for measuring the thermal insulation of clothing using

a heated manikin. Laerebog i meneskets fysiology. Academisk Forlag (1991) .

[6]. ASHRAE, ‘‘Thermal environmental conditions for human occupancy,’’ ANSI/ASHRAE Standard

55-2004,. American Society of Heating, Refrigerating and Air-Conditioning Engineers,Atlanta, GA. 2004

[7]. H.E.Lewis, A.R.Foster, B.J.Mullan, R.N.Cox, R.P.Clark, Aerodynamics of the human

Microenvironment. Lancet 322 , pp 1273-1277.

[8]. R.P.Clark, N.Toy, Natural Convection Arround the Human Head. J.Physiol, 1975 , pp 283-293.

[9]. T.Zhang, P.You, F.Sun,Two simplified manikins for indoor environment assessment,Proceedings of

the 11th International Conference on Air Distribution in Rooms (RoomVent 2009),Busan, Korea. pp.

1285-1292

[10]. H.Brohus, Personal Exposure to Contaminant Sources in Ventilated Rooms. Thesis, Faculty of

Engineering and Science, Aalborg University,Denmark, July 1997 .

[11]. ASHRAE,ASHRAE HANDBOOK,Fundamentals, Thermal Confort,Vol. Chap. 8. 2001. Atlanta:

American Society of Heating, Refrigerating and Air Conditioning Engineering .

[12]. Nielsen, Marius, Pedersen, Lorents, Studies on the heat loss by radiation and convection from the

clothed human body,Acta Physiol.Scand.1952,. 27:272.

[13]. Y.Cengel, Heat transfer.A practical approach. McGraw Hill 1998 .

[14]. T.Helge.Dokka, P.O.Tjelflaat, A simplified model for human induced convective air flows - Model

predictions compared to experimental data. Proceedings of Room Vent 2002 (8th International

Conference on Air Distribution in Rooms , Copenhagen - Denmark , pp 269-272, 5 figs, 9 ref.

[15]. H.Awbi, Ventilation of buildings , Second Edition. Spon Press, London, First edition 2003

[16]. G.He, X.Yang, J.Srebic, Removal of contaminants released from room surfaces by displacement and

mixing ventilation: modeling and validation. Indoor Air 2005 , pp367-80.

161

[17]. N.Gao,J.Niu, L.Morawska,Distribution of respiratory droplets in enclosed environments under

different air distribution methods. Building Simulation 2008;1 , pp326–35.

[18]. J.Niu, N.Gao, Experimental study of a chair-based personalized ventilation system. Building and

environment 42 (2007) , p913-925.

[19]. A.Melikov, R. Cermak, Personalized ventilation: Evaluation of different air terminal devices.

Energy and Buildings 34 (2002) , p.829-836.

[20]. K.W.Tham, J.Pantelic, Performance evaluation of the coupling of a desktop personalized ventilation

air terminal device and desk mounted fans. Building and Environment 45 (2010) 1941–1950 , 1941–1950.

[21]. A.Melikov, T.Ivanova, G.Stefanova; Seat headrest incorporated personalized ventilation: Thermal

comfort and inhaled air quality. Building and Environment 47 (2012) , pp 100-108.

[22]. A.D.Tran Le, Etude des transferts hygrothermiques dans le beton de chanvre et leur application au

batiment. These. - Universite de Reims Champagne Ardenne 2010

[23]. Normativ pentru proiectarea, executarea și exploatarea instalațiilor de ventilare ș climatizare

I5/2010. I5/2010 .

[24]. L.Mora; Prediction des performances thermo-aerauliques des batiments par association de modeles

de differents niveaux de finesse au sein d'un environnement oriente objet; L.Mora; Prediction des

performances thermo-aerauliques des batimThese, 2003.

[25]. Li Liu, V. Nielsen, Yuguo LI,The thermal plume avo a standing human body exposed to different air

distribution strategies.

[26]. Skaret E.Ventilasjonsteknikk, Kompedium Institutt for VVS, Nordes Tekniske Hogkole, Trondheim

1986.

[27]. Z.Popiolek, S. Treciakewicz, Improvement of a plume volume flux calculation method,.

Proceedings ROOMVENT ’98 Stockhom, Sweden, Vol. 1 , 423 – 430.

[28]. B. Cravens, G.S. Settles; A computational and experimental investigation of the human thermal

plume. J. Fluids Eng. 128 (2006) , pp 1251–1258.

[29]. J.Lebrun,Exigences physiologiques et modalités physiques de la climatisation parsource statique

concentrée. Thèse de Doctorat, Université de Liège, Belgique 1970 .

[30]. C.Inard, A.Meslem, P.Depecker, Energy consumption and thermal comfort in dwelling-cells : A

zonal-model approach. Building and Environment, 33(5) , 279-291.

[31]. E.Wurtz,Modélisation tridimensionnelle des transferts thermiques et aérauliques dans le bâtiment en

environnement orienté objet. Thèse de Doctorat, Ecole Nationale des Ponts et Chaussées, Paris, France

(1995) .

162

[32]. C.Inard,H.Bouia, P.Dalicieux, of air temperature distribution in buildings with a zonal model.

Energy and Buildings 24 (1996) , 125-132.

[33]. E.Wurtz, JM.Nataf, F.Winkelmann,Two- and three-dimensional natural and mixed convection

simulation using modular zonal models in buildings. International Journal of Heat and Mass Transfer42 ,

923-940.

[34]. A.Daoud, N.Galanis, Prediction of airflow patterns in a ventilated enclosure. Science Direct Applied

Energy 85 (2008) , 439-448.

[35]. JW.Axley, Surface-drag flow relations for zonal modeling. Build Environ 2001; , 843-50.

[36]. M.Musy, F.Winkelmann, E.Wurtz, A.Sergent, Automatically generated zonal models for building

air flow simulation: principles and applications. Build Environ 2002;37 , 873-81.

[37]. F.Song, B.Zhao,X.Yang, Y.Jiang, V. Gopal, G.Dobbs, A new approach on zonal modeling of indoor

environment with mechanical ventilation. Build Environ 2008;43 , 278-86.

[38]. C.Croitoru; Studii teoretice si experimentale referitoare la influenta turbulentei aerului din

incaperile climatizate asupra confortului termic; Teza de doctorat 2011.

[39]. D.Zukowska; A.Melikov; Z.Popiolek; Impact of personal factors and furniture arrangement on the

thermal plume above a sitting occupant. Building and Environment 49 (2012) , pp104-116.

[40]. D.Zukowska;Z.Popiolek, A.Melikov; Prediction of the volume flux of the thermal plume above a

sitting person. Proceedings of the 9th International Healthy Buildings Conference and Exhibition

2009Syracuse, NY, USA, 2009 , p. 384.

[41]. Gao, N., Niu, J.,CFD study on micro-environment arround human body and personalized

ventilation. Building and environment 39 (2004) , pp 795-805.

[42]. T.Zhang; P.Li; A personal air distribution system with air terminals embedded in chair armrest on

commercial airplanes. Building ans environment 47 (2012) , pp89-99.

[43]. J.S.Russo, T.Q.Dang, H.E.Kaliffa,Computational analysis of reduced-mixing personal ventilation

jets. Building and Environment 44 (2009) , 1559–1567.

[44]. Daria Zukowska, Arsen Melikov, Zbigniew Popiolek,Thermal plume above a simulated sitting

person with different complexity. Proceedings of the 10th Internationa lConference on Air Distribution in

Rooms – Roomvent 2007, Helsinki , Vol. 3, pp. 191-198.

[45]. Y. Xu, X.Yang, Contaminant dispersion with personal displacement ventilation. Building and

Environment 44 (2009) , 2121–2128.

[46]. B.A. Craven;A computational and experimental investigation of the Human Thermal Plume. Journal

of Fluids Engineering (2006), Vol 128 .

163

[47]. C.M.Borges, A.R.Gaspar, D.A.Quintela, Analysis of the interactions of thermal plumes within

office environment using a thermal manikin. 7th International Thermal Manikin and Modelling Meeting -

University of Coimbra, September 2008 .

[48]. Daria Zukowsca, Arsen Melikov, Zbigniew Popiolek, Johanna Spletstesser, Impact of facially

applied air movement on the developement of the thermal plume above a sitting occupant.Proceedings of

the 12th International Conference on Air Distribution in Rooms. Roomvent 2011, June 2011, Trondheim,

Norway.

[49]. T.Zhang; P.Li; A personal air distribution system with air terminals embedded in chair armrest on

commercial airplanes. Building ans environment 47 (2012) , pp89-99.

[50]. T.Keck, R.Leiacker, H. Riechelmann,G.Rettinger, Temperature profile in the nasal cavity.

Laryngoscope, 2000 , 110:651-4.

[51]. A.Melikow, J.Kaczmarkzyk,Impact of air movement on perceived air quality at different level of air

pollution and temperature. Proceedings of indoor air;2008, Denmark .

[52]. J.Kaczmarczyk, A.Melikov, D.Sliva, Impact of air movement on perceived air quality at different

level of relative humidity. Proceedings of indoor air;2008. Denmark .

[53]. J.Kaczmarczyk, A.Melikov, D.Sliva, Effect of warm air supplied facially on occupants comfort.

Building and environment 45 (2010) , p848-855.

[54]. M.A.Skwarczynski,A.K.Melikov, J.Kaczmarczyk, V.Lyubenova;Impact of individually controlled

facially applied air movement on perceived air quality at high humidity. Building

andEnvironment45(2010) , p2170-2176.

[55]. L.Li, Studies on characteristics of personalized ventilation and human response. PhD thesis,

Department of Civil Engineering, Tsinghua University ; 2004 .

[56]. H. Amai, S. Tanabe, T. Akimoto, T.Genma; Thermal sensation and comfort with different task

conditioning systems. Building and Environment 42 (2007) , p 3955–3964.

[57]. W.Sun, K.W.Tham, W.Zhou, N.Gongș Thermal performance of a personalized ventilation air

terminal device at two different turbulence intensities. Building and Environment 42 (2007) , p 3974–

3983.

[58]. A.K. Melikow; J.Kaczmarkzyc; Air Movement and perceived air quality. Building and Environment

47 (2012) , pp 400-409.

[59]. R.Li, S.C.Sekhar, A.K.Melikov, Thermal comfort and IAQ assessment of under-floor air

distribution system integrated with personalized ventilation in hot and humid climate. Building and

Environment 45 (2010) , p 1906e1913.

164

[60]. Murakami, S., Kato, S., Zeng, J., Developement of a computational thermal manikin-CFD analysis

of the thermal environement of a human body,. Proceedings of Tsinghua-HVAC’95, Beijing, China,

vol.2;1995; , pp349-54.

[61]. S.Murakami, S.Kato, J.Zheng,. CFD Analysis of Thermal Environment arround Human Body,

Proceedings of Indoor Air,96 , pp479-484.

[62]. D.Dubois;E.F.Dubois; A formula to Estimate the Approximate Surface area if height and weight are

known. Archives of Internal Medicine , p 863-71.

[63] Modele zonale pentru ventilația personalizată – Raport de cercetare - Drd.Ing Iunia Antonia

Cruceanu; Coordonator: Prof.Dr.Ing Iolanda Colda

[64] Cercetări experimentale pentru un dispozitiv de introducere personalizat - Raport de cercetare -

Drd.Ing Iunia Antonia Cruceanu; Coordonator: Prof.Dr.Ing Iolanda Colda

[65] Modelul zonal al ventilării personalizate - Raport de cercetare - Drd.Ing Iunia Antonia Cruceanu;

Coordonator: Prof.Dr.Ing Iolanda Colda

[66] I.Cruceanu, C.Maalouf, I.Colda, A.Dogeanu, Etude et validation experimentale d’un modele zonal

du panache thermique genere par un mannequin en position assise, Proceedings Conference EENVIRO,

Bucharest 2013

[67] I.Cruceanu, C.Maalouf ,I.Colda, Modelarea zonala a panașului convectiv din jurul unui manechin cu

geometrie simplificată dispus în poziție șezândă – Buletinul științific al UTCB, Septembrie 2013

[68] C. Maalouf, E. Wurtz, L. Mora, “Effect of Free Cooling on the Operation of a Desiccant Evaporative

Cooling System”, International Journal of Ventilation, vol. 7, pp. 125-138, 2008.

[69] A.D. Tran Le, C. Maalouf, T.H. Mai, E. Wurtz, F. Collet, “Transient hygrothermal behaviour of a

hemp concrete building envelope”, Energy and Buildings, DOI: 10.1016/j.enbuild.2010.05.016 (2010).

[70] Stefano Schiavon, Arsen K. Melikov, Chandra Sekhar. Energy analysis of the personalized

ventilation system in hot and humid climates. Energy Buildings (2009),

doi:10.1016/j.enbuild.2009.11.009

[71] Ezzat Khalifa, Michael I. Janos. Experimental investigation of reduced-mixing personal ventilation

jets. Building and Environment 44 (2009) 1551-1558

[72] Stefano Schiavo, Arsen K. Melikov. Energy-saving strategies with personalized ventilation in cold

climates. Energy and Buildings 41 (2009) p.543–550

[73] E.F. Sowell, P. Haves. “Efficient solution strategies for building energy, system simulation”, Energy

and Buildings, vol. 33, p. 309-317, 2001.

165

[74] Victor Norrefeldt, Gunnar Grün, Klaus Sedlbauer. VEPZO Velocity propagating zonal model for the

estimation of the airflow pattern and temperature distribution in a confined space. Building and

Environment 48 (2012) 183-194

[75] Fariborz Haghighat, Yin Li, Ahmed C. Megri. Development and validation of a zonal model —

POMA - Building and Environment 36 (2001) 1039–1047

[76] Boukhris Y, Gharbi L, Ghrab-Morcos N. Modeling coupled heat transfer and air flow in a partitioned

building with a zonal model: application to the winter thermal comfort. Build Simulate 2009;2:67e74

[77] S.Schiavon, Energy saving with personalized ventilation and cooling fan, Phd, Universita degli studi

di Padova, Departamento di Ingineria Elettrica, 2009

[78] C. Maalouf, A.D. Tran Le, L. Chahwane, M. Lachi, E. Wurtz, T.H. Mai, A study of the use of

thermal inertia in simple layer walls and its application to the use of a vegetal fiber material in buildings,

International Journal of Energy , Environment and Economics, vol. 19, N° 5, pp. 467-489, 2011.

[79] . Cheong, WJ. Yu, SC Sekhar, KW. Tham, R. Cosonen, Local thermal sensation and comfort study in

a field environment chamber served by displacement ventilation system in the tropics, Building and

environment 2007, 42 525-33

[80] J.E. Seem, J.E. Braun, The impact of personal environmental control on building energy use,

ASHRAE Transactions (Pt. 1), 1992, 903–909.

[81] C. Maalouf, A. D. Tran Le, M. Lachi, E. Wurtz, T. H. Mai, Effect of moisture transfer on thermal

inertia in simple layer walls. Case of a vegetal fiber material. International Journal of Mathematical

Models and Methods in Applied Sciences vol 5 (1), pp 33-47,2011

[82] S.Gagneau, F.Allard,About the construction of autonomous zonal models,. Energy and Buildings

33(3) , 245-250.

[83] E.Mundt,The performance of displacement ventilation system, Experimental and Thoretical Studies,

Ph.D.Thesis. Royal Institut of Tehnology, Stockolm 1996 .

STUDIUL VENTILĂRII PERSONALIZATE ȘI STUDIUL MIŞCĂRII...

Documents

Transcript of STUDIUL VENTILĂRII PERSONALIZATE ȘI STUDIUL MIŞCĂRII...