+ All Categories
Home > Documents > Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Date post: 22-Oct-2015
Category:
Upload: ana-burghelea
View: 210 times
Download: 6 times
Share this document with a friend
36
1. Domeniile de utilizare a frigului artificial. Frigul artificial joacă un rol important în dezvoltarea numeroaselor ramuri ale economiei, în apariţia unor ramuri ale tehnicii precum şi în îmbunătăţirea condiţiilor de trai ale populaţiei. Se remarcă , în special, utilizarea frigului în: - industria alimentară pentru conservarea şi transportarea produselor alimentare uşor alterabile, în vinificaţie, fabricarea berii, îngheţatei, produselor de cofetărie etc.; - construcţia de maşini pentru obţinerea oxigenului şi gazelor inerte necesare pentru tăierea şi sudarea metalelor, precum şi pentru prelucrarea oţelurilor la temperaturi joase, ceea ce permite mărirea durităţii şi a rezistenţei. - metalurgie pentru intensificarea proceselor de topire a oţelului, elaborarea fontei, feroaliajelor şi a metalelor neferoase prin îmbogăţirea aerului insuflat cu oxigen; - industria chimică pentru separarea amestecurilor de gaze şi în particular, a aerului cu obţinerea oxigenului, azotului şi a gazelor inerte. De asemenea, frigul este utilizat pentru condensarea vaporilor, uscarea gazelor, separarea soluţiilor complexe, cristalizarea sărurilor, reglarea sensului şi vitezei reacţiilor chimice, precum şi în scopul extragerii deiterului din hidrogen tehnic, utilizat şi în fabricarea fibrelor sintetice, a materialelor plastice precum şi a cauciucului sintetic; - industria farmaceutică pentru producerea medicamentelor pe bază de penicilină, streptomicină, eter etc.; - industria minelor şi de construcţii pentru congelarea solurilor şi consolidarea minelor; - medicină pentru răcirea locală în scop de anestezie în intervenţiile chirurgicale (criochirurgie) precum şi pentru păstrarea unor organe în scop de transplantare; - industria transporturilor feroviare, rutiere şi maritime pentru transportarea produselor alimentare, a gazelor lichefiate şi a peştelui; - energetică pentru crearea diferitelor dispozitive bazate pe superconductibilitate, transformatoare şi generatoare de putere mare, linii de transport a energiei electrice; - aviaţie şi cosmonautică pentru alimentarea cu oxigen a
Transcript
Page 1: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

1. Domeniile de utilizare a frigului artificial.

Frigul artificial joacă un rol important în dezvoltarea numeroaselor ramuri ale economiei, în apariţia unor ramuri ale tehnicii precum şi în îmbunătăţirea condiţiilor de trai ale populaţiei. Se remarcă , în special, utilizarea frigului în:

- industria alimentară pentru conservarea şi transportarea produselor alimentare uşor alterabile, în vinificaţie, fabricarea berii, îngheţatei, produselor de cofetărie etc.;

- construcţia de maşini pentru obţinerea oxigenului şi gazelor inerte necesare pentru tăierea şi sudarea metalelor, precum şi pentru prelucrarea oţelurilor la temperaturi joase, ceea ce permite mărirea durităţii şi a rezistenţei.

- metalurgie pentru intensificarea proceselor de topire a oţelului, elaborarea fontei, feroaliajelor şi a metalelor neferoase prin îmbogăţirea aerului insuflat cu oxigen;

- industria chimică pentru separarea amestecurilor de gaze şi în particular, a aerului cu obţinerea oxigenului, azotului şi a gazelor inerte. De asemenea, frigul este utilizat pentru condensarea vaporilor, uscarea gazelor, separarea soluţiilor complexe, cristalizarea sărurilor, reglarea sensului şi vitezei reacţiilor chimice, precum şi în scopul extragerii deiterului din hidrogen tehnic, utilizat şi în fabricarea fibrelor sintetice, a materialelor plastice precum şi a cauciucului sintetic;

- industria farmaceutică pentru producerea medicamentelor pe bază de penicilină, streptomicină, eter etc.;

- industria minelor şi de construcţii pentru congelarea solurilor şi consolidarea minelor;

- medicină pentru răcirea locală în scop de anestezie în intervenţiile chirurgicale (criochirurgie) precum şi pentru păstrarea unor organe în scop de transplantare;

- industria transporturilor feroviare, rutiere şi maritime pentru transportarea produselor alimentare, a gazelor lichefiate şi a peştelui;

- energetică pentru crearea diferitelor dispozitive bazate pe superconductibilitate, transformatoare şi generatoare de putere mare, linii de transport a energiei electrice;

- aviaţie şi cosmonautică pentru alimentarea cu oxigen a oamenilor la altitudine şi în spaţiul cosmic, pentru condiţionarea aerului şi pentru răcirea aparaturii electronice;

- sport pentru realizarea patinoarelor artificiale;

- gospodărie pentru păstrarea şi tratamentul termic al produselor alimentare.

2. Clasificarea masinilor frigorifice.

Maşinile frigorifice se pot clasifica după: tipul de energie consumată, în funcţie de proprietăţile şi starea de agregare ale agenţilor de lucru, tipul ciclului.

După tipul de energie consumată se pot deosebi maşini cu comprimare, maşini cu consum de căldură, maşini termoelectrice precum şi maşini cu jet.

Ca sursă de energie la maşinile cu comprimare se utilizează energia electrică sau mecanică. La maşinile cu consum de căldură se referă maşinile cu sorbţie, care se clasifică la rândul lor în maşini cu absorbţie şi adsorbţie.

Page 2: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Maşinile termoelectrice care au la bază efectul Peltier, permit obţinerea frigului prin utilizarea directă a energiei electrice.

În funcţie de proprietăţile şi starea de agregare a agenţilor de lucru, maşinile frigorifice se împart în maşini frigorifice cu vapori şi cu gaze. Spre deosebire de maşinile frigorifice cu gaze la care starea de agregare a agentului nu se modifică, la cele cu vapori este necesară condensarea vaporilor comprimaţi şi vaporizarea agentului destins.

După tipul ciclului maşinile frigorifice se grupează în:

- maşini care acţionează pe baza unui ciclu închis. În aceste maşini agentul de lucru trece prin diferite elemente componente ale unui contur închis, proces în care temperatura variază între limitele impuse de cele două surse de căldură. În această categorie se încadrează maşinile cu comprimare mecanică de vapori, maşinile cu absorbţie, unele maşini cu comprimare mecanică de gaze precum şi maşinile cu ejector;

- maşini ce funcţionează pe baza unui proces deschis. Ele sunt caracterizate prin aceea că în timpul funcţionării agentul este total sau parţial extras din maşină. În locul agentului evacuat este introdusă o nouă cantitate de agent.

3. Principiile fizice de obtinere a temperaturilor joase.

Pentru obţinerea temperaturilor moderat joase se utilizează: procesele de laminare procesele de destindere adiabate efectul turbionar (efectul Ranque), efectul termoelectric (efectul Peltier), transformările fizice ale corpurilor lichide şi solide.

2.1. Procesul de laminare

Procesul de laminare constă în expansiunea gazelor sau lichidelor la trecerea lor prin ventilele de laminare sau alte rezistenţe fără îndeplinirea lucrului exterior fiind însoţită de scăderea presiunii. Sunt două cazuri: laminarea gazului ideal şi laminarea gazului real.

Wa...daca va uitati in curs...ap eu nu stiu cum sa scrim ca sa fie putin, da in primu rind clar...eu propun numai sa le enumeram...multumesc!!

4. Diagramele de stare a aghentilor frigorifici

Stările sub care se poate prezenta o substanţă din punct de vedere al rezistenţei la deformare prin forţe exterioare definesc stările de agregare. Există trei stări fundamentale de agregare (solidă, lichidă, gazoasă) şi o a patra stare de agregare (plasmă). Trecerea unei substanţe dintr-o stare de agregare în alta se numeşte transformarea de fază.Ca schimbări de fază există: - topirea;- solidificarea;- vaporizarea;- condensarea;- sublimarea;- desublimarea.

Toate transformările de fază ale substanţelor pure se produc la temperatură constantă, dacă presiunea rămâne constantă. Valorile presiunii şi temperaturii la care are loc schimbarea de stare definesc aşa numita stare de saturaţie.

Page 3: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Diagrama presiune - entalpie, larg utilizată în tehnica frigului, are reprezentate în abscisă entalpii specifice în J/kg sau kcal/kgf, iar în ordonată presiuni în bar sau kgf/cm. Diagrama cuprinde curba de saturaţie corespunzătoare transformării de fază lichid - vapori (vaporizare) şi vapori - lichid (condensare), în fig.3.11 este reprezentată diagrama lg p – i (se preferă ca în ordonată să se reprezinte logaritmi zecimali ai presiunii în loc de presiune, acest lucru asigurând o citire mai exactă a valorilor parametrilor de stare în domeniul temperaturilor scăzute).

Câmpul diagramei este împărţit de către curba de saturaţie şi izoterma care trece prin punctul critic (numită izoterma critică) în 4 zone:

Fig. 3.11. Diagrama de stare presiune -entalpie (lg p – i)

- zona l de lichid, situată în stânga curbei de saturaţie până în punctul K şi sub izoterma critică. Ramura (aK) a curbei de saturaţie se numeşte curbă de saturaţie a lichidului;

- zona II de vapori supraîncălziţi, în dreapta curbei de saturaţie şi sub izoterma critică. Ramura (Kb) a curbei de saturaţie poartă denumirea de curbă de saturaţie a vaporilor;

- zona III de vapori umezi, numită astfel deoarece aici există în echilibru cele două faze, lichid şi vapori;

- zona IV de stare gazoasă.În fig. 3.12, sunt reprezentate în diagrama presiune–entalpie, principalele curbe care exprimă

transformările simple (izoterme, izobare, izocore, izentrope). Izotermele (T=const) sunt curbe de forma (a12b) care traversează zonele de lichid, vapori umezi şi vapori supraîncălziţi.

Fig. 3.12. Principalele tipuri de curbe din diagrama de stare presiune-entalpie

Izobarele (p = const) sunt drepte parale-le cu axa absciselor, de forma (c12d).

În domeniul vaporilor umezi, izotermele se suprapun peste izobare, deoarece transformarea de fază lichid - vapori are loc la temperatură şi presiune constantă.

Izentropele (s = const) sunt curbe de for-ma (n

2δ ), iar izocorele au forma (z 2 w) cu schimbarea de pantă în punctul de intersecţie cu curba de saturaţie.

Diagrama temperatură - entropie (T – s) are reprezentate în abscisă entropiile specifice s în

Page 4: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

J/(kg·K) sau kcal/(kg·°C), iar în ordonată temperatura în K. În fig. 3.13, este redată diagrama (T– s) cu principalele tipuri de curbe.

Din punct de vedere al lucrului cu diagramele de stare este necesar şi util să precizăm proprietăţile fundamentale ale diagramelor lg p – i şi T – s. În diagrama lg p – i cantităţile de căldură în transformările izobare şi lucrul mecanic în transformările adiabate sunt reprezentate de segmente de dreaptă paralele cu axa absciselor, cuprinse între două drepte paralele cu axa ordonatelor care trec prin punctele de început şi sfârşit de transformare.

Fig.3.13. Principalele tipuri de curbă din diagrama de stare temperatură-entropie (T – s)

În diagrama T – s, can-tităţile de căldură în transformările izobare sunt reprezentate de arii cuprinse sub curba transformării, axa absciselor şi două drepte paralele cu axa ordonatelor, care trec prin punctele de început şi sfârşit de transformare, fapt care face ca această diagramă să se numească şi diagramă calorică.

5. Transformarile de stare ale agentilor frigorifici.

Fie un sistem termodinamic oarecare (fig.3.1). În cazul general, el poate schimba cu exteriorul energie şi substanţă, adică căldură, Q; lucru mecanic, L; masă, M.

Prin definiţie, un sistem se află în stare de echilibru termodinamic, atunci când, aflându-se în condiţii exterioare invariabile, condiţiile lui interioare (adică mărimile de stare) nu se modifică ci se menţin constante.

Ca urmare a schimburilor de energie cu exteriorul, sistemul îşi modifică starea termodinamică. Prin definiţie, prin transformare termodinamică de stare se înţelege trecerea unui sistem termodinamic dintr-o stare de echilibru în alta prin parcurgerea unei succesiuni de stări, caracterizate prin valori precise ale parametrilor de stare.

Fie starea 1 (p1, v1 T1). Sub acţiunea mediului exterior (vezi fig. 3.2) sistemul trece din starea 1 în starea 2 (p2, v2, T2). Stările 1 şi 2 sunt stări de echilibru. Dacă schimburile de căldură şi lucru mecanic cu exteriorul se produc cu viteze mari, în regim dinamic (nestatic, nestaţionar, tranzitoriu sau nestabilizat) atunci distribuţia mărimilor de stare este neuniformă, fiind necesar un anumit interval de timp pentru egalizarea lor în funcţie de viteza cu care se produc schimbările de energie cu exteriorul, drumul transformării de la starea 1 la starea 2 este diferit. La trecerea din starea 1 în starea 2, variaţiile parametrilor de stare depind numai de starea iniţială şi de cea finală. Dacă transformarea se poate produce şi în sensul invers, de la 2 la 1, sistemul trecând prin aceleaşi stări intermediare, ea este numită

Page 5: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

reversibilă.

Procesul ireversibil este procesul în care:

- stările intermediare sunt diferite ;

- în mediul ambiant se produc schimbări remanente.

6. Clasificarea ciclurilor inversale.

Agentul de lucru al maşinii frigorifice săvârşeşte ciclul inversat datorită energiei mecanice sau a altui tip de energie. Sunt trei variante ale ciclurilor inversate:

de răcire, de pompă termica combinat.

7. Clasificarea agentilor frigorifici si cerintele fata de ei.

Agenţii de lucru ai maşinilor frigorifice se grupează în mai multe categorii. Agenţii frigorifici, utilizaţi în maşinile frigorifice cu comprimare mecanică de vapori au o temperatură de vaporizare la presiunea atmosferică normală. În funcţie de această temperatură, denumită temperatură normală de vaporizare

t s , se deosebesc trei categorii de agenţi:

- cu temperatură mai ridicată de vaporizare situată între 0 ºC şi 60 ºC utilizaţi mai ales în pompele de căldură;

- cu temperatură medie de vaporizare cuprinsă între –50 ºC şi 0 ºC;

- cu temperatură joasă de vaporizare plasată între –120 ºC şi –50 ºC.

În funcţie de presiune agenţii frigorifici se împart în trei categorii:

cu presiune înaltă, medie şi joasă.

Condiţiile care trebuie să le satisfacă un agent frigorific utilizat în maşinile cu comprimare de vapori sunt următoarele:

- presiunea de vaporizare să fie superioară presiunii atmosferice, dar apropiată de aceasta în scopul evitării infiltrării aerului în vaporizator, care împreună cu umezeala contribuie la intensificarea procesului de coroziune;- presiunea de condensare să fie redusă cu scopul micşorării greutăţii compresorului, creşterii randamentului mecanic al acestuia şi evitării pierderilor de agent;

- puterea frigorifică specifică să fie cât mai mare, ceea ce reprezintă căldura preluată de 1kg de agent în procesul de realizare a efectului frigorific prin vaporizare sau încălzire;- căldura specifică a agentului frigorific lichid să fie cât mai redusă în vederea micşorării pierderilor cauzate de ireversibilitatea procesului de laminare;

Page 6: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

- volumul specific al vaporilor aspiraţi să fie cât mai redus în cazul compresoarelor cu piston, în vederea micşorării dimensiunii acestora şi, respectiv, cât mai mare, în cazul turbocompresoarelor frigorifice pentru mărirea randamentului intern al procesului de comprimare;- viscozitatea să fie moderată pentru îmbunătăţirea transferului de căldură şi reducerea pierderilor de presiune, dar nu prea mică pentru a nu favoriza scăpările de agent frigorific;- să posede insolubilitate reciprocă a agentului frigorific în ulei în cazul compresoarelor cu piston deoarece aceasta determină murdărirea suprafeţelor de schimb de căldură ale condensatorului şi vaporizatorului şi reducerea puterii frigorifice a maşinii;- să nu prezinte pericol de explozie, să nu fie inflamabile şi toxice;- să posede stabilitate chimică şi pasivitate la coroziune;- să posede cost redus.

- volumul specific al vaporilor trebuie să fie cât mai redus, pentru a se obţine dimensiuni de

gabarit reduse, ale compresoarelor;

- să nu prezinte pericol de inflamabilitate, explozie şi toxicitate;

- să nu fie poluanţi (este cunoscut faptul că unii agenţi frigorifici clasici şi anume câteva tipuri

de freoni, contribuie la distrugerea stratului de ozon al stratosferei terestre);

- să prezinte o contribuţie cât mai scăzută la încălzirea globală

8. Proprietăţile agenţilor de lucru a maşinilor frigorifice cu comprimare mecanică de vaporiÎn continuare vom enumera unele caracteristici ale agenţilor frigorifici utilizaţi în tehnica frigului

moderat.: Amoniacul NH 3 este utilizat pe scară largă în instalaţiile frigorifice cu comprimare de

vapori cu o treaptă şi cu două trepte, precum şi în cele cu absorbţie pentru temperaturi de vaporizare

t0>− 60 ºC; temperatura normală de vaporizare a amoniacului este de t0=− 33.35 ºC. Printre avantajele amoniacului se numără volumul specific mic la temperaturile de vaporizare uzuale, uşurinţa depistării scurgerilor de amoniac datorită mirosului specific, solubilitatea redusă în ulei, nu exercită acţiuni corozive oţelului, dar în prezenţa apei atacă zincul, cuprul, bronzul şi alte aliaje pe bază de cupru cu excepţia bronzului fosforos. Dintre dezavantaje se menţionează faptul că este toxic, exploziv şi

inflamabil la concentraţii de 19 . 0÷26 . 8 % amoniac în aer. La temperatura de -77.7 ºC amoniacul se solidifică şi la temperatura de 260 ºC se descompune în azot şi hidrogen.

Bioxidul de carbon CO2 este utilizat în principal în instalaţiile de producere a gheţii uscate

(zăpadă carbonică). Este neutru în raport cu metalele, neinflamabil, netoxic. Dezavantajul său constă în

aceea că temperatura critică este relativ ridicată (t cr =+31° C

) la presiunea critică Pcr=7 . 383

MPa . Din acest motiv CO2 conduce la presiuni ridicate în condensator.

Freonii sunt utilizaţi pe scară largă în tehnica frigului datorită avantajelor pe care le prezintă şi anume: nu sunt toxici, au inflamabilitate redusă, sunt neexplozivi, prezintă neutralitate chimică. De asemenea, fiind caracterizaţi prin exponenţi adiabatici mici, freonii determină temperaturi de comprimare reduse.

Page 7: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Dezavantajele freonilor constau în viscozitatea lor foarte redusă care favorizează scurgerile precum şi solubilitatea reciprocă cu uleiul care se accentuează la mărirea presiunii şi reducerea temperaturii freonului. Tot în categoria dezavantajelor se încadrează şi faptul că freonii au o densitate mai ridicată, ceea ce determină creşterea rezistenţelor hidraulice la circulaţia lor prin conducte.

9.Agentii purtatori de frig.

În calitate de agenţi purtători de frig la nivelul frigului moderat sunt utilizate saramurile, adică soluţiile

de clorură de sodiu (NaCl ) şi clorură de calciu (CaCl2 ) în apă. Temperatura de congelare a acestor

soluţii depinde de concentraţia masică a sării în soluţie. Pentru ξ=0 rezultă că temperatura de congelare este de 0 ºC. La creşterea concentraţiei această temperatură scade până la o anumită valoare

critică ξcr a concentraţiei, temperatura de congelare devine minimă. În fig. 5.1 sunt arătate legile de

variaţie a temperaturii de congelare în funcţie de concentraţia ξ pentru cele două soluţii.

Punctul C este punctul criohidric. În cazul soluţiei de clorură de sodiu, temperatura minimă de

congelare în punctul criohidric este de −21 .2 ° C la ξcr=23 .1% . În cazul soluţiei de clorură de

calciu această temperatură este de −55 °C la ξcr=29 . 9 %

. Curba A în figura 5.1 caracterizează

schimbarea temperaturii de congelare a soluţiilor sau temperaturii de topire a amestecului, curba B este linia de solubilitate a sării în apă sau linia de degajare a cristalelor de sare.

Ca agenţi purtători de frig pot fi utilizate lichidele antigel de tipul soluţiei de etilenglicol

C2 H4 (OH )2 şi propilenglicol C3 H6 (OH )2 . De asemenea, se poate folosi în anumite condiţii

amoniacul (NH 3 ), freonul-30 (

CH 2 Cl2 ), freonul-11 (CFCl3 ).

Fig. 5.1. Influienţa concentraţiei asupra tem-peraturii de congelare a soluţiilor de

NaCl (a ) şi CaCl2 (b )

10. Contribuţia freonilor la distrugerea stratului de ozon

Unii agenţi frigorifici, în special clorfluorcarburile (CFC), contribuie la distrugerea stratului de ozon. Dintre freoni, cei mai nocivi sunt cei care conţin în molecula lor brom şi–l eliberează. Moleculele agenţilor frigorifici halogenaţi sunt foarte stabile, iar durata de existenţă a acestora poate atinge chiar sute de ani. Din acest considerent majoritatea freonilor eliberaţi în atmosferă constituie un pericol pentru generaţia viitoare şi pentru viitorul planetei. Durata de existenţă a unei molecule de agent halogenat este funcţie de numărul de atomi de hidrogen care au fost înlocuiţi cu atomi de clor şi în special prin atomi de fluor. Astfel, duratele de existenţă estimate sunt pentru R–22 de 20 ani, pentru R–

Page 8: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

12 – 120 ani, în timp ce pentru R–13 este de 400 ani. În consecinţă, din punct de vedere al duratei de existenţă, cei mai nocivi freoni sunt cei care nu mai conţin hidrogen în moleculă, adică R–11, R–12, R–113, R–114, R–115, R–502 ş.a.m.d.

În literatura de specialitate există referiri la ordinea nocivităţii diferiţilor freoni asupra stratului de ozon. Fiecărei molecule a unui agent halogenat i se atribuie un indice relativ de nocivitate pentru stratul de ozon, denumit “potenţial de distrugere a ozonului” şi notat prin PDO (ODP=”Ozone Depletion Potential”). Fiind cel mai nociv, freonului R–11 i s–a atribuit indicele unitar de distrugere a ozonului:

( PDO )R−11=1 .

Dacă se consideră 100 % nocivitatea pentru stratul de ozon al freonului R–11, atunci, informativ, nocivităţile altor freoni sunt după cum urmează: R–12, R–114 (100 %), R–113 (80 %), R–115 (60 %), R–502 (40 %), R–141B (10 %), R–22, R–123, R–142B ş.a.m.d.

11.Agentii frigorifici de substituire a agentilor distrugatori ai stratului de ozon.

Până nu demult agenţii frigorifici de bază, care se utilizau în instalaţiile frigorifice bazate pe comprimarea vaporilor, erau cei distrugători de ozon şi anume R–12, R–22 şi R–502, în cazuri speciale se utiliza R–114, R–12B1, R–13B1 şi R–503.

Agenţii frigorifici tradiţionali aproximativ 80 de ani în urmă – după anul 1930 au fost înlocuiţi cu alţi refrigerenţi de provenienţă artificială – freonul sau refrigerentul, produse în baza clorfluorcarbon (abrevierea CFC). Cei mai răspândiţi dintre ei şi utilizaţi în toate ţările lumii în instalaţiile frigorifice de temperaturi joase şi medii, şi în instalaţiile de condiţionare a aerului iî constituie agenţii frigorifici – R11, R12, R13, R502. Însă în anul 1980 de către savanţi a fost descoperită acţiunea dăunătoare a combinaţiei CFC asupra atmosferei Pământului.

Din această cauză aceşti agenţi frigorifici sunt înlocuiţi cu alţii mai puţin dăunători pentru atmosferă – hidroclorfluorcarbon (abrevierea HCFC) – cei mai răspândiţi dintre ei sunt R22, R134a, R142, R404a şi practic agenţii frigorifici inofensivi – hidrofluorcarbon (abrevierea HFC), care la momentul actual sunt la etapa de cercetare.

12. Schema şi ciclul ideal al maşinii frigorifice cu comprimare de vapori.Eficienta frigorifica.

În fig. 6.1 sunt arătate schema principială (a ) şi ciclul ideal al MFV reprezentat în diagrama T−S (b).

Maşina constă din patru elemente principale: compresorul I , condensatorul II , detentorul III şi vaporizatorul IV . Procesele din care e compus ciclul sunt următoarele:

Page 9: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Fig. 6.1. Schema (a ) şi ciclul (b ) al MFV

- comprimare adiabată (izentropică) 1−2 a vaporilor umezi în compresorul I

- condensarea izobar-izotermă 2−3 în condensatorul II

destinderea adiabată (izentropică) 3−4 în detentorul III

vaporizarea izobar-izotermă 4−1 în vaporizatorul IV

Eficienţa frigorifică a ciclului Carnot 1−2−3−4 :

ε C=q0

|lmin . c|=

i1−i4

(i2−i3 )−( i1−i4 )=

T 0 (S1−S4 )(T c−T0 ) (S1−S4 )

=T0

T c−T 0 . (6.1)

Această relaţie demonstrează că creşterea temperaturii de condensare şi reducerea

temperaturii de vaporizare determină micşorarea eficienţei frigorifice (coeficientului frigorific) ε C a

ciclului Carnot inversat şi creşterea consumului specific de energie necesar pentru obţinerea frigului.

Eficienţa frigorifică a ciclului cu laminare şi supraîncălzire este dată de:

ε t=q0

|l|=

i1−i4

i2−i1

=aria n−1−4−maria m−4−1−2−2'−3−e

=4−11−a .

Deplasarea comprimării în domeniul vaporilor supraîncălziţi şi efectuarea destinderii prin laminare determină reducerea eficienţei frigorifice a ciclului teoretic cu laminare în raport cu cea a ciclului ideal inversat Carnot

13. Calculul termic, eficienta frigorifica a ciclului Carnot.

Întrucât toate procesele care compun ciclul sunt reversibile, atunci în acest caz agentul de lucru va săvârşi în maşina frigorifică un ciclu Carnot inversat.

Schimburile energetice ale unui kg de agent cu exteriorul la parcurgerea ciclului se determină apelând la ecuaţiile celor două principii ale termodinamicii dq=di+dlt=TdS , rezultă:

- lucrul mecanic tehnic specific de comprimare în procesul 1−2 (dq=0 , dS=0 , dlt=−di

)

|l0|=i2−i1 .

Acest lucru în diagrama T−S corespunde ariei 1−2−3−0−1 ;

- sarcina termică specifică la condensare în procesul 2−3 (dp=0 , dlt=−vdp=0

,

Page 10: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

dq=di )

|q0|=i2−i3=T c (S2−S3 ) .

Sarcina termică specifică la condensare în diagrama T−S corespunde ariei n−2−3−m ;

- lucrul mecanic tehnic specific de destindere în procesul 3−4 (dq=0 , dS=0 , dlt=−di

)

ld=i3−i4 .

Acest lucru în diagrama T−S e echivalent cu aria 4−3−0−4 ;

- puterea frigorifică specifică la vaporizare în procesul 4−1 (dp=0 , dlt=−vdp=0

,

dq=di )

q0=i1−i4=T 0 (S1−S4 ) .

În diagrama T−S corespunde ariei n−1−4−m .

Lucrul mecanic (minim) al ciclului se determină pe baza bilanţului energetic:

|lmin . c|=|lc|−ld=i2−i1−(i3−i4)=i2−i3−( i1−i4 )=|qc|−q0 ,

şi în diagrama T−S corespunde ariei 1−2−3−4−1 .

Astfel pentru săvârşirea ciclului inversat şi transportarea căldurii de la sursa cu temperatură

joasă către mediul ambiant este necesar să consumăm un lucru egal cu lmin .c .

Eficienţa frigorifică a ciclului Carnot 1−2−3−4 :

ε C=q0

|lmin . c|=

i1−i4

(i2−i3 )−( i1−i4 )=

T 0 (S1−S4 )(T c−T0 ) (S1−S4 )

=T0

T c−T 0 . (6.1)

Această relaţie demonstrează că creşterea temperaturii de condensare şi reducerea

temperaturii de vaporizare determină micşorarea eficienţei frigorifice (coeficientului frigorific) ε C a

ciclului Carnot inversat şi creşterea consumului specific de energie necesar pentru obţinerea frigului.

15. Schema si ciclul theoretic al MFV cu subracire. Eficienta frigorifica.

Îmbunătăţirea economicităţii MFV se poate obţine cu ajutorul introducerii în schema maşinii a unui schimbător de căldură care se numeşte subrăcitor şi are rolul de a reduce temperatura agentului frigorific după condensator. Aceasta scade influenţa negativă a ireversibilităţii procesului de laminare. În

fig. 6.3 sunt arătate schema principială (a ) şi ciclul teoretic al MFV reprezentat în diagramele T−S (

b ) şi lg p−i (c ).

Page 11: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

În această schemă agentul frigorific după condensarea sa în condensatorul II cu starea 3 este

subrăcit (procesul izobar 3−4 ) în subrăcitorul III unde temperatura scade cu ΔT sr=T c−T 4 . Subrăcirea se realizează cu ajutorul apei, de regulă, din găuri arteziene sau a apei de circulaţie.

Urmează laminarea 4−5 după care procesele se desfăşoară ca şi în ciclul fără subrăcire. Întrucât

sursele în domeniul lichid sunt apropiate de curba (x=0 ) procesul de subrăcire 3−4 poate fi

reprezentat în diagrama T−S , suprapus peste această curbă.

Influenţa subrăcirii agentului frigorific se manifestă prin creşterea puterii frigorifice specifice:

q0' =i1−i5=5-1=aria m−1−5−e=q0+Δq0 sr , (6.10)

unde q0=i1−i6 reprezintă puterea frigorifică specifică a agentului în cazul ciclului fără subrăcire, iar Δq0 sr=i6−i5 - creşterea puterii frigorifice specifice datorită subrăcirii.

Fig. 6.3. Schema (a ) şi ciclul teoretic al MFV

cu subrăcire reprezentat în diagramele T−S (b ) şi lg P−i (c )

Eficienţa frigorifică a ciclului teoretic cu subrăcire:

ε t'=

q0'

|l|=

q0+ Δq0 sr

|l|=

q0

|l| (1+Δq0 sr

q0)=εt (1+

Δq0 sr

q0), (6.11)

Δq0 sr /q0 - reprezintă creşterea relativă a puterii frigorifice specifice datorită subrăcirii.

Page 12: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Faptul că ε t'>εt se explică prin reducerea pierderilor cauzate de ireversi-bilitatea procesului

de laminare (Δ Sqsr

' =S5−S4 ¿ ΔSirl=S6−S3 ).

Subrăcirea agentului în cazul MFV cu amoniac se realizează cu ajutorul apei de răcire din apeduct sau utilizând apă; în cazul MFV cu freon se recurge la subrăcirea regenerativă

14. Schema si ciclul teoretic al MFV cu o singura treapta. Gradul de reversibilitate.

În fig. 6.1 sunt arătate schema principială (a ) şi ciclul ideal al MFV reprezentat în diagrama T−S (b).

Maşina constă din patru elemente principale: compresorul I , condensatorul II , detentorul III şi vaporizatorul IV . Procesele din care e compus ciclul sunt următoarele:

Fig. 6.1. Schema (a ) şi ciclul (b ) al MFV

- comprimare adiabată (izentropică) 1−2 a vaporilor umezi în compresorul I

- condensarea izobar-izotermă 2−3 în condensatorul II

destinderea adiabată (izentropică) 3−4 în detentorul III

vaporizarea izobar-izotermă 4−1 în vaporizatorul IV

Faptul că ε t<εC conduce la concluzia că procesele din care e compus ciclul prezintă abateri în raport

cu cele ideale, reversibile.

Se constată deci că lucrul mecanic l consumat de agent la parcurgerea ciclului se regăseşte

parţial în consumul minim de energie lmin .c necesară pentru realizarea efectului frigorific

q0 , restul

servind pentru acoperirea pierderilor cauzate de ireversibilitatea externă Δls şi internă

Δl lam al ciclului. În aceste condiţii, gradul de reversibilitate al ciclului teoretic faţă de cel ideal:

Page 13: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

ηr=|lmin .c|

|l|=

aria 1−c−b−4−1

aria m−4−1−2−2'−3−e=

q0/ε C

q0/ε t

=1−∑ Δl

|l| . (6.9)

E evident că existenţa pierderilor externe şi interne determină majorarea consumului specific de energie al ciclului în raport cu ciclul – model Carnot.

16. Schema si ciclul teoretic al MFV cu supraincalzirea vaporilor aspiratii in compressor.Eficienta frigorifica.

Pentru a evita pericolul loviturii hidraulice în compresorul cu piston modern cu turaţie majorată şi pentru ameliorarea umplerii cilindrului compresorului se recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte de aspiraţie. Această supraîncălzire poate fi realizată în vaporizator sau în conducta de legătură dintre vaporizator şi compresor datorită fluxului de căldură din mediul ambiant. Ciclul teoretic al MFV cu supraîncălzirea vaporilor aspiraţi este arătat în fig. 6.4.

Să presupunem că supraîncălzirea vaporilor T sî=T5−T 0 (procesul izobar 1−5 ) are loc în vaporizator înainte de a fi aspiraţi în compresor. În acest caz, puterea frigorifică specifică a agentului poate fi precizată de:

q0' =i5−i4=4−5= aria m−5−1−4−d=q0+ Δq0 sî , (6.12)

unde q0=i1−i4 reprezintă puterea frigorifică specifică fără supraîncălzirea vaporilor, iar

q0 sî=i5−i1 - creşterea puterii frigorifice prin supraîncălzire. Lucrul mecanic specific pentru

realizarea procesului în acest caz |l'|=i6−i5 e mai mare decât cel în ciclul fără supraîncălzire (

|l|=i2−i1 ). Această creştere a lucrului mecanic specific e echivalentă cu aria 5−6−2−1 în

diagrama T−S . Eficienţa frigorifică a ciclului cu supraîncălzire va fi de:

ε t'=

q0'

|l'|=

i5−i4

i6−i5 . (6.13)

Creşterea sincronă a puterii frigorifice specifice şi a lucrului mecanic specific al ciclului nu ne dă

răspuns veridic despre mărimea eficienţei frigorifice ε t'

în comparaţie cu cea a ciclului

fără supraîncălzire:

ε t=q0

|l|=

i1−i4

i2−i1 .

Page 14: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Fig. 6.4. Ciclul teoretic al MFV cu

supraîncălzirea vaporilor aspiraţi în compresor

reprezentat în diagramele T−S (a ) şi lg P−i (b )

Raportul ε t' /εt depinde în mare măsură de natura agentului frigorific. Influenţa gradului de

supraîncălzire asupra unor mărimi caracteristice ale ciclului în cazul agenţilor frigorifici NH 3 , R−12 şi R−22 este diferită. Calculele comparative arată că în cazul amoniacului creşterea gradului de supraîncălzire conduce la scăderea eficienţei frigorifice şi a puterii frigorifice specifice volumice; temperatura de comprimare poate atinge valoarea ce depăşeşte cu mult cea admisibilă (150 °C ). Prin

urmare, pentru amoniac se recomandă valori Δt sî=5÷10 grd , care să elimine posibilitatea pătrunderii în compresor a picăturilor de lichid concomitent cu vaporii aspiraţi. Această supraîncălzire poate fi realizată în conducta de aspiraţie a compresorului datorită fluxului de căldură din mediul ambiant. În cazul freonilor mărimile eficienţii frigorifice şi puterii frigorifice specifice volumice nu sunt practic afectate, iar temperatura de refulare nu depăşeşte limita admisibilă. Ca urmare, pentru maşinile frigorifice cu freoni se recomandă grade de supraîncălzire cât mai mari. Această supraîncălzire poate fi realizată în schimbătorul de căldură regenerativ concomitent cu subrăcirea agentului frigorific înainte de laminare.

Deosebirile dintre amoniac şi freoni sunt şi o consecinţă a faptului că exponenţii adiabatici ai

acestora din urmă sunt mai mici decât ai amoniacului (k freoni=1. 13÷1 . 15<k NH3

=1.3).

17.Schema si ciclul teoretic al MFV cu subracire regenerative. Eficienta frigorifica.

Din punct de vedere a termodinamicii se recomandă în MFV cu freon utilizarea supraîncălzirii cât mai ridicate a vaporilor aspiraţi. Fiindcă supraîncălzirea în vaporizator nu este raţională din punct de vedere al eficacităţii transferului de căldură, se recomandă realizarea supraîncălzirii vaporilor pe seama subrăcirii lichidului obţinut în condensator în procesul de condensare în cadrul unui transfer regenerativ de căldură.

Page 15: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Fig. 6.5. Schema (a ) şi ciclul teoretic al MFV cu subrăcire regenerativă reprezentat în

diagramele T−S (b ) şi lg P−i (c )

Schema principială şi ciclul teoretic al MFV cu subrăcire regenerativă, reprezentat în diagramele

T−S şi lg p−i , sunt arătate în fig. 6.5.

Maşina constă din următoarele elemente principale: compresorul I , condensatorul II ,

schimbătorul de căldură regenerativ III , ventilul de laminare IV , vaporizatorul V . În schimbătorul

de căldură regenerativ agentul frigorific cu starea 3 se subrăceşte până în starea 3' (ΔT sr=T c−T

3'

) pe seama supraîncălzirii vaporilor de la starea 1 până în starea 1' (ΔT sî=T

1'−T 0 ).

18. Calculul ciclului teoretic al MFV.

Pentru a îndeplini calculul ciclului teoretic al MFV trebuie să cunoaştem temperatura surselor externe şi

puterea frigorifică a maşinii Q0 . Apoi se determină temperatura vaporizării

T 0 şi condensării

După alegerea schemei maşinii construim ciclul în diagramă de stare – fig.6.12.

Page 16: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Fig. 6.12. Ciclul teoretic al MFV în diagramele T−S (a ) şi lg P−i (b )

Debitul masic de agent frigorific (kg /s ) se determină din formula

Ga=Q0

q0 . (6.38)

unde Q0 este puterea frigorifică, kW ;

q0 - puterea frigorifică specifică masică, kJ /kg ,

q0=i1−i4 . (6.39)

Debitul volumic real de vapori al agentului de lucru V r (m

3 /s ) care se formează în vaporizator şi se îndreaptă în compresor

V r=Ga v1=Q0 / (q0/ v1)=Q0/qv , (6.40)

unde v1 este volumul specific al vaporilor agentului de lucru în punctul 1 , m

3 /s ;

qv - puterea frigorifică specifică volumică la aspiraţia vaporilor în compresor, kJ /m3.

Lucrul mecanic tehnic izentropic (kW ):

Lt=Ga ( i2−i1) . (6.41)

Compresorul real are pierderi volumice şi energetice. Pierderile volumice se determină cu

ajutorul coeficientului de debit λ , pierderile energetice – prin randamentul efectiv λe . Atunci debitul

volumic teoretic al compresorului (m3 /s ) se determină din formula:

V t=V r

λ . (6.42)

Page 17: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Lucrul mecanic tehnic real se determină din formula:

Lr=Lt

ηe . (6.43)

În cazul ciclului regenerativ starea punctului 4 se determină pe baza bilanţului termic al schimbătorului de căldură regenerativ:

i1−ia=i3−i4 . (6.44)

Puterea frigorifică specifică a agentului q0=ia−i5 . Calculul de mai departe al ciclului

regenerativ nu se deosebeşte de calculul ciclului obişnuit.

Dacă maşina frigorifică funcţionează ca pompă termică atunci în locul Q0 se aplică sarcina

termică a agentului la condensare Qcd şi debitul masic de agent frigorific se determină din formula:

Ga=Qcd

qcd

=Qcd

(i2−i3) , (6.45)

unde i2 ,

i3 - valorile entalpiei agentului la intrare şi la ieşire din condensator.

Calculul de mai departe se realizează după formulele (6.40) şi (6.43).

19.Schema si ciclul instalatiei frigorifice cu comprimare in doua trepte. Necesitatea comprimării în două trepte.

Fig. 6.13. Influenţa gradului de creştere a presiunii asupra caracteristicilor ciclului

Analiza termodinami-că scoate în evidenţă faptul că trecerea la MFV cu două trepte de comprimare devine raţională la scăderea temperaturii de

vaporizare sub −20÷−30 °C

pentru amoniac şi −20÷−35 °C

pentru R−22 . În aceste condiţii raportul de comprimare într-o treaptă

este limitat la valoarea de 6÷8 .

Schemele MFV cu două trepte sunt foarte variate, în funcţie de tipul agentului frigorific, numărul treptelor de laminare, temperatura apei de răcire, gradul răcirii intermediare precum şi de scopul urmărit. Schema şi ciclul teoretic al MFV cu o laminare şi răcire intermediară reprezentat în

diagramele T−S şi lg P−i sunt arătate în fig. 6.14.

Procesele funcţionale sunt următoarele:

Page 18: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

- comprimare izentropică 1−2 în prima treaptă a compresorului I de la presiunea P0 până la

presiunea intermediară Pi ;

- răcirea izobară 2−3 la Pi sub acţiunea apei de răcire în răcitorul intermediar II de la

temperatura t2 până la

t3=ta ; răcirea este incompletă întrucât ta> ti care reprezintă temperatura

de vaporizare la Pi ;

- comprimare izentropică 3−4 în treapta a doua a compresorului III de al presiunea Pi la

Pc ;

- răcire izobară 4−4' şi condensarea izobar-izotermică 4

'−5' în condensatorul IV ;

- răcire izobară 5−5' în subrăcitorul V ;

- laminarea 5−6 în ventilul de laminare VI care determină scăderea presiunii de la Pc până

la P0 şi temperaturii de la

t5 la t0 ;

- vaporizarea izobar-izotermică 6−1 urmată de supraîncălzirea în vaporizatorul VII .

Reducerea consumului de lucru mecanic la ciclul cu două trepte în raport cu ciclul într-o treaptă

conduce la creşterea eficienţei frigorifice cu 3÷4 % . Temperatura de refulare a treptei a doua T 4

este mai mică decât într-o singură treaptă T

2'. Această reducere a temperaturii este limitată de

temperatura apei care circulă prin răcitorul intermediar.

Din acest motiv ciclul prezentat se foloseşte în MFV cu amoniac pentru obţinerea temperaturilor

de vaporizare până la −40° C . La temperaturi mai scăzute se foloseşte ciclul cu răcire intermediară completă.

Page 19: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Fig. 6.14. Schema (a ) şi ciclul teoretic al MFV cu două trepte cu o laminare şi răcire intermediară incompletă reprezentată în

diagramele T−S (b ) şi lg P−i (c )

20.Clasificarea si particularitatile compresoarelor masinilor frigorifice.

După principiul de acţiune compresoarele maşinilor frigorifice se împart în două clase:

- compresoare frigorifice volumice, unde organul de lucru aspiră un volum fix de agent de lucru, îl comprimă datorită reducerii volumului închis şi apoi îl deplasează în camera de refulare. Aceste maşini sunt cu acţiune discretă, procesele de lucru în ele se săvârşesc în mod consecutiv, repetându-se ciclic;

- compresoare frigorifice dinamice în care agentul de lucru se deplasează neîntrerupt prin compresor, totodată energia cinetică a fluxului se transformă în energie potenţială. Densitatea fluxului de agent de lucru creşte treptat de la intrarea în maşină spre ieşire. Aceste maşini sunt cu acţiune neîntreruptă.

După indicii constructivi ai principalelor piese de lucru compresoarele se împart în următoarele tipuri:

- compresoare cu piston, elicoidale, rotative lamelare, rotative cu piston etc., bazate pe principiul volumic de acţiune;

- maşini spatulate cu compresiune. La ele se referă maşinile centrifuge, axiale şi turbionare, bazate pe principiul dinamic de acţiune.

Condiţiile de funcţionare a compresoarelor frigorifice se deosebesc de cele ale maşinilor de destinaţie generală. Condiţiile de funcţionare a compresoarelor frigorifice se caracterizează cu următoarele particularităţi:

- compresorul funcţionează într-un diapazon larg de variaţie a presiunilor de refulare şi aspiraţie şi a diferenţei mari a acestor presiuni datorită variaţiei condiţiilor externe de funcţionare a maşinii frigorifice;

- mulţi agenţi de lucru (freoni, de exemplu) se dizolvă bine în uleiul de ungere, ceea ce influenţează esenţial asupra proceselor de lucru în compresorul frigorific şi, de regulă, micşorează siguranţa de lucru a ansamblurilor de lagăre;

- vaporii aspiraţi în compresor au o temperatură joasă şi pot conţine picături nevaporizate ale agentului de lucru;

- procesele de lucru ale compresorului cu piston pot fi însoţite de condensarea periodică a agentului de lucru pe pereţii interni ai cilindrului şi vaporizarea lor ulterioară;

Page 20: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

- mulţi agenţi de lucru (de exemplu, freoni) au o permeabilitate înaltă nu numai prin planuri de separaţie, dar şi prin porii pieselor metalice, ceea ce este complect inadmisibil;

- compresoarele maşinilor frigorifice funcţionează pe agenţi de lucru care au un diapazon larg de variaţie a proprietăţilor lor fizice şi chimice: densitatea, viscozitatea, fluiditatea, stabilitatea chimică şi activitatea.

O particularitate importantă a compresoarelor volumice este posibilitatea funcţionării lor pe orice agent de lucru fără schimbarea construcţiei.

Aceste compresoare funcţionează, ca regulă, în prezenţa uleiului de ungere în spaţiul de lucru. O particularitate importantă a compresoarelor dinamice este lipsa deplină de ulei în spaţiul de lucru fiindcă aceste compresoare funcţionează pe agentul de lucru ce nu conţine ulei de ungere.

Faţă de compresoarele frigorifice se formulează cerinţe înalte. Cele mai esenţiale din ele sunt:

- eficienţa înaltă şi longevitatea suficientă de lucru a ansamblurilor principale şi a compresorului în genere;

- eficacitatea energetică înaltă într-un diapazon larg de variaţie a parametrilor de lucru ale compresorului;

- posibilitatea automatizării complete a lucrului compresorului şi exploatarea sigură fără personal de deservire;

- gradul înalt de ermetizare;

- gradul înalt de unificare a pieselor şi ansamblurilor compresorului, accesibilitatea materialelor pentru producerea lor;

- nivelul scăzut de zgomot şi vibraţie mecanică.

Alegerea tipului compresorului depinde de condiţiile de lucru, puterea frigorifică necesară şi proprietăţile agentului de lucru.

21.Compresorul volumic teoretic.

Procesele de lucru, ce au loc în compresoarele volumice teoretice pot fi analizate pe exemplul compresorului cu piston. Elementele principale ale compresorului cu piston sunt: cilindrul, pistonul, supapele de aspiraţie şi de refulare (fig. 7.1). Mişcarea rectilinie alternativă a pistonului în combinare cu lucrul grupei de supape asigură realizarea următoarelor procese de lucru: de aspiraţie şi de refulare.

Totalitatea acestor procese constituie ciclul de lucru al compresorului, ce se repetă la fiecare turaţie a arborelui cotit. Procesul de lucru al compresorului nu este ciclu circulator termodinamic, fiindcă procesele de aspiraţie şi refulare se realizează cu masa variabilă a agentului de lucru. Diagrama indicată

a compresorului teoretic 1−2−3−4 este prezentată în fig. 7.1.

În timpul mişcării pistonului de la stânga la dreapta are loc procesul de aspiraţie 4−1 cu

supapa de aspiraţie complet deschisă. În punctul 1 care corespunde poziţiei pistonului în punctul mort din partea dreaptă, supapa de aspiraţie se închide şi în timpul mişcării inverse a pistonului are loc

Page 21: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

procesul de comprimare 1−2 . În punctul 2 se deschide supapa de refulare şi se realizează procesul

de refulare 2−3 la sfârşitul căruia supapa de refulare se închide.

La analiza proceselor de lucru se consideră că lucrul, care se transmite spre substanţa

comprimată, e pozitiv, iar de la ea – negativ. Din această cauză lucrul compresorului Lc , consumat la

comprimarea a V (m3

) de vapori de la presiunea P1 până la presiunea

P2 , poate fi prezentat ca

suma lucrurilor: de aspiraţie La , de comprimare

Lcom şi de refulare Lr :

Lc=−La+Lcom+Lr . (7.1)

Fig. 7.1. Diagrama indicată a compresorului volumic teoretic

Din ecuaţia (7.1) rezultă două concluzii:

1) lucrul compresorului în caz general nu este egal cu lucrul de comprimare;

2) lucrul compresorului se determină de caracterul procesului termodinamic de comprimare.

22.Compresorul cu piston real.Diagrama indicate.

În compresorul cu piston real acţionează o serie de factori constructivi şi funcţionali, ce aduc la reducerea debitului şi avantajului compresorului real în comparaţie cu cel teoretic.

Să examinăm principalii din aceşti factori.

1. Prezenţa spaţiului mort - prezenţa spaţiului reduce debitul volumic al compresorului real.

2. Pierderile hidraulice - conduce la reducerea coeficienţilor volumici şi energetici ai compresorului.

3. Încălzirea vaporilor - ca rezultat se reduce debitul masic al compresorului.

4. Schimbul de căldură în cilindru - ca rezultat exponenta politropei în aceste procese are o valoare variabilă, iar eficacitatea lucrului compresorului se reduce.

5. Pulsaţiile de presiun care măreşte puterea de antrenare a compresorului, dar în unele cazuri măreşte şi debitul real în comparaţie cu cel teoretic.

6. Transvazarea.

7. Frecarea care ne permite să efectuăm analiza calitativă şi cantitativă a proceselor de lucru.

Page 22: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Fig. 7.5. Diagrama indicată reală

Punctele 4' şi 1

'

corespund cu începutul deschiderii şi închiderii complete a supapei de aspiraţie. Diferenţa presiunilor în manşonul de aspiraţie şi în cilindru

în procesul 4'−1'

se explică prin rezistenţa mişcării vaporilor pe parcursul distanţei.

Diferenţa presiunilor în

manşon Pa şi la începutul

comprimării Pa'

se numeşte

depresiune la aspiraţie ΔPa .

Acelaşi fenomen se observă şi în procesul de refulare 2'−3'

. În acest caz punctul 2'

corespunde momentului deschiderii supapei de refulare. Datorită secţiunii de trecere mici a supapei de refulare presiunea continuă să crească şi după începutul deschiderii supapei. După atingerea maximului presiunea înaintea supapei scade, dar şi la sfârşitul refulării ea continuă să rămână mai înaltă ca

presiunea în manşonul de refulare. Diferenţa presiunii Pr'

în punctul 3' şi a presiunii

P2

'=Pr se

numeşte depresiune la refulare ΔPr .

23. Pierderile volumetrice in compresorul cu piston.Coeficientul de debit.

Compresorul are pierderi volumice şi energetice. Pierderile volumice se determină cu ajutorul

coeficientului de debit λ . Atunci debitul volumic teoretic al compresorului (m3 /s ) se determină din

formula:

V r= λV t

Din punct de vedere matematic, valoarea acestei mărimi, poate fi definită printr-un produs

de patru coeficienţi parţiali de debit, având fiecare în parte câte o semnificaţie fizică bine

definită: λ=λ1·λ2·λ3·λ4

unde:

λ1 - reprezintă coeficientul de debit, datorat existenţei spaţiului mort;

λ2 - reprezintă coeficientul de debit datorat pierderilor de presiune prin laminarea în

supapele de aspiraţie;

λ3 - reprezintă coeficientul de debit datorat încălzirii la aspiraţie;

λ4 - reprezintă coeficientul de debit datorat pierderilor prin neetanşeităţi.

Producătorii de compresoare, indică de obicei în cărţile tehnice ale acestora, diagrame

Page 23: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

de variaţie a coeficientului de debit, în funcţie de valoarea raportului de comprimare şi de

natura agentului frigorific.

24.Depozitele frigorifici. Caracteristecele si calculul capacitatiicamerei frigorifice.

Frigiderul(depozitul frigorific) este o întreprindere industrială, predestinată pentru răcire, congelare şi păstrarea produselor alterabile. Particularităţile caracteristice – asigurarea condiţiilor optime de păstrare a produselor în încăperile de răcire(temperatura mai joasă de temperatura mediului înconjurător, umiditatea relativă, mobilitatea şi componenţa mediului.) Cerinţele de bază, atribuite frigiderelor:

• O înaltă eficienţă a construcţiilor izolante;

• Corespunderea normelor sanitare şi ecologice;

• O largă utilizare a mijloacelor de transport;

• Pierderi minime capitale şi de exploatare.

Planificarea frigiderelor trebuie: să corespundă tehnologiei, să contribuie la micşorarea pierderilor, funcţionarea eficientă a întreprinderii; să ia în consideraţie particularităţile sistemului de răcire, să răspundă cerinţelor tehnicii securităţii şi celor ecologice

Capacitatea frigiderului : Gfrig=Gneg+Gpoz+Gun

unde Gneg,Gpoz,Gun – capacitatea de calcul pentru camerele cu regimul de temperatură negativ, pozitiv şi universal, corespunzător, tn

25.Izolatia depozitelor frigorifici si calculul grosimii izolatiei peretilor.

Grosimea izolaţiei termice (m) se determină din formula:

δ iz=λiz [ 1ko

−( 1α ex

+∑i=1

n δ i

λ i

+ 1α in

) ],

unde: λ iz− coeficientul de conductivitate termică a materialului termoizolator, W/(m·K);

k o− coeficentul recomandat de transfer de căldură, (anexa 3) W/(m

2·K);

α ex− coeficientul de convecţie termică din partea exterioară a peretelui, (anexa 2) W/(m

2·K);

α in− coeficientul de convecţie termică din partea interioară a peretelui, W/(m

2·K);

δ i− grosimea stratului i a peretelui, (anexa 4) m;

λ i− coeficientul de conductivitate termică a stratului i a peretelui, (anexa 4) W/(m·K);

n− numărul de straturi cu excepţia stratului termoizolator.

Valoarea grosimii izolaţiei primite din calcul trebuie rotungite pînă la un număr multiplu la 10 sau 25 mm.

Apoi se precizează coeficientul de transfer de căldură prin perete

Page 24: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

k r=1

1α ex

+∑i=1

n δ i

λ i

+δiz

λiz

+ 1α in ,

26.Calculul consumului de frig.

La determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifică şi asupra maşinii frigorifice sînt luate în consideraţie următoarele fluxuri de căldură:

Q1− prin pereţii camerei din mediul ambiant;

Q2− de la tratarea termică a produselor;

Q3− de la ventilarea camerei;

Q4− de la diferite surse la exploatarea camerei;

Q5− de la respiraţia fructelor şi legumelor.

1. Fluxul de căldură prin pereţii încăperii din mediul ambiant – Q1 , W

Q1=Q1T+Q1 S ,

unde: Q1T− fluxul de căldură din cauza diferenţei de temperaturi de ambele părţi a peretelui;

Q1 S− fluxul de căldură din cauza absorbirii căldurii radiaţiei solare de către suprafaţa exterioară a

pereţilor.

La rîndul său:

Q1T=k1⋅F⋅Δt=k⋅F⋅( t ex−t cam) , Q1 S=k⋅F⋅ΔtS ,

unde: k− coeficientul de transfer de căldură prin peretele dat a camerei, W/(m2

·K);

F− suprafaţa peretelui dat a camerei, m2

;

t ex− temperature de calcul a aerului exterior, °C;

t cam− temperatura aerului din cameră, °C;

Δt S− surplusul de diferenţă de temperatură cauzat de radiaţia solară, °C.

În cazul fluxurilor de frig prin pereţii ce despart camera frigorifică de încăperile nerăcite, pentru

determinarea diferenţei de temperaturi Δt , se utilizează următoarele

relaţii:

a) dacă încăperea nerăcită are ieşire directă în afara clădirii Δt=0,7⋅( t ex−t cam ) ,

b) dacă încăperea nerăcită nu are ieşire directă în afara clădirii Δt=0,6⋅( t ex−t cam ) ,

Page 25: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

La determinarea consumului de frig prin podeaua încălzită se acceptă temperature medie a stratului cu dispozitiv de încălzire egală cu 1…3 °C.

2. Fluxul de căldură de la tratarea termică – Q2 , W

Fluxul de căldură de la tratarea termică se determină după formula:

Q2=Q2 pr+Q2am ,

unde: Q2 pr− consumul de frig pentru tratarea termică a produselor, W;

Q2 am− consumul de frig pentru răcirea ambalajului, W;

Fluxul de căldură de la tratarea termică a produselor Q2 pr (W) se determină din formula:

Q2 pr=

Gpr⋅( i1−i2 )⋅103

24⋅3,6 ,

unde: Gpr− cantitatea de produse primite timp de o zi, t/d;

i1 , i2− entalpia produsului respectiv înainte şi după tratarea termică (anexa 5), kJ/kg.

Dacă produsul este tratat termic în ambalaj sau în containere, trebuie să luăm în consideraţie şi

consumul de frig pentru răcirea ambalajului (containerelor) −Q2 am , W:

Q2 am=

Gam⋅cam⋅Δt am⋅103

24⋅3,6 ,

unde: Gam−

masa ambalajului primit în 24 ore;

cam−

capacitatea termică specifică a ambalajului, kJ/(kg·K);

Δt am− diferenţa dintre temperaturile ambalajului pînă şi după tratarea termică, °C;

3. Fluxul de căldură Q3 – de la ventilarea încăperii, W:Q3=Vconstracam(iex-icam)/86,4,

unde: Vconstr – volumul constructiv al încăperii ventilate, m3;a – multiplicitatea schimbării aerului din încăpere timp de 24 ore, se acceptă a = 3…4 d-1;

cam – densitatea aerului din camera frigorifica

4. Fluxul de căldură de la diferite surse de exploatare a camerei – Q4 , W

a) de la iluminarea electrică Q4I

, W; Q4I=N SI=q4

'⋅F ,

unde: N SI− puterea surselor de iluminare, W;

q4I − norma de iluminare, q4

I =2,3 W/m2;

F− suprafaţa încăperii, m2

;

Page 26: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

b) de la motoarele electrice Q4II

, W: Q4II=∑ N m. e . ,

unde: ∑ N m . e .− puterea motoarelor electrice, W

c) de la oamenii ce lucrează în încăpere Q4III

, W: Q4III=350⋅n ,

unde: n− numărul de oamenii ce lucrează în încăpere.

d) prin uşile camerelor Q4IV

, W: Q4IV=q4

IV⋅F ,

unde: q4IV− fluxul specific de căldură prin uşi, raportat la 1 m

2 al camerei, W/m

2 (tabelul 4);

H− înălţimea camerei frigorifice;

5 Fluxul de căldură de la respiraţia fructelor şi legumelor – Q5, W

,

unde: q5

' , q5' '

– căldura specifică de respiraţie, respectiv, la refrigerare şi păstrare, W/kg;

27. Determinarea sarcinii asupra utilajului din camera frigorifica si asupra compresorului cit si a regimului de lucru al instalatiei frigorifice.

Sarcina sumară asupra utilajului din camera frigorifică o determinăm din formula:

Qut=Q1+Q2+Q3+Q4+Q5 ,

Sarcina sumară asupra compresorului maşinii frigorifice o determinăm din formula:

Qcomp .=Q1+Q2+Q3+(0,5. . .0 ,75 )Q4+Q5 ,

Cunoscînd sarcina asupra compresorului determinăm puterea frigorifică necesară a compresoarelor secţiei de maşini din formula:

Qo=Q comp

real =ρ⋅Q comp

b ,

unde: Qo− puterea frigorifică necesară a compresoarelordin secţia de maşini, W;

Qcomp− sarcina compresorului, W;

ρ− coeficientul de pierderi la transportarea frigului, pentru sistemul cu răcire directă ρ=1,05 ;

b− coeficientul timpului de lucru, b=0,8 .

DETERMINAREA REGIMULUI DE LUCRU AL INSTALAŢIEI FRIGORIFICE

1) Temperatura de vaporizare to se determină din formula:

to=t cam−(5 . .. 10) °C,

unde: t cam− temperature aerului din camera frigorifică, °C;

Page 27: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

2) Temperatura de condensare t cond pentru condensatoarele răcite cu aer se determină din relaţia:

t cond=t ex+(12…15 ° C)

3) Temperatura de aspiraţie pentru maşină frigorifică care lucrează pe freoni:

tasp=t1=to+(15 . .. 30 )°C,

4) Dacă în maşină frigorifică nu se utilizează schimbătorul de căldură regenerativ, temperatura agentului frigorific la intrarea în ventilul de laminare se determină din relaţia:

5) După selectarea regimului de lucru, în diagrama ln P-i pentru agentul respectiv se construieşte ciclul maşinii frigorifice

28.Calculul termic masinii frigorifice si selectarea masinii frigorifice.

În calcul determinăm următorii parametri:

1) Puterea frigorifică specifică masică, kJ/kg: qo=i6−i5 ,

2) Lucrul mecanic specific de comprimare, kJ/kg: l=i2−i1 ,

3) Puterea frigorifică specifică volumică, kJ/m3

: qv=qo /v1

4) Sarcina termică specifică a condensatorului, kJ/kg,

dacă schimbătorul de căldură nu este folosit:

qc=i2−i4

5) Debitul masic de agent frigorific, kg: M=Qo/qo ,

unde: Qo− puterea frigorifică a compresorului, kW.

6) Debitul volumic de agent aspirat în compresor, m/s: V=M⋅v1 ,

7) Volumul cursei pistonului: V h=V / λ

unde: λ− coeficientul de debit.

Apoi alegem maşina frigorifică, dupa temperatura de vaporizare, condensare si puterea frigorifică necesară a compresoarelor

29. Metode de refrigerare a produselor agroalimentare.

Refrigerarea este un process de inlaturare a caldurii, in care temperatura mediului ambiant este redusa pentru a pastra mancarea in conditii propice, iar pe latura medicala, aceasta se refera la micsorarea temperaturii corpului in scopuri terapeutice. Principala cale de transport este lucrul mecanic, dar poate fi de asemenea condusa de caldura, magnetism, electricitate, lasere etc. Exista o varietate de modele precum: refrigeratoare de uz casnic, de uz commercial, criogene sau aer conditionat. Pompele de caldura pot utiliza productia de caldura a procesului de refrigerare, si pot fi proiectate pentru a fi reversibile.Metode de refrigerare: Refrigerarea ciclica si Refrigerarea non-ciclica.

Page 28: Domeniile de Utilizare a Frigului Artificial 1

Refrigerarea non-ciclica - In procesul de refrigerare non-ciclica, racirea se realizeaza cu ajutorul ghetii topite sau prin sublimarea ghetii carbonice (uscate). Astfel de metode sunt folosite numai la scara mica ( ex: laboratoare, lazi frigorifice).Refrigerarea ciclica - In procesul ciclic de refrigerare, caldura este mutata din rezervorul de temperatura scazuta si transferata in rezervorul de temperatura ridicata. In ciclul de putere, caldura este oferita de catre o sursa de caldura ceva mai inalta a motorului, o parte fiind folosita la obtinerea puterii si cealalta fiind eliminata cu ajutorul unui exapament, nu inainte de a trece printr-o zona ceva mai rece. Acest lucru satisface cea  de-a doua lege a termodinamicii.

30.Metode de congelare a produselor agroalimentare.

Congelarea reprezinta metoda comerciala extrema de pastrare pe termen lung a calitatilor natural atribuite alimentelor perisabile.Congelarea consta in racirea produselor alimentare pina la temperaturi inferioare punctului de solidificare a apei continute in produs, adica o racier cu formare de cristale de gheata.

Metode de congelare defineste mijloacele material si modul in care este preluata caldura de la un produs in vederea congelarii acestuia.In cadrul aceiasi metoda exista variante de realizare practica denumite procedee de congelare.

Principalele metode de congelare a produselor agroalimentare sunt:

Congelarea cu aer racit; Congelarea prin contact cu suprafete metalice racite; Congelarea cu agenti criogenici; Congelarea prin contact cu agentii intermediari;

Congelarea cu aer racit.Metoda de congelare cu aer racit este cea mai raspindita datorita faptului ca majoritatea produselor alimentare se preteaza acestui tip de conservare.


Recommended