IFN

Instalaţii frigorifice navale

Unitatea de învăţare nr. 1

INSTALAŢII FRIGORIFICE NAVALE – scurtă prezentare

Cuprins Pagina

Obiectivele unităţii de învăţare nr. 1 6

1 Nave frigorifice 6

2 Nave de pescuit oceanic şi nave – fabrică 7

3 Sisteme de răcire a compartimentelor navei 8

4 Maşina frigorifică. Abaterea de la ciclul Carnot ideal 9

Test de autoevaluare – unitatea de învăţare nr.1 12

Răspunsuri şi comentarii la întrebările din testul de autoevaluare nr.1 12

Bibliografie – unitatea de învăţare nr. 1 12

5Instalaţii frigorifice navale – Curs şi aplicaţii


OBIECTIVELE unităţii de învăţare nr. 1

Principalele obiective ale Unităţii de învăţare nr. 1 sunt:La sfarsitul acestei unitati, cursantul va fi capabil sa:

cunoasca tipurile de instalatii frigorifice navale; cunoasca tipurile de conservare prin frig.

Instalaţia frigorifică navală este instalaţia de la bordul navei menită să realizeze, în spaţii limitate, izolate termic faţă de exterior, temperaturi mai reduse decât temperatura mediului ambiant.

Ca orice maşină termică, maşina frigorifică funcţionează între două surse de căldură, o sursă rece de la care extrage căldură (spaţiul răcit) şi o sursă caldă căreia îi cedează căldură (mediul ambiant).

Navele de transport sunt dotate în general cu două tipuri de instalaţii frigorifice şi anume:

instalaţii frigorifice de cambuză destinate să asigure păstrarea prin frig a produselor alimentare perisabile pentru hrana echipajului şi pasagerilor; aceste instalaţii sunt destinate conservării prin frig atât a produselor congelate (carne, peşte, preparate din carne), cât şi a produselor refrigerate(legume şi fructe);

instalaţii de climatizare pentru asigurarea condiţiilor de confort termic în spaţiile destinate odihnei, servirii mesei şi în unele spaţii de lucru ale echipajului.Instalaţiile frigorifice de cambuză au fost implementate ca o necesitate în condiţiile

creşterii autonomiei navelor şi reducerii sau eliminării escalelor de reaprovizionare, iar instalaţiile de climatizare s-au dovedit a fi necesare datorită schimbării rapide a condiţiilor climaterice ca urmare a distanţelor mari ce pot fi străbătute în scurt timp.

Instalaţiile de climatizare şi cambuză sunt complet automatizate şi funcţionează fără supraveghere permanentă. Acestea fac parte din categoria instalaţiilor auxiliare de bord.

1. NAVE FRIGORIFICE

Navele frigorifice sunt nave care în afara instalaţiilor de cambuză şi climatizare mai au la bord instalaţii frigorifice destinate să asigure transportarea mărfurilor în condiţii de temperatură scăzută.

În funcţie de temperatura la care sunt transportate produsele, se disting:Nave care transportă produse în stare refrigerată, cum ar fi: brânzeturile, vinurile,

legumele şi fructele, produsele din carne etc.Refrigerarea este un proces care utilizează temperaturi în jurul punctului de congelare

al alimentelor, apa conţinută de acestea rămânând în stare lichidă.La bordul navelor se practică refrigerarea în aer, în cazul fructelor şi produselor de

natură vegetală. Acest proces tehnologic se desfăşoară în următoarele etape: refrigerarea propriu-zisă, constă în răcirea produselor de la temperatura iniţială la

temperatura de păstrare; păstrarea în stare de refrigerare la bord; reîncălzirea parţială înainte de expediţie; transportul către importator.



Refrigerarea în apă este un proces care are loc doar la bordul navelor de pescuit. Rolul său este acela de a împiedica alterarea peştelui între pescuire şi congelare. Acest proces, care se mai numeşte prerăcire, este deosebit de util mai ales atunci când cantitatea de peşte pescuită depăşeşte capacitatea de congelare şi prelucrare a navei. Importanţa prerăcirii peştelui este cu atât mai evidentă dacă ţinem seama că se poate pescui în ape tropicale, temperaturile în aceste zone ajungând şi la +40oC.

Refrigerarea în apă se realizează în bazine (tancuri) de prerăcire, izolate termic, situate la pupa navei. Aceste tancuri sunt umplute cu apă de mare răcită la –1oC într-un răcitor care utilizează freon sau agent intermediar (saramura CaCl2).

Nave destinate să transporte produse în stare congelată şi anume: carne, peşte şi alte produse uşor alterabile în alte condiţii.

Congelarea foloseşte temperaturi inferioare punctului de congelare a alimentelor. Durata de conservare prin congelare este de 5-100 ori mai mare decât cea de congelare prin refrigerare.

Pe plan internaţional au fost adoptate următoarele condiţii de temperatură pentru produsele congelate:

- temperatura finală (după congelare) în centrul termic: – 15oC;- temperatura medie finală: – 18oC;- temperatura de depozitare: – 18oC;- temperatura de transport şi desfacere: – 15oC;Navele frigorifice sunt echipate cu instalaţii frigorifice de tip industrial şi presupun

existenţa la bord a personalului specializat în exploatarea, întreţinerea şi repararea lor.

2. NAVE DE PESCUIT OCEANIC ŞI NAVE – FABRICĂ

Potrivit Organizaţiei Naţiunilor Unite pentru Alimentaţie şi Agricultură, consumul mondial de peşte a atins în 2009 un nivel record, pescuitul fiind în continuare esenţial pentru numeroase economii locale ale Uniunii Europene.

Navele de pescuit au ca obiect de activitate un pescuit de tip industrial, putându-se deplasa pe distanţe însemnate în urmărirea bancurilor de peşte în vederea realizării de capturi zilnice seminificative. Navele sunt echipate cu instalaţii frigorifice specifice şi anume:

instalaţia de congelare a peştelui cu o capacitate de 20 – 60 t/zi; instalaţia de depozitare a peştelui în condiţii de congelare (–20 –24oC); instalaţia frigorifică de prerăcire a peştelui, pentru menţinerea prospeţimii în perioada

dintre pescuit şi congelare; prerăcirea poate fi realizată atât cu apă de mare cât şi cu gheaţă solzi;

instalaţia de răcire a magaziei de făină de peşte, un produs obţinut din resturile de la prelucrarea peştelui şi din peştele ce nu este admis la congelare.Şi aceste nave au instalaţii de cambuză şi climatizare.Navele fabrică sunt menite industrializării peştelui şi a altor animale marine, fiind

dotate şi ele cu o serie de instalaţii frigorifice necesare procesului de producţie şi depozitării produselor.

Instalaţiile de pe navele de pescuit oceanic sunt exploatate, întreţinute şi reparate de frigotehnişti.

O altă aplicaţie a frigului în domeniul maritim este transportul containerizat al produselor perisabile.

Containerele frigorifice asigură depozitarea continuă a mărfurilor perisabile în timpul transportului intermodal.



Există două tipuri de containere frigorifice: cele mai vechi, izolate termic, care nu deţin propriul sistem frigorific (porthole containers) şi cele mai noi, care sunt dotate cu propria unitate frigorifică (integral containers).

Tancuri specializate sunt utilizate în transportul gazelor lichefiate (în special LPG şi LNG). Nave LNG de dimensiuni medii şi mari transportă gaz natural lichefiat la presiune normală. Efectul frigorific cerut de acest tip navă este produs la vaporizarea gazului natural lichefiat, care este recondensat cu ajutorul sistemelor frigorifice specializate.

3. SISTEME DE RĂCIRE A COMPARTIMENTELOR NAVEI

După natura substanţelor care preiau căldura de la aerul calelor refrigerate şi a încăperilor cu provizii, există:

a) Sistemul de răcire directă – agentul frigorific vaporizează în interiorul serpentinelor cu aripioare sau netede ale bateriilor de vaporizare (B), amplasate direct în încăperea de răcire (T), mai exact pe pereţii ei. (vezi Fig. 1.a); agent frigorific admis: freon.

b) Sistemul de răcire cu agent intermediar – cala refrigeratoare se răceşte cu un purtător de răcire numit „saramură” (de obicei soluţie de clorură de calciu – CaCl2), care nu îngheaţă la temperaturi joase; bateriile de răcire se instalează uniform pe borduri, în despărţituri ale calei; agent frigorific: NH3 (vezi Fig. 1.b)

Fig. 1. Sisteme de răcire compartimente navă (V – vaporizator; Cd – condensator; KM – compresor mecanic; VL – ventil de laminare)

Utilajul frigorific are două sisteme închise de circulare: pentru agentul frigorific şi pentru purtătorul de răcire (saramura).

Trecând prin tuburile bateriei, saramura se încălzeşte iar aerul din încăpere se răceşte. Purtătorul de frig (saramura) este răcit iar de către agentul frigorific, când acesta vaporizează în vaporizatorul instalaţiei frigorifice.

c) Sistemul aerogenic – spaţiul răcit se răceşte cu aer rece, a cărui temperatură a fost scăzută într-un răcitor de aer (RA), aflat în afara încăperii, în urma vaporizării unui agent frigorific (vezi Fig. 1.c – care prezintă sistemul de răcire cu distribuţie verticală şi cu circulaţia aerului prin partea de jos).

În general, instalaţiile frigorifice navale sunt de tipul compresie mecanică de vapori, în marea majoritate a situaţiilor comprimarea vaporilor de agent frigorific având loc în compresoare cu piston.

După valorile temperaturilor de vaporizare, există două tipuri de instalaţii frigorifice: instalaţii frigorifice într-o treaptă de comprimare, întâlnite la instalaţiile de cambuză, de

climatizare, de prerăcire şi de răcire a magaziilor de făină de peşte; instalaţii frigorifice în două trepte de comprimare, utilizate pentru atingerea

temperaturii de vaporizare de –40oC; sunt întâlnite la instalaţiile de congelare şi de



depozitare a peştelui congelat; există însă şî nave de pescuit dotate cu compresoare elicoidale care permit funcţionarea instalaţiei într-o singură treaptă de comprimare.

O tendinţă comună tuturor instalaţiilor frigorifice este realizarea de temperaturi cât mai coborâte pentru a păstra în bună stare alimentele depozitate, indiferent de condiţiile climatice. De aceea, instalaţiile frigorifice trebuiesc realizate pentru condiţiile extreme de funcţionare.

La ora actuală parametrii de calcul al instalaţiilor frigorifice sunt:- temperatura exterioară 40 ÷ 45oC;- temperatura apei mării 30 ÷ 32oC.

În ansamblu sunt necesare camere pentru depozitare carne, peşte, grăsimi, legume, fructe, băuturi, produse uscate.

Astfel, domeniul temperaturilor de lucru este:- temperatura camerei -18 ÷ +15oC;- temperatura de vaporizare -25 ÷ +5oC;- temperatura de condensare max. +40oC.

În camere, în general, se utilizează până la următoarele valori:- carne şi peşte -10 ÷ -15oC;- grăsimi -4oC;- vegetale şi lactate +2oC;- provizii uscate +15oC;- antecamera de recongelare +2 ÷ +10oC.

Asupra alimentelor acţionează în permanenţă un larg spectru de factori biologici, biochimici şi fizico-chimici.

Temperaturile scăzute reduc sau fac să înceteze acţiunea unora dintre aceşti factori. Efectul inhibitor al frigului este cu atât mai puternic cu cât nivelul de temperatură este mai scăzut.

Cauza principală a modificărilor profunde ale alimentelor este acţiunea agenţilor biologici (microorganisme). Dacă în faza iniţială aceştia pot înrăutăţi însuşirile organoleptice şi diminua valoarea alimentară a produselor, în faza finală duc la alterarea lor şi implicit la scoaterea lor din consum.

Există o temperatură tmin sub care aceste microorganisme încetează să se mai înmulţească, dar supravieţuiesc. Acesta este efectul bacteriostatic al temperaturilor scăzute pe care se bazează conservarea prin frig. Acest efect poate fi parţial (de oprire a înmulţirii unor microorganisme şi încetinirea înmulţirii altora) fiind caracteristic refrigerării, şi total (se opreşte înmulţirea tuturor microorganismelor) e caracteristica congelării.

Prin datele prezentate în literatura de specialitate, tmin are valorile:- bacterii -2,0...-4oC;- drojdii -2,1...-6oC;- mucegaiuri -6,1...-8oC.

Alţi autori stabilesc cea mai scăzută temperatură de înmulţire tmin = - 10oC.

4. MAŞINA FRIGORIFICĂ. ABATEREA DE LA CICLUL CARNOT IDEAL

Principiul II: căldura trece de la sine de la un corp mai cald la unul mai rece, dar nu poate trece de la sine de la un corp mai cald la unul mai rece; acest lucru este posibil cu consum de lucru mecanic.



Teoretic, maşina frigorifica lucreaza dupa un ciclu Carnot inversat.

Fig. 2. Schema maşinii frigorifice

Eficienţa frigorifică (sau coeficientul de performanţă) este utilizată pentru a măsura performanţa ciclurilor frigorifice. Este raportul dintre efectul util şi energia consumată.

εf = eficienţă frigorifică = COP (coeficientul de performanţă)Sr – sursa receSc – sursa caldă

Fig. 3. Ciclul Carnot ideal inversat în diagrama (T-s)

Ciclul Carnot nu poate fi realizat in forma aratata mai sus pentru ca izotermele 2-3 si 4-1 se fac cu schimbarea starii de agregare (comprimare si vaporizare),compresia 1-2 se face intr-un compresor (la care trebuie asigurata functionarea in zona vaporilor supraîncălziţi),destinderea 3-4 se face prin laminare (deci izentalpic, la h=constant). Aratam abaterea de la ciclul ideal:



Fig. 4. Abaterea de la ciclul Carnot ideal (reversibil)

1-2 compresia vaporilor de agent frigorific (proces adiabat)2-2’-3 condensarea (2-2’ răcire izobară; 2’-3 condensare propriu-zisă – proces izobar-izoterm)3-4 laminarea agentului frigorific lichid (proces izentalpic)4-1 vaporizarea (proces izobar-izoterm)I –II-III-IV Ciclul teoretic (Carnot inversat)

Rezultă că frigul artificial se poate realiza cu ajutorul maşinii din Fig. 5.

Fig. 5. Elementele componente ale celei mai simple maşini frigorifice

Rolul componentelor maşinii frigorifice:- vaporizatorul: asigură vaporizarea agentului frigorific la presiune şi temperatură

coborâte, constante, prin preluarea căldurii de vaporizare din spaţiul frigorific;- compresorul frigorific: aspiră vaporii reci din V şi îi comprimă până la o presiune mai

mare (presiunea de condensare) pentru ca agentul frigorific să poată condensa ulterior;- condensatorul (Kd), asigură condensarea la presiune şi temperatură constante, prin

preluarea de către agentul de răcire (apa de mare) a căldurii latente de vaporizare;- ventilul de laminare (VL) asigură reducerea presiunii agentului frigorific lichid, de la

presiunea de condensare la presiunea de vaporizare.11

Instalaţii frigorifice navale – Curs şi aplicaţii


Test de autoevaluare la Unitatea de Învăţare nr.1

1. Precizati rolul instalatiilor de climatizare de la bordul navelor.

2. Definiti refigerarea.

3. Precizati conditiile internationale pentru temperaturile produselor congelate.

Răspunsuri şi comentarii la întrebările din testul de autoevaluare nr.1

1. Instalaţiile de climatizare asigura condiţiile de confort termic în spaţiile destinate odihnei, servirii mesei şi în unele spaţii de lucru ale echipajului.

2. Refrigerarea se bazează pe folosirea temperaturilor în jurul punctului de congelare a alimentelor, apa din acestea rămânând în stare lichidă. În marea majoritate a cazurilor, temperaturile folosite se situează deasupra punctului de congelare.

3. Pe plan internaţional au fost adoptate următoarele condiţii de temperatură pentru produsele congelate:

- temperatura finală (după congelare) în centrul termic: – 15oC; - temperatura medie finală: – 18oC; - temperatura de depozitare: – 18oC; - temperatura de transport şi desfacere: – 15oC.

Bibliografie

1. Drughean L. - “Sisteme frigorifice nepoluante”, Ed MatrixRom, Bucuresti, 2005;2. Hera D. – “Instalatii frigorifice” / vol III / “Echipamente frigorifice”, Ed MatrixRom, Bucuresti, 2009;3. Harbach J. A. – “Marine refrigeration and air-conditioning”, Cornell Maritime Press, 2005;4. Memet F., Chiriac Fl. – “Sisteme si echipamente pentru instalatii frigorifice navale”, Ed.Starr Tipp 2000.




ALEGEREA AGENTULUI FRIGORIFIC

Cuprins Pagina


1 Amoniacul (NH3 – R717) 16

2 Freonii (RXYZ) 18

2.1. Clordifluormetan R22 (CHClF2) 21

2.2. R502 (0.488 R22+0.512 R115) 22

2.3. Tetrafluoretan R134a (CH2FCF3) 23

2.4. R404A (0.52 R143a + 0.44 R125 + 0.04 R134a) 24

2.5. R410A (0.5 R32 + 0.5 R125) 24

2.6. R507 (0.5 R143a + 0.5 R125) 25

2.7. R407 (R32 + R125 + R134a) 25

Test de autoevaluare – unitatea de învăţare nr. 2 26







cunoasca criteriile de selectie a agentilor frigorifici; cunoasca avantajele si dezavantajele agentilor

frigorifici uzuali; cunoasca impactul agentilor frigorifici uzuali asupra

mediului.

Pentru a-şi realiza rolul în condiţii optime, agenţii frigorifici trebuie să îndeplinească o serie de cerinţe termodinamice, termofizice, tehnologice, de securitate şi economice.

A. Criterii termodinamicePentru a avea o aplicabilitate cât mai largă trebuie să poată fi utilizat pe un domeniu

de temperaturi cât mai extins. Astfel, punctul triplu şi punctul critic trebuie să fie cât mai distanţate.

Temperatura normală de vaporizare, t0N (la p=1 bar) trebuie să fie cât mai coborâtă. Se evită funcţionarea sub presiunea atmosferică, caz în care pot avea loc infiltraţii de aer în instalaţie, prin neetanşeităţi, conducând la înrăutăţirea transferului de căldură şi la creşterea puterii de comprimare.

Presiunea de saturaţie corespunzătoare temperaturii de condensare, pc, (asociată temperaturii mediului ambiant: 30...50oC) trebuie să fie moderată. În caz contrar puterea de comprimare creşte şi se scumpeşte instalaţia prin complicarea construcţiei, consumul sporit de material, etanşarea suplimentară contra scăpărilor de agent frigorific.

Raportul de compresie, , trebuie să fie redus (2...10) pentru a putea utiliza o

instalaţie cât mai simplă şi a avea un consum de lucru mecanic de comprimare cât mai redus.

Puterea frigorifică masică, q0m, trebuie să fie mare, aceasta determinând debitul masic de agent frigorific Qm care parcurge instalaţia, pentru o putere frigorifică Φ0 dată:

(kg/s)

Rezultă că fluidul frigorific trebuie să dispună atât de o căldură masică de vaporizare (lv) mare, cât şi de o căldură masică a lichidului (cpl) redusă, aceasta fiind în corespondenţă cu panta curbei de saturaţie a lichidului.

Puterea frigorifică volumetrică, q0V , trebuie să fie cât mai mare, aceasta determinând debitul volumic de agent frigorific QV din instalaţie, deci diametrul conductelor şi al utilajelor:

(m3/s)

Rezultă că fluidul frigorific trebuie să aibă un volum masic al vaporilor aspiraţi de compresor (va) mic.



Temperatura de supraîncălzire a vaporilor refulaţi de compresor, θSI, trebuie să fie cât mai coborâtă, pentru o bună stabilitate chimică a agentului frigorific şi a uleiului de ungere, în scopul unei utilizări îndelungate a compresorului. În caz contrar uleiul se descompune formând reziduuri care provoacă creşterea temperaturii locale, diminuarea rolului de lubrifiere, cu consecinţe neplăcute asupra compresorului. Pentru limitarea

temperaturii gazului comprimat, indicele comprimării adiabatice ( ) trebuie să aibă valori

reduse.

B. Criterii termofiziceConductivitatea termică, λ şi coeficientul de convecţie termică α, la vaporizare,

condensare, încălzire, răcire trebuie să fie cât mai mari, conducând la un bun transfer de căldură, aceasta determinând suprafeţe reduse ale schimbătoarelor de căldură.

Viscozitatea dinamică, η, trebuie să fie redusă, în caz contrar pierderile de presiune cresc, cu consecinţe neplăcute asupra puterii de antrenare a fluidului. Asociată cu o tensiune superficială convenabilă contribuie la diminuarea riscului de scăpări a fluidului frigorific din instalaţie.

C. Comportamentul tehnologicTrebuie avut în vedere comportamentul fizico-chimic al fluidului frigorific în prezenţa

uleiului, care este indispensabil pentru ungerea compresorului, sau la pătrunderea accidentală a apei în instalaţie.

Este necesar să se cunoască stabilitatea şi agresivitatea fluidului faţă de materialele metalice, plastice sau elastomerii ce intră în construcţia instalaţiei frigorifice sau a celei electrice de acţionare (izolaţia electrică în cazul grupurilor ermetice sau semiermetice).

Trebuie să permită o detectare uşoară pentru a se evidenţia scăpările de fluid din instalaţie.

D. Criterii de securitatea) Protecţia globală a mediuluiAgenţii frigorifici scăpaţi din instalaţie, în timpul funcţionării normale (umplere, golire)

sau accidentale (avarii) trebuie să fie inofensivi faţă de mediul ambiant. Ei nu trebuie să contamineze aerul, apele sau solul (ploi acide). Cum multe fluide frigorifice sunt mai uşoare ca aerul, scăpările din instalaţie se acumulează în cantităţi importante în zona înaltă a atmosferei (stratosfera). Acolo, prin descompunere catalitică, unii agenţi frigorifici pot provoca distrugerea parţială a stratului de ozon. Ozonul din stratosferă are un rol benefic deoarece reţine o parte din radiaţiile solare ultraviolete, periculoase pentru vieţuitoarele şi plantele de pe pământ.

În plus, agenţii frigorifici pot contribui la încălzirea atmosferei terestre, majoritatea fiind gaze cu efect de seră (absorb radiaţiile infraroşii emise de soare).

Foarte stabile, unele substanţe utilizate ca agenţi frigorifici au o lungă durată de viaţă atmosferică.

Astfel, agentul frigorific trebuie ales astfel încât să aibă: potenţialul de distrugere al ozonului stratosferic (ODP) nul; potenţialul global de încălzire a atmosferei (GWP) cât mai redus.

Agentul frigorific trebuie să fie perfect stabil la temperaturile la care este supus în timpul unui ciclu normal sau accidental de funcţionare (manevră greşită, avarie).

Trebuie să nu fie inflamabil, exploxiv, toxic, să nu prezinte pericol biologic (să nu provoace efecte cancerigene sau maladii profesionale) şi să fie inofensiv pentru produsele răcite (alimente, aerul introdus în încăperile locuite).



E. Criterii economiceFluidele trebuie să fie disponibile în cantităţile dorite, uşor transportabile, cu stocare

simplă şi ieftină şi să aibă un preţ scăzut.Neexistând un fluid care să îndeplinească toate ceste cerinţe, alegerea raţională a lui

se face în funcţie de scopul instalaţiei, de condiţiile ei de lucru, de particularităţile ei constructive şi în urma unor analize tehnico-economice a proprietăţilor oferite de diferitele substanţe existente sau în curs de cercetare.

1. AMONIACUL (NH3 – R717)

În stare normală este un gaz incolor, cu un pronunţat miros înţepător, acru. El face parte integrantă din ciclul azotului natural în biosferă, volumul total de amoniac produs artificial reprezentând doar 3% din totalul existent în natură.

Utilizat iniţial ca agent frigorific pentru sistemele cu absorbţie în soluţie apă – amoniac de Ferdinand Carre (1859), ulterior a fost introdus şi în sistemele cu compresie mecanică, prima dată de David Boyle în 1873 (pentru fabricarea gheţii în Jefferson – Texas). Carl von Linde i-a extins aplicaţiile în industrie (în 1876 realizează o instalaţie frigorifică la o fabrică de bere în Triest). În 1984 producţia mondială de amoniac era de 120 milioane de tone din care cca 5% era utilizat ca fluid frigorific. În prezent există tendinţa de creştere a aplicaţiilor lui frigorifice.

AVANTAJE:- are bune proprietăţi termodinamice şi de transfer de căldură

(t0N=–33.4oC, pC (+35oC)=13.5 bar, lv (0oC)=1261 kJ/kg, v” (0oC)=289 l/kg, λ şi α mari);

- este inert faţă de uleiuri, oţeluri, materiale plastice;- prezintă o mare solubilitate în apă (la 20oC, 1 l de apă dizolvă 650 l de vapori de

amoniac), fiind puţin sensibil la prezenţa aerului umed sau a apei în instalaţie;- permite detectarea uşoară a scăpărilor de fluid (este sesizat la 5 ppm);- necesită, pentru producţia de frig, cea mai redusă energie primară comparativ cu

ceilalţi agenţi frigorifici existenţi;- are preţul de cost cel mai scăzut (de 5 ori mai ieftin ca R22), fiind accesibil (produs în

ţară şi utilizat în industria îngrăşămintelor).

DEZAVANTAJE:- se descompune la o temperatură de peste 450oC; la concentraţii în aer de 15...30.2%

vol. (150000...302000 ppm) vaporii sunt inflamabili, dar cum temperatura minimă de autoaprindere este 651oC, acest risc este redus;

- are un efect sufocant asupra omului (la 25...50 ppm) dar acesta dispare odată cu reducerea cantitativă a emisiei; mirosul caracteristic produce panica şi la concentraţii reduse; la concentraţii crescute (5000 ppm) provoacă dificultăţi respiratorii, tuse, lăcrimare, dureri de cap, risc de edem pulmonar şi oprirea respiraţiei, doza mortală fiind de 30000 ppm; STAS 12574-87 indică drept concentraţii maxime admisibile (CMA) pentru amoniac:

0,3 mg/m3, pentru expuneri de scurtă durată (sub 30 minute),0,1 mg/m3, pentru expuneri de lungă durată (24 de ore)

- căldura generată de dizolvarea în apă provoacă o fierbere violentă; în contact cu ochii, gura, căile respiratorii produce iritaţii, încât se impune folosirea echipamentului de protecţie (mănuşi, ochelari);Din aceste motive, la instalaţiile care sunt în contact cu oameni, se impun condiţii de securitate speciale sau se intercalează un agent intermediar, între vaporizatorul instalaţiei frigorifice şi consumatorul de frig (răcire indirectă);



- are un mare exponent adiabatic ( ), conducând la temperaturi ridicate de

supraîncălzire a vaporilor comprimaţi şi la un lucru mecanic masic de comprimare sporit;

- în prezenţa apei atacă cuprul şi aliajele acestuia (alama, bronzul). Cum aceste metale sunt maleabile şi ductile, permit o prelucrare uşoară, chiar şi pentru conducte de dimensiuni reduse; instalaţiile cu amoniac, utilizând conductele de oţel, vor fi utilizate pentru puteri frigorifice mari.

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI- vaporii de amonic sunt de 1.7 ori mai uşori ca aerul, astfel încât scăpările gazoase de

fluid din instalaţie se ridică rapid în atmosferă, unde se descompun în câteva zile (fig. 1);

Fig. 1. Evoluţia scăpărilor de amoniac vapori în atmosferă.

- scăpările de fluid în stare lichidă se evaporă instantaneu (fig. 2). Cum însă amoniacul se dizolvă foarte uşor în apă, în caz de precipitaţii există riscul de contaminare a solului, a apei freatice sau de suprafaţă;

- neconţinând clor sau brom nu atacă ozonul atmosferic;- nu absoarbe radiaţiile infraroşii, deci nu este gaz cu efect de seră.

Fig. 2. Evoluţia scăpărilor de amoniac lichid în atmosferă.



2. FREONII (RXYZ)

Descoperiţi în 1930 de către chimiştii Midgley, Henne şi McNary, au fost utilizaţi ca fluide propulsoare a aerosolilor, ca agenţi de gonflare a izolaţiilor, ca fluide decapante în industria elecrotehnică şi ca agenţi frigorifici.

Sunt derivaţi halogenaţi ai hidrocarburilor aromatice saturate (cu formula chimică CnH2n+2), obţinuţi prin înlocuirea, parţială sau totală, a atomilor de hidrogen cu atomi de clor, fluor sau brom. În afara denumirii corespunzătoare formulei chimice, sunt cunoscuţi în frigotehnie şi printr-un simbol specific, R, urmat de un grup de cifre obţinut conform figurii 3.

Fig. 3. Identificarea freonilor după formula chimică.

Numărul atomilor de brom este evidenţiat în mod special, iar eventualii izomeri sunt diferenţiaţi printr-o literă (ex. R134a, R142b).

Cei mai utilizaţi freoni sunt cei derivaţi (pe bază de clor şi fluor) din metan şi etan, prezentaţi în figura 4. Se evidenţiază şi dependenţa toxicităţii şi a inflamabilităţii lor de numărul atomilor de Cl, respectiv H.



Fig. 4. Compuşii fluorocloraţi derivaţi din metan şi etan.



Prin amestecare a doi sau trei freoni puri se obţin noi substanţe, mai bine adaptate aplicaţiei frigorifice dorite, cu inflamabilitate şi toxicitate mai reduse. Aceste amestecuri pot avea un comportament termodinamic identic cu un corp pur (schimbarea de fază este izobară şi izotermă), sau prezintă o variaţie a temperaturii (glisare) în timpul schimbării de fază (încălzire la vaporizare şi răcire la condensare). Primele amestecuri, numite azeotrope, sunt notate R5_ _, iar celelalte, numite zeotrope sunt notate cu R4_ _. Unele amestecuri zeotrope, care au o glisare redusă a temperaturii (<1oC) sunt denumite cvasiazeotrope. Componenţii pot varia cantitativ conducând la variantele R407A, R407B, R407C.

După acţiunea asupra ozonului stratosferic, freonii se clasifică în trei categorii: cei cu efect distructiv pronunţat bazat pe prezenţa atomilor de Br sau Cl în moleculă (Cloro–Fluoro–Carboni: CFC), cei cu o acţiune mai redusă, prin prezenţa hidrogenului în moleculă (Hidro–Cloro–Fluoro–Carboni: HCFC) şi cei inofensivi, neavând nici Cl nici Br (Hidro–Fluoro–Carboni: HFC).

Există o multitudine de substanţe, adaptate la condiţiile de lucru şi domeniile de aplicabilitate foarte specializate. Proprietăţile lor fiind, evident, foarte diferite, se vor prezenta cele generale şi câteva specifice.

AVANTAJE:- mulţi au un regim de temperaturi şi presiuni convenabile (ex. la R22, t0N=–40.8oC, pC

(+35oC)=13.5 bar);- au volume masice reduse (pentru R22, v”(0oC)=47.15 l/kg; pentru R134a v”(0oC)=69.3

l/kg);- sunt neutri chimic faţă de oţel, cupru şi materiale plastice;- cei fără clor (HFC) nu sunt toxici;- cei fără hidrogen (CFC) nu sunt inflamabili sau explozivi;- au un exponent adiabatic mic, conducând la un lucru mecanic masic scăzut şi o

temperatură redusă de supraîncălzire a vaporilor comprimaţi;- sunt incolori şi inodori.

DEZAVANTAJE:- au o căldură latentă de vaporizare redusă conducând la debite masice mari;- atacă magneziul şi aliajele aluminiului;- detectarea scăpărilor se face cu aparate speciale;- majoritatea (excepţie R22 şi R502) sunt miscibili cu uleiul (se dizolvă în ulei sau

dizolvă uleiul) făcând dificilă separarea uleiului şi reţinerea lui în carterul compresorului. Freonii de tip HFC, mai higroscopici, impun uleiuri speciale, de sinteză (esterice);

- au un comportament deranjant în contact cu apa; în prezenţa apei în instalaţie (peste 25 mg/kg) freonii cu hidrogen (HCFC, HFC)se descompun chimic, formând acizi foarte corozivi (HCl, HF), care atacă garniturile; freonii fără hidrogen (CFC) nu permit dizolvarea apei în ei, încât aceasta poate îngheţa (în zona instalaţiei cu temperaturi negative), blocând circuitul şi producând spargerea conductei;

- au o viscozitate, atât în faza de lichid cât şi în faza de gaz, mai mare decât a amoniacului conducând la pierderi mai mari de presiune;

- nu se produc în ţară şi sunt scumpi (mai ales cei de ultimă generaţie);- au mase molare mari, generând pierderi de presiune mai mari şi conducte de

dimensiuni mai mari (Fig. 5).



Fig. 5. Comparaţia maselor moleculare ale unor freoni.

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI:Toţi freonii au o acţiune poluantă asupra mediului: CFC şi HCFC distrug ozonul

stratosferic şi CFC, HCFC şi HFC contribuie la încălzirea atmosferei terestre (sunt gaze cu efect de seră). Efectul freonilor asupra mediului este apreciat prin ODP (Potenţialul de Distrugere al Ozonului) şi GWP (Potenţialul Global de Încălzire).

Pornind de la impactul nedorit al freonilor asupra mediului, reglementările internaţionale (Protocolul de la Montreal şi amendamentele care i-au urmat, pentru ozonul stratosferic şi Protocolul de la Kyoto, pentru efectul de seră) au condus la limitarea şi chiar interzicerea producţiei şi a consumului acestor substanţe. Iniţial au fost vizaţi freonii de tip CFC, ulterior şi cei de tip HCFC, pentru ca în prezent să se pună problema limitării utilizării chiar şi a freonilor de tip HFC.

Astfel, cercetarea (bazându-se pe substanţele pure sau în amestec) va trebui să conducă la găsirea unor substituenţi cât mai adecvaţi aplicaţiilor frigorifice, care să fie ecologici (ODP=0, GWP redus), neinflamabili şi netoxici, dar şi cu proprietăţi termodinamice avantajoase. Utilizarea fluidelor naturale: NH3, CO2, hidrocarburile (propan, izobutan, etilenă, propilenă) pentru aplicaţiile industriale, din climatizare sau din frigul alimentar şi casnic este o posibilă soluţie.

În continuare sunt prezentaţi câţiva dintre freonii mai mult utilizaţi.

2.1. Clordifluormetan R22 (CHClF2)

Introdus ca fluid frigorific încă din 1935, în prezent este freonul cel mai utilizat, fiind şi un înlocuitor al R12 alături de alte fluide de sinteză sau naturale, pe un domeniu larg de temperaturi (congelare produse alimentare, procese industriale de răcire, climatizare aer).

La starea normală fizică se prezintă sub formă de gaz, incolor şi inodor.Ca lichid prezintă un miros uşor eteric.

AVANTAJE:- prezintă foarte bune proprietăţi termodinamice (t0N=–40.8oC, putere frigorifică volumică

q0V=1991 kJ/m3, superioară R12 cu peste 60%, raport de compresie inferior amoniacului);

- este neinflamabil şi neexploziv;- este foarte stabil la temperaturile obişnuite de utilizare, nu este toxic (nu provoacă

tulburări grave decât la expuneri de peste 2 ore la concentraţii volumice în aer de cca. 10%);

- este neutru faţă de metalele şi aliajele utilizate frecvent în echipamentul frigorific;



- în stare lichidă dizolvă apa (de 10-12 ori mai mult ca R12), neexistând riscul blocării circulaţiei prin formarea de dopuri de gheaţă;

- este foarte solubil cu uleiurile petroliere sau sintetice la temperaturi ridicate, dar parţial solubil la temperaturi scăzute (cele două lichide se separă la o temperatură ce depinde de concentraţia de ulei în amestec şi de caracteristicile uleiului).

DEZAVANTAJE:- căldura masică de vaporizare scăzută, lv (0oC)=205.4 kJ.kg;- transfer de căldură inferior amoniacului;

- indicele de compresie izentropică ( ), temperatura vaporilor refulaţi şi

regimul de presiuni sunt superioare R12;- în prezenţa apei, se formează mici cantităţi de HCl existând riscul de a ataca

garniturile (klingherit);- detectarea pierderilor se face cu dispozitive speciale (lampa haloidă, detectoare

electronice sau raze ultraviolete).

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI:Este un freon de tip HCFC, fiind utilizat pe o perioadă de tranziţie, având impact

diminuat asupra mediului:- participă la distrugerea ozonului stratosferic, dar are un potenţial redus (ODP=0.055);- este un gaz cu efect de seră cu un potenţial moderat de încălzire a atmosferei

(GWPCO2=1700) şi o durată de viaţă atmosferică redusă (11,8 ani).

2.2. R502 (0.488 R22+0.512 R115)

Este un amestec azeotrop al fluidelor R22 şi R115, astfel încât prezintă proprietăţi ce decurg de la cei doi componenţi.

Este utilizat în aplicaţiile frigorifice de joasă temperatură într-o treaptă, –25oC...45oC (tunele de congelare, camere de conservare a produselor congelate).


AVANTAJE:- prezintă foarte bune proprietăţi termodinamice (t0N=–45oC, putere frigorifică volumică

mare qV=2029 kJ/m3, raport de compresie inferior R12, R22, R717);- neinflamabil şi neexploziv;- foarte stabil termic;

- indicele de compresie izentropică scăzut ( );

- este neutru faţă de metalele şi aliajele utilizate frecvent în echipamentul frigorific. Are un uşor efect asupra neoprenului şi este mai puţin inert comparativ cu R12 faţă de izolaţia electrică;

- dizolvă apa (mai mult ca R12, dar mai puţin ca R22).

DEZAVANTAJELE:- prezintă un regim de presiuni superior R22 şi mai ales R12;- are masa molară mare (111,6 g/mol);- este mai puţin miscibil cu uleiul (decât R22 şi mai ales R12), încât la temperaturi

scăzute prezintă zone de insolubilitate, cele două lichide stratificându-se;



- necesită aparate speciale de detectare a scăpărilor (lampa haloidă, detectoare electronice sau cu raze ultraviolete).

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI:Este un freon de tip CFC şi HCFC, fiind utilizat pe o perioadă scurtă, având impact

negativ asupra mediului:- participă la distrugerea ozonului stratosferic, având un potenţial important

(ODP=0.3...0.34);- este un gaz cu efect de seră cu un potenţial foarte important de încălzire a atmosferei

(GWPCO2=5600) şi o lungă durată de viaţă atmosferică (peste 100 ani).

2.3. Tetrafluoretan R134a (CH2FCF3)

Introdus ca fluid frigorific de substituţie, pentru o perioadă medie şi lungă de timp, a R12 din anii 1990 şi mai recent a R22 (în instalaţiile noi), este utilizat în aplicaţiile frigorifice casnice, comerciale, industriale şi în climatizarea aerului.


AVANTAJE:- prezintă bune proprietăţi termodinamice similare lui R12 în aplicaţiile frigorifice la

temperaturi medii (putere frigorifică volumică qV=1191 kJ/m3, regim de presiuni inferior R22 şi chiar R12, conform figurii 3.12, t0N=–26,4oC);

- este greu inflamabil (autoinflamabil peste 750oC) şi neexploziv;

- are un indice de compresie izentropică inferior lui R22 ( );

- este foarte stabil chimic, nu este toxic;- este neutru faţă de metalele şi aliajele utilizate frecvent în echipamentul frigorific. Este

mai puţin agresiv comparativ cu R12 faţă de elastomeri.

DEZAVANTAJELE:- la temperaturi scăzute puterea frigorifică este inferioară net lui R12 (cu cca. 20% la –

30oC) şi R22;- reacţionează cu metalele alcaline şi alcalino-pământoase;- dizolvă puţin apa (solubilitatea apei în R134a este 0,1%, masic, la 25oC) şi ţinând

seama de comportamentul higroscopic al uleiurilor utilizate la R134a, necesită o bună uscare a circuitului frigorific (cu site moleculare cu dimensiunea porilor special adaptată);

- având o polaritate relativ ridicată, nu este miscibil cu uleiurile minerale şi cele sintetice clasice, neasigurând antrenarea uleiului spre compresor; necesită uleiuri speciale (polyolester sau polyalkylenglycol);

- polaritatea ridicată a R134a şi a uleiului conduce la un fenomen intens de curăţire, existând riscul antrenării impurităţilor detaşate în compresor şi în organele de reglare;

- necesită aparate speciale de detectare a scăpărilor (nu cu lampa haloidă). Se foloseşte sistemul bazat pe raze ultraviolete sau cu detectoare electronice cu element sensibil adaptat, scăpările fiind vizualizate prin fluorescenţă (procedeul spectroline).

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI:Este un freon de tip HFC (ODP=0), având o contribuţie moderată la încălzirea

atmosferei (GWPCO2=1300). Durata de viaţă atmosferică este de 14...15,6 ani.23

Instalaţii frigorifice navale – Curs şi aplicaţii


2.4. R404A (0.52 R143a + 0.44 R125 + 0.04 R134a)

Este un amestec ternar qvasi-azeotrop (glisarea temperaturii 0.7 K) de tip HFC şi utilizat ca înlocuitor al R22 şi R502 în instalaţiile noi.

AVANTAJE:- deşi componentul majoritar (R143a) este inflamabil, prin amestec cu R125

inflamabilitatea este redusă. Toruşi, existând un component inflamabil în amestec, o deplasare critică a limitei de inflamabilitate, fiind necesare măsuri care să evite pătrunderea aerului în circuit. Probele de presiune se vor realiza cu azot (nu cu amestec aer-freon);

- temperatura normală de vaporizare este scăzută (t0N =–46,5oC);- mărimea compresoarelor, evaporatoarelor, condensatoarelor şi conductelor aproape

identică cu cea de la R502;

- indicele comprimării adiabatice este foarte scăzut ( ) conducând la o

temperatură a vaporilor comprimaţi inferioară R502.

DEZAVANTAJE:- ca amestec de HFC este puţin solubil cu uleiurile minerale, existând riscul colmatării

capilarelor, filtrelor, ventilelor de reglare şi al diminuării transferului de căldură în vaporizator şi condensator. Se utilizează uleiuri speciale, esterice, care prezintă o solubilitate suficientă, conservând bunele proprietăţi de lubrifiere, dar fiind higroscopice necesită deshidratoare speciale şi indicatoare de umiditate. În plus amestecul R404A – ulei esteric nu este miscibil pe întregul domeniu de temperaturi;

- prezintă un regim de presiuni superior R22 şi R502;- transferul de căldură este inferior R22 cu 15...20%;- se evită utilizarea zincului şi a aliajelor cu mai mult de 2% magneziu;- prezintă o difuzie ridicată în elastomeri încât garniturile se realizează din materiale

speciale;- necesită detectoare speciale ale scăpărilor, foarte sensibile.

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI:Este un amestec HFC (ODP=0), având însă o contribuţie însemnată la încălzirea

atmosferei (GWPCO2=3260), dar inferioară fluidului substituit.

2.5. R410A (0.5 R32 + 0.5 R125)

Este un amestec qvasi-azeotrop (glisarea temperaturii 0,2oC).Este un posibil substituent al R22 şi R502.

AVANTAJE:- temperatura de vaporizare normală scăzută (t0N =–51,6oC/–51,5oC);- transferul de căldură este bun, similar R22;- puterea frigorifică volumică este mare (q0V=2965 kJ/m3), conducând la dimensiuni mai

reduse ale compresoarelor;- COP este similar (uşor inferior) R22.

DEZAVANTAJE:



- prezintă presiuni mai ridicate decât R22, (la tC=43oC, pC=26 bar), implicând modificări importante în concepţia compresorului, condensatorului conductelor;

- are o temperatură de supraîncălzire a vaporilor comprimaţi ridicată;

- are un indice al comprimării adiabatice destul de mare ( ).

ACŢIUNEA ASUPRA MEDIULUI:Este un amestec HFC (ODP=0), având o contribuţie moderată la încălzirea atmosferei

(GWPCO2=1725).

2.6. R507 (0.5 R143a + 0.5 R125)

Este un amestec binar azeotrop utilizat ca înlocuitor al R22 şi R502, faţă de care prezintă performanţe similare, în instalaţiile noi pentru frigul comercial şi industrial (supermagazine, depozite frigorifice, conservarea produselor congelate).

Prezintă multe caracteristici apropiate R404A (t0N =–47oC, q0V=2107 kJ/m3,

, temperatura vaporilor comprimaţi, regimul de presiuni, Φ0, COP, mărimea

echipamentului, problemele referitoare la inflamabilitate, miscibilitate cu uleiurile minerale, detectare scpări, GWPCO2=3300)

2.7. R407 (R32 + R125 + R134a)

Există 3 amestecuri zeotrope ternare de tip HFC cu concentraţii puţin diferite ale compozanţilor: R407A, R407B şi R407C, cu influenţe asupra proprietăţilor (presiune, COP, GWP) conform tabelului 1.

Tabelul 1. Caracteristicile amestecurilor R407

Amestecul Compoziţia t0N (oC)Glisarea tempera-turii (oC)

GWP

R407A 0,2 R32 + 0,4 R125 + 0,4 R134a –45.7/–38.8 6.9 1770R407B 0,1 R32 + 0,7 R125 + 0,2 R134a –47.3/–42.5 4.8 2285R407C 0,23 R32 + 0,25 R125 + 0,52 R134a –44.2/–37 7.2 1525

Contrar amestecurilor azeotrope (R502, R507) care se comportă ca un fluid frigorific monocomponent în transformările de fază (proces izobar şi izoterm) la amestecurile zeotrope transformarea de fază este însoţită de o modificare a temperaturii (creşte la vaporizare şi scade la condensare). Reglarea supraîncălzirii vaporilor în aspiraţie, evaluarea subrăcirii lichidului condensat necesită cunoaşterea exactă a corespondentei presiune/temperatură în faza de vapori sau lichid. Cei care întreţin instalaţia frigorifică trebuie să posede tabele cu presiunea vaporilor şi a lichidului. Când glisarea temperaturii este importantă (R407A, R407C) nu se recomandă vaporizatoare înecate, putând apărea modificări ale concentraţiei componenţilor prin stratificare. În plus apare riscul de modificare a concentraţiilor componenţilor în caz de scăpări, pentru zona bifazică (în condensator sau după ventilul de reglare, în vaporizator). Din acest motiv umplerea cu fluid se va face numai în faza lichidă.

Sunt utilizate pentru înlocuirea R22 şi R502 în aplicaţiile frigorifice de temperatură medie şi scăzută.



AVANTAJE:- prezintă un regim de presiuni apropiat de R22 (mai coborât chiar la temperaturi

scăzute);- performanţele R407C obţinute cu compresoare semiermetice (puterea frigorifică,

COP) sunt apropiate R22;- dimensiunile compresoarelor, condensatoarelor, vaporizatoarelor şi a conductelor

pentru R407B sunt apropiate de cele pentru R502.

DEZAVANTAJE:- prezintă aceleaşi probleme de inflamabilitate ca R407A, având un component

inflamabil (R32);- performanţele R407A şi R407B, obţinute cu compresoare semiermetice, sunt

inferioare R502;- transferul de căldură este inferior R22 (cu 20...40%, chiar mai mult în funcţie de

debitul masic din condensator sau vaporizator). Prin utilizarea ţevilor cu micronervuri interne se poate ameliora acest transfer de căldură de 2...5 ori;

- necesită măsuri speciale de uscare a circuitului frigorific.

Agenţii intermediari

- sunt folosiţi la navele care utilizează NH3, pentru a se evita împrăştierea lui în alte compartimente ale navei (magazii,cambuze,climatizatoare);- sunt purtători de căldură între spaţiul răcit şi vaporizator; - la bordul navei agentul intermediar(saramura): CaCl2;- principala lor caracteristica: punctul de congelare;- punctul de congelare se alege cu (8-10)oC mai scăzut decât temperatura de vaporizare a agentului frigorific.

Test de autoevaluare la Unitatea de învăţare nr. 2

O IFCMV ermetica ,cu o încărcătura de 7,5 kg R134a consumă o putere electrică medie 3,775 kW,la o funcţionare anuală de 5000 h într-o perioadă n=15 ani.

Sa se determine impactul total echivalent de încălzire a atmosferei, TEWI, datorat acestei instalaţii; care este raportul între efectul direct şi indirect la încălzirea atmosferei?

Răspunsuri şi comentarii la aplicaţia din testul de autoevaluare nr.2

Problema

TEWI=(GWP )+GWP m

l-rata anuala de pierdere din instalatie (kg)n-numarul de ani de functionare al instalatiei(10-15 ani)

-energia de actionare a instalatiei consumata anual (kW/h)



-puterea consumata de compresoarele instalatiei

-numarul annual de ore de functionare

-factor de recuperare a agentului frigorific(0,75-0,95)

a) Efectul datorat pierderilor de fluid frigorific in atmosfera in timpul functionarii

echivalent kg de

b) Efectul datorat pierderilor de fluid frigorific in atmosfera in timpul recuperarii acestuia, la epuizarea duratei de functionare a instalatiei

echivalent kg de

c) Efectul datorat emisiilor de in atmosfera la producerea energiei

de actionare a instalatiei ( =0,6 kg /kWh- emisia medie )

echivalent kg

Impactul total echivalent de incalzire :

TEWI=186937,6 echivalent kg

Bibliografie1. Drughean L. - “Sisteme frigorifice nepoluante”, Ed MatrixRom, Bucuresti, 2005;2. Hera D. – “Instalatii frigorifice” / vol III / “Echipamente frigorifice”, Ed MatrixRom, Bucuresti, 2009;3. Harbach J. A. – “Marine refrigeration and air-conditioning”, Cornell Maritime Press, 2005;4. Memet F., Chiriac Fl. – “Sisteme si echipamente pentru instalatii frigorifice navale”, Ed.Starr Tipp 2000.




INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU COMPRESIE MECANICĂ DE VAPORI ÎNTR-O TREAPTĂ

Cuprins Pagina


1 Instalaţia cu un fluid nemiscibil cu uleiul 29

1.1. Descrierea şi funcţionarea instalaţiei cu amoniac 29

1.2. Calculul termic al procesului teoretic 34

2 Instalaţia cu un fluid miscibil cu uleiul 38

2.1. Descrierea şi funcţionarea instalaţiei cu un freon 39

2.2. Calculul termic al procesului teoretic 41







Principalele obiective ale Unităţii de învăţare nr. 3 sunt:La sfârşitul acestei unităţi, cursantul va fi capabil să:

cunoască funcţionarea acestui tip de instalaţie şi elementele componente;

realizeze calculul termic specific.

1. INSTALAŢIA CU UN FLUID NEMISCIBIL CU ULEIUL

Deoarece amoniacul (NH3, R717) este cel mai utilizat fluid frigorific nemiscibil cu uleiul de ungere a compresoarelor, se va prezenta instalaţia specifică lui. Uleiul este necesar în compresor pentru diminuarea frecărilor pieselor în contact, în mişcare (deci pentru reducerea uzurii şi a energiei consumate), pentru realizarea etanşării între zona de presiune înaltă şi joasă şi pentru răcirea cilindrului. Venind în contact direct cu vaporii de amoniac în timpul procesului de comprimare, uleiul va fi antrenat parţial de aceşti vapori în circuitul de refulare. Amestecul dintre vaporii de amoniac şi ulei nu este urmat şi de o dizolvare reciprocă (cele două fluide nu sunt miscibile), încât se va putea realiza o separare mecanică a uleiului imediat după refulare şi returnarea lui în carterul compresorului.

1.1. Descrierea şi funcţionarea instalaţiei cu amoniac

Schema teoretică a acestei instalaţii este prezentată în Figura 1.Instalaţia frigorifică poate prelua căldura de la consumator direct sau prin intermediul

unui fluid intermediar (apa, la temperaturi pozitive, sau o soluţie de apă şi sare sau alcool, la temperaturi negative). Răcirea indirectă este utilizată când sunt alimentaţi mai mulţi consumatori de la acelaşi vaporizator, când aceştia sunt la distanţă de instalaţia frigorifică sau când agentul frigorific este toxic sau exploziv. Cum amoniacul este încadrat de reglementările referitoare la securitatea instalaţiilor frigorifice (SR ISO 5149/98) în grupa II (fluid cu acţiune toxică), în continuare este descris cazul unei răciri indirecte a consumatorului de frig (între vaporizatorul instalaţiei frigorifice şi consumator fiind intercalat un fluid purtător de frig). Există totuşi, chiar în cazul utilizării amoniacului, şi posibilitatea răcirii directe a consumatorului (vaporizatorul este plasat la consumator), când nu există riscul unui contact direct cu oamenii. Este cazul răcirii directe a produselor industriale, a aerului din tunelele de congelare şi din depozitele de produse alimentare, sau a apei pentru fabricarea gheţii.

Agentul intermediar, sosit de la consumatorul de frig CF prin recircularea cu pompa PS, este răcit în vaporizatorul V, căldura Φ0 astfel cedată este utilizată la vaporizarea amoniacului.

În cazul răcirii indirecte, vaporizatorul este un răcitor de lichid (apa sau o soluţie apoasă). Există mai multe variante constructive de vaporizatoare pentru amoniac, din care reţinem două, cel mai des folosite:

a) vaporizatorul multitubular, orizontal, este realizat dintr-o virolă (manta) cilindrică orizontală în care este plasat un fascicul de ţevi prin care circulă fluidul intermediar care, cedând căldura Φ0, este răcit de la temperatura θS1 la temperatura θS2. Amonaicul lichid este introdus în spaţiul dintre ţevi şi manta unde, primind căldura Φ0 vaporizează;

b) vaporizatorul imersat, vertical, este compus din mai multe ţevi verticale sudate la un distribuitor de lichid (plasat la partea inferioară) şi un colector de vapori (plasat la partea superioară). Se pot cupla mai multe panouri de ţevi alcătuind suprafaţa de vaporizare



necesară. Acest ansamblu de ţevi este scufundat în lichidul ce trebuie răcit, acumulat într-un bazin. Amoniacul vaporizează în ţevi pe baza căldurii Φ0 preluate de la fluidul intermediar care circulă prin bazin şi astfel este răcit.

Fig. 1. Schema teoretică a instalaţiei frigorifice cu amoniac, într-o treaptă.V – vaporizator; SL – separator de lichid; K – compresor; SU – separator de ulei;

C – condensator; RL – rezervor de amoniac lichid; SR – subrăcitor de lichid; VL – ventil de laminare; PS – pompa agent răcit; CF – consumator de frig.

Vaporizarea amoniacului (procesul 5–1) este considerată, teoretic, un proces izoterm şi izobar, vaporii rezultaţi fiind saturaţi uscaţi. Există însă situaţii când vaporizarea nu este completă (în cazul funcţionării la sarcina parţială, când fluidul intermediar soseşte de la consumator cu o temperatură mai coborâtă decât în situaţia funcţionării la sarcina nominală), vaporii rezultaţi fiind umezi (includ şi picături de amoniac nevaporizate). În acest caz există pericolul distrugerii compresorului prin şocurile de presiune cauzate de vaporizarea bruscă a picăturilor de amoniac pătrunse în cilindru.

Protecţia compresorului K, contra picăturilor de agent frigorific lichid antrenate din vaporizator, se realizează cu separatorul de lichid SL. Aici, prin realizarea unui parcurs cât mai îndelungat al vaporilor (schimbări de direcţie, parcurgerea unui strat de umplutură) şi prin reducerea considerabilă a vitezei, eventualele picături de lichid antrenate de vapori se depun pe pereţii rezervorului sau pe suprafaţa umpluturii şi sunt returnate în vaporizator.

Vaporii de amoniac rezultaţi din separatorul de lichid, saturaţi, uscaţi, sunt aspiraţi în cilindrul compresorului, comprimaţi printr-o acţiune mecanică realizată de piston şi refulaţi spre condensator. Se realizează astfel micşorarea volumului vaporilor, însoţită de creşterea presiunii de la nivelul celei din vaporizator (p0) la cea din condensator (pC) (procesul 1-2); pentru efectuarea acestui proces compresorul va trebui acţionat cu puterea de compresie PK. Odată cu creşterea presiunii, vaporii de agent frigorific suferă şi o încălzire puternică, încât la refularea din compresor sunt supraîncălziţi.

Considerând procesul de comprimare teoretic adiabatic reversibil, temperatura vaporilor comprimaţi T2A este dată de relaţia (1):



(1)

unde p1, p2 sunt presiunile de aspiraţie din vaporizator (p1=p0) şi de refulare din compresor (p2=pC), iar k este coeficientul comprimării adiabatice.

În cazul amoniacului, care are un coeficient al comprimării adiabatice ridicat (k=1,33), supraîncălzirea vaporilor în procesul de comprimare este importantă, putând conduce la consecinţe neplăcute asupra uleiului de ungere (descompunere, diminuarea rolului de lubrefiere).

Există diferite tipuri de compresoare mecanice. Pentru moment, vor fi menţionate doar compresoarele volumice, la care procesul de comprimare este realizat prin modificarea volumului vaporilor.

a) compresorul cu piston alternativ: fazele comprimării (aspiraţia vaporilor, comprimarea şi refularea) se realizează prin mişcarea alternativă (de dus-întors) a pistonului în cilindru. Pot fi de construcţie ermetică (capsulate), ermetică accesibilă (semiermetice) şi deschise, asigurând debite corespunzătoare unor puteri frigorifice foarte variate, de la zeci de Watt până la peste 1000 kW;

b) compresorul cu şurub: fazele comprimării se realizează prin acţiunea simultană a două piese prevăzute cu dinţi sau alveole (vaporii sunt deplasaţi şi comprimaţi în spaţiul astfel creat, cu volumul din ce în ce mai mic). Constructiv poate fi realizat cu două rotoare elicoidale (unul masculin, cu lobi şi unul feminin, cu alveole), sau cu un rotor elicoidal şi două pinioane. Pot fi ermetice, semiermetice, sau deschise şi pot asigura puteri frigorifice medii şi mari: Φ0=300...1300 kW;

c) compresorul spiro-orbital (Scroll): două spirale plasate faţă în faţă, una fixă în care este plasat central orificiul de refulare şi una mobilă care are o mişcare orbitală, asigură variaţia volumului cuprins între ele şi deci comprimarea vaporilor de agent frigorific. De construcţie ermetică, asigură puteri frigorifice medii: Φ0=50...170 kW;

d) compresorul cu palete: există două variante constructive: cu piston rostogolitor şi lamelă culisantă în stator sau cu lamele culisante în rotor. Mişcarea şi comprimarea vaporilor se realizează prin micşorarea volumului unui spaţiu (celulă) creat prin rotirea excentrică a pistonului (rotor) în cilindru (stator) şi prin deplasarea unei (unor) lamele. Antrenarea la turaţii de 1500...3000 rot/min permite realizarea unor puteri frigorifice importante, până la 3000-4000 kW.

Vaporii refulaţi de compresor antrenează şi picături de ulei. Dacă uleiul este necesar în compresor, pe considerentele menţionate, el se comportă ca un izolant termic în procesele de transfer de căldură din instalaţie încât este de dorit ca să rămână doar în compresor. Astfel, picăturile de ulei antrenate de vapori sunt separate mecanic de aceştia în separatorul de ulei SU, prin metode similare, menţionate la separarea picăturilor de amoniac lichid în separatorul de lichid. Menţionăm că acest proces de separare este posibil doar la fluidele frigorifice nemiscibile cu uleiul (antrenarea uleiului nu este dublată şi de o dizolvare în vapori). Uleiul reţinut (cca. 95%) este returnat în carterul compresorului iar vaporii de amoniac, cu picături fine de ulei, sunt conduşi în condensatorul C.

În condensatorul C se cedează căldura ΦC către mediul înconjurător, amoniacul trecând succesiv de la faza de vapori supraîncălziţi (2) la cea de vapori saturaţi (2’) şi în final la cea de lichid saturat (3). Procesele teoretice sunt: izobar (2-2’) şi izobar-izoterm (2’-3), starea normală a amoniacului la ieşirea din condensator fiind de lichid saturat. Căldura de desupraîncălzire şi cea de condensare sunt cedate unui mediu de răcire: aerul, în cazul răcirii directe (condensatorul este răcit de aerul exterior), sau apa (când răcirea condensatorului este indirectă, în acest caz un circuit de apă preia căldura din condensator şi o cedează prin intermediul unui turn de răcire către mediul ambiant).



Când răcirea este directă, cu aer, condensatorul este realizat dintr-o baterie de ţevi cu aripioare, prevăzută eventual cu un ventilator pentru a asigura circulaţia forţată a aerului. Vaporii de amoniac sunt desupraîncăziţi şi condensaţi în interiorul ţevilor, cedând căldura ΦC

către aerul care circulă printre aripioare, la exteriorul ţevilor.Răcirea cu apă este realizată într-un condensator multitubular, orizontal, amoniacul

circulând prin spaţiul dintre ţevi şi manta, iar apa de răcire prin ţevi.Uzual, pe considerente economice, după condensare, amoniacul lichid este subrăcit

cu 3...5oC. Prin acest proces se reduce entalpia masică a fluidului frigorific la intrarea în vaporizator, cu efect favorabil asupra creşterii puterii masice de vaporizare q0m:

(2)

În acest caz se prevede un schimbător de căldură suplimentar, un subrăcitor de amoniac lichid SR. Acesta este alcătuit din una sau mai multe ţevi plasate într-o manta, cele două circuite, al amoniacului lichid care se subrăceşte (procesul izobar 3-3’) şi al apei de răcire care preia căldura de subrăcire ΦSR, fiind realizate în ţevi sau în spaţiul dintre ţevi şi manta, în funcţie de debitele volumice corespunzătoare şi de secţiunile oferite constructiv, astfel încât vitezele de curgere ale celor două lichide să se încadreze în limitele convenite de recomandările privind un bun transfer de căldură (regim turbulent de curgere) şi o pierdere de presiune cât mai mică.

La instalaţiile cu putere frigorifică redusă, când efectul favorabil al subrăcirii nu este justificat de sporul de investiţie datorat schimbătorului de căldură suplimentar, subrăcirea se poate realiza chiar în condensator (se dimensionează acesta în consecinţă).

Amoniacul lichid subrăcit este apoi înmagazinat în rezervorul de lichid RL. Acesta are un dublu rol: stochează amoniac lichid pentru asigurarea unei vaporizări suplimentare în situaţiile când sarcina frigorifică a consumatorului de frig creşte (la vârfuri de sarcină), sau pentru asigurarea unui spaţiu disponibil să preia amoniacul din instalaţie în cazul unor avarii, când este necesară golirea unor utilaje de amoniac în vederea depanării.

În continuare, amoniacul lichid este trecut prin ventilul de laminare VL (procesul la entalpie constantă 3’-4). Aici, prin reducerea presiunii de la nivelul pC la nivelul p0, lichidul este şi răcit până la temperatura θ0, încât este din nou capabil să preia căldura de la consumatorul de frig, realizând efectul frigorific, prin vaporizarea în V.

Ventilul de laminare are şi un rol de reglare a debitului de amoniac lichid cu care este alimentat vaporizatorul, asigurând astfel un reglaj al puterii frigorifice Φ0 solicitate de consumatorul de frig. El asigură menţinerea unui nivel constant (LC) în ansamblul separator de lichid-vaporizator, lăsând să treacă din rezervorul de lichid către vaporizator debitul de lichid necesar vaporizării care să realizeze efectul frigorific Φ0 cerut.

În urma destinderii lichidului (procesul 3’-4) se realizează şi o vaporizare parţială, încât starea amoniacului la intrarea în separatorul de lichid este de amestec lichid + vapori. În separator are loc separarea amoniacului lichid (care este introdus în vaporizatorul V) de vaporii ce vor completa debitul de vapori ieşiţi din vaporizator şi care vor alimenta compresorul. Conform bilanţului masic prezentat în figura 2, conturul de bilanţ poate fi limitat doar la un Vaporizator (a), între stările termodinamice 5 şi 1, pentru debitul (1-x4) kg/s sau la ansamblul Separator de lichid-Vaporizator (b), între stările termodinamice 4 şi 1 pentru un debit de 1 kg/s, rezultă că dintr-un kg de lichid destins în VL, se produc x4 kg de vapori saturaţi şi (1-x4) kg de lichid saturat, care alimentează vaporizatoruil şi realizează puterea frigorifică masică q0m:

(3)



a)

b)

Fig. 2. Bilanţul masic al vaporizatorului. a) conturul de bilanţ include doar vaporizatorul, b) conturul de bilanţ include separatorul de lichid şi vaporizatorul.

Ciclul termodinamic, bazat pe procesele teoretice parcurse de fluidul frigorific, este prezentat în diagramele T-s şi p-h, în figura 3.



Fig. 3. Ciclul termodinamic teoretic al instalaţiei cu amoniac, într-o treaptă.1-2: comprimare vapori (s=ct); 2-2’: desupraîncăzire vapori (p=ct); 2’-3: condensare (p, θ=ct); 3-3’:

subrăcire lichid (p=ct); 3’-4: laminare (h=ct); 4-1: vaporizare (p, θ=ct).

1.2. Calculul termic al procesului teoretic

Se cunosc:- puterea frigorifică a instalaţiei, Φ0 (kW); este cerută de consumatorul de frig sau se

determină ţinând seama de procesul tehnologic care necesită frigul, de aporturile de căldură ce trebuie compensate, etc;

- natura şi evoluţia temperaturii agentului răcit, venit de la consumatorul de frig, θS1/θS2

(oC); se alege un agent intermediar pe consideratii tehnico-economice şi în funcţie de temperatura la care evoluează, eliminând riscul formării gheţii în vaporizator;

- natura şi evoluţia temperaturii agentului de răcire, care face legătura cu mediul ambiant, θW1/θW2 (oC); acesta poate fi aerul exterior (la instalaţiile răcite direct) sau apa (recirculată la un turn de răcire, la instalaţiile de putere medie şi mare, sau cea preluată de la o sursă naturală);

- natura energiei de acţionare a compresorului (electrică, mecanică, termică), care va stabili tipul de motor de antrenare (electric, termic).

Se determină:- debitul masic de amoniac, Qm (kg/s), care circulă prin instalaţie;- debitele volumice de amoniac în diferitele zone ale instalaţiei care vor servi la

dimensionarea utilajelor şi conductelor; astfel debitul volumic de vapori aspiraţi de compresor, QV1 (m3/h), va permite alegerea compresorului;

- puterea termică a condensatorului, ΦC (kW) şi a subrăcitorului, ΦSR (kW), pentru dimensionarea lor şi pentru determinarea consumului de agent de răcire;

- puterea de antrenare a compresorului PK (kW), pentru determinarea energiei electrice consumate şi a coeficientului de performanţă al instalaţiei, COP.

Pe baza graficelor de variaţie a temperaturii fluidelor în schimbătoarele de căldură (fig.4) se determină temperatura de condensare (θC), temperatura de subrăcire (θSR) şi temperatura de vaporizare (θ0), conform considerentelor tehnico-economice recomandate:

ΔθC = Δθ0 = 2...4oC,



ΔθSR = 3...6oC.

Fig. 4. Variaţia temperaturilor fluidelorîn condensator (a), în subrăcitor (b) şi în vaporizator (c).

Cu ajutorul tabelelor şi diagramelor pentru mărimile termodinamice ale amoniacului, se stabilesc parametrii de stare ai acestuia (presiunea p, temperatura θ, entalpia masică h, volumul masic v, titlul vaporilor x, entropia masică s) în punctele caracteristice ale ciclului teoretic al instalaţiei.

Din bilanţurile termice ale utilajelor componente se determină puterile masice şi prin multiplicare cu debitul masic care le străbate se determină puterile totale.

Puterea frigorifică masică (absorbită de 1 kg de amoniac în procesul de vaporizare din V, de la agentul intermediar, răcit), va fi:

(4)

Puterea frigorifică volumică,

(5)



Această mărime este determinată în dimensionarea compresorului, dimensiunile acestuia scad cu cât q0v este mai mare. Este caracteristica agentului frigorific, amoniacul prezentând o valoare mare, deci va conduce la compresoare mai mici decât la alte fluide frigorifice.

La instalaţiile cu putere frigorifică mică se recomandă agenţi cu puteri frigorifice volumice mici (freoni, propan), pentru a nu complica construcţia compresorului, supapelor şi ventilului de laminare; în schimb, la instalaţiile frigorifice de medie şi mare capacitate, sau utilizate pentru obţinerea unor temperaturi de vaporizare scăzute, se recomandă agenţi cu putere frigorifică volumică mare (amoniac).

Debitul masic de amoniac,

(6)

Debitul volumic de vapori de amoniac aspiraţi de compresor,

(7)

Similar, prin multiplicarea debitului masic Qm (acelaşi în toată instalaţia) cu volumul masic al amoniacului în diferitele zone ale instalaţiei se determină debitele volumice corespunzătoare.

Puterea termică masică cedată în condensator (inclusiv pentru desupraîncălzirea vaporilor),

(8)

Puterea termică totală a condensatorului,

(9)

Debitul de agent de răcire Qmw se determină din bilanţul termic al condensatorului. Dacă se foloseşte apa de răcire, obţinem:

(10)

unde cPw este căldura specifică la presiune constantă a apei la temperatura medie.

Dacă utilizăm aer pentru răcirea condensatorului:

(11)cu h2, h1 – entalpiile masice ale aerului la ieşirea, intrarea în condensator.

Puterea termică masică cedată în subrăcitor,

(12)

Debitul de apă de răcire pentru subrăcitor se determină din bilanţul termic al acestuia, cu o relaţie similară celei utilizate la condensator (10).



Puterea termică totală a subrăcitorului,

(13)

Lucrul mecanic masic consumat de compresor,

(14)

Puterea electrică totală consumată de compresor,

(15)

Bilanţul energetic global al instalaţiei cu amoniac, ţinând seama de puterile termice schimbate în vaporizator (Φ0), condensator (ΦC) şi în subrăcitor (ΦSR), cât şi de puterea de comprimare (PK), este:

(16)

În acest caz, când toate utilajele sunt parcurse de acelaşi debit masic Qm, se poate scrie şi un bilanţ energetic masic:

(17)

Mărimile energetice din bilanţul masic se pot evidenţia şi grafic în diagrama entropică T-s (Figura 5), astfel:

q0m = aria (d14c);lK = aria (122’33’ac);qC = aria (d122’3bd);qSR = aria (b33’ab).

Coeficientul de performanţă (eficienţa frigorifică) al instalaţiei, care raportează efectul util realizat de instalaţie la puterea de acţionare consumată, poate fi prezentat fie prin mărimi globale, fie masice, astfel:

(18)

Se poate vedea că, prin prezenţa subrăcitorului de amoniac lichid, deci prin deplasarea stării amoniacului lichid înainte de laminare de la 3 la 3’, adică prin creşterea puterii frigorifice masice q0m realizată de instalaţie conform relaţiei (2), se obţine o eficienţă frigorifică mai mare.



Fig. 5. Reprezentarea grafică a mărimilor energetice masice ale instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de vapori

2. INSTALAŢIA CU UN FLUID MISCIBIL CU ULEIUL

Majoritatea freonilor (excepţie R22) şi hidrocarburile (propanul, izobutanul) de amestecă intim cu uleiul din compresor (se dizolvă reciproc), făcând imposibilă separarea mecanică, încât vaporii de freon antrenează uleiul din compresor în restul instalaţiei. Cum dizolvarea uleiului în freon depinde de temperatură (creşte cu temperatura), în compresor, unde temperatura este maximă după procesul de comprimare, nivelul de saturaţie al vaporilor de freon cu uleiul este ridicat, încât ei vor conţine cantitatea cea mai mare de ulei. În vaporizator (unde temperatura are valoarea minimă), nivelul de saturaţie al freonului cu uleiul este redus, va exista un exces de ulei care se poate acumula, nefiind antrenat de vaporii de freon formaţi, şi va conduce la griparea compresorului, prin insuficienţa uleiului de ungere cu care este alimentat. Din acest motiv, vaporizatorul de freon va avea o construcţie şi o funcţionare specifică, care să poată realiza antrenarea uleiului în exces de către vaporii formaţi. În plus, trebuie menţionat şi efectul negativ al uleiului în schimbătoarele de căldură, prin micşorarea transferului de căldură.

În aceste instalaţii, agentul de lucru poate fi un fluid monocomponent (R22, R314a, R290) sau un amestec azeotrop (R502, R507), la care transformările de fază (vaporizarea şi condensarea) sunt izoterme şi izobare. Când se utilizează amestecuri zeotrope (R404A, R410A sau R407C) transformările de fază sunt însoţite de modificarea temperaturii (creşte în timpul vaporizării şi scade în timpul condensării). Aceste variaţii de temperatură, mai mari la presiuni mai scăzute, deci în vaporizator, sunt însoţite de o modificare a concentraţiei amestecului gazos faţă de cel lichid, care creează dificultăţi în cunoaşterea exactă a concentraţiei fluidului în instalaţie după eventuale pierderi.



Variaţia de temperatură în timpul transformărilor de fază implică adaptarea schimbătoarelor de căldură (vaporizatorul, condensatorul); circulaţia fluidelor se va realiza în contracurent, suprafeţele de transfer termic determinându-se în consecinţă. Schema funcţională a instalaţiei nu se va modifica însă în cele două situaţii.

2.1. Descrierea şi funcţionarea instalaţiei cu un freon

În figura 6 este prezentată schema teoretică a instalaţiei frigorifice utilizând un freon ca agent de lucru.

Se regăsesc utilajele principale întâlnite şi la instalaţia cu amoniac: vaporizatorul V, compresoru K, condensatorul C şi ventilul de laminare VL. Dacă compresorul şi condensatorul sunt realizate similar celor pentru fluidele nemiscibile cu uleiul, vaporizatorul este special construit pentru fluide miscibile cu uleiul. Astfel, freonul lichid (cu uleiul antrenat) este introdus în ţevi de diametru redus (de regulă ţevi de cupru cu d i = 10...20 mm), în care vaporii formaţi să aibă o viteză suficient de mare, capabilă să producă antrenarea uleiului în exces din vaporizator în compresor. În consecinţă, fluidul răcit va circula prin spaţiul dintre ţevi şi manta unde, pentru a se realiza o viteză suficient de ridicată în vederea asigurării unui regim turbulent de curgere, se prevăd şicane.

Fig. 6. Schema teoretică a instalaţiei frigorifice cu freon într-o treaptă. V – vaporizator; SCR – schimbător de căldură recuperativ; K – compresor; C – condensator; VL – ventil de

laminare; CF – consumator de frig; PS – pompă agent răcit.

În vaporizator are loc atât vaporizarea completă a freonului (procesul 4-1) cât şi o uşoară supraîncăzire (procesul 1-1’), încât vaporii ies cu o temperatură cu 5...10oC peste cea de vaporizare. Din acest motiv, acest tip de vaporizator, specific freonilor, este denumit



vaporizator uscat. Evident că prin această supraîncălzire va creşte şi puterea frigorifică masică a vaporizatorului:

(19)

Prin supraîncălzirea vaporilor se protejează compresorul de pătrunderea picăturilor de freon lichid, antrenate de vapori în cilindru, fiind o metodă specifică fluidelor cu indicele comprimării adiabatice redus (majoritatea freonilor), fără a se obţine temperaturi ridicate ale vaporilor comprimaţi. Se renunţă astfel la separatorul de lichid, prezent la amoniac.

Ecartul de temperatură pe care are loc supraîncălzirea vaporilor în vaporizator este menţinut constant de ventilul de laminare, care în acest caz este de tip termostatic (TC). În acest mod se realizează şi o reglare a puterii frigorifice a vaporizatorului, prin acţionare asupra debitului de freon care vaporizează, în funcţie de cererea de frig a consumatorului.

Fig. 7. Ciclul termodinamic teoretic pentru un freon monocomponent.1-1’ – supraîncălzire vapori în vaporizator (p=ct); 1’-1” - supraîncălzire vapori în SCR

(p=ct); 1”-2 – comprimare vapori(s=ct); 2-2’ - desupraîncălzire vapori (p=ct); 2’-3 – subrăcire lichid (p=ct); 3’-4 – laminare (h=ct); 4-1 – vaporizare (p, θ=ct).

O supraîncălzire suplimentară a vaporilor de freon aspiraţi de compresor (1’-1”) se realizează în schimbătorul de căldură recuperativ SCR pe seama subrăcirii freonului lichid condensat (3-3’). Căldura este transferată între cele două debite de freon, lichid şi vapori, nemaifiind necesar un agent exterior de răcire (aer sau apă). Rolul principal al acestuia aparat este de subrăcire a freonului lichid, proces care conduce la creşterea puterii frigorifice masice a instalaţiei. Cum vaporii de freon au temperatura mai scăzută decât a mediului (deci a unui fluid de răcire esterior), subrăcirea lichidului va fi mai profundă şi deci şi creşterea puterii frigorifice masice şi a coeficientului de performanţă a instalaţiei va fi mai importantă. Cum puterea frigorifică masică la freoni este mult mai mică decât la amoniac, creşterea ei prin supraîncălzirea vaporilor 1-1’ şi prin subrăcirea lichidului 3-3’ reduce acest inconvenient.



Supraîncăzirea vaporilor de freon aspiraţi, procesul secundar, serveşte la o protecţie suplimentară a compresorului.

Procesele termodinamice teoretice din instalaţie, în cazul utilizării unui freon monocomponent, sunt prezentate în figura 7.

În figura 8 este prezentat ciclul termodinamic teoretic al unei instalaţii care utilizează amestecul zeotrop R407C. Se evidenţiază variaţiile de temperatură din vaporizator (proces 4-1) şi condensator (proces 2’-3). Pentru compararea performanţelor acestei instalaţii cu alta care utilizează un fluid monocomponent, se iau în calcul temperaturile medii de vaporizare şi de condensare.

Fig. 8. Ciclul termodinamic teoretic pentru un amestec zeotrop (R407C).1-1’ – supraîncăzire vapori în vaporizator (p=ct); 1’-1” – supraîncălzire vapori în SCR

(p=ct); 1”-2 – comprimare (s=ct); 2-2’ – desupraîncăzire vapori (p=ct); 2’-3 – condensare (p=ct); 3-3’ – subrăcire lichid (p=ct); 3,-4 – laminare (h=ct); 4-1 –

vaporizare (p=ct).

2.2. Calculul termic al procesului teoretic

Elementele care se cunosc şi cele care se vor determina prin calcul sunt identice cu cele de la instalaţia cu amoniac. Se prezintă cazul unei instalaţii cu fluid de lucru monocomponent, în cazul unui amestec zeotrop vor apărea modificările de temperatură în procesele de condensare şi vaporizare, menţionate.

Pe baza graficelor de variaţie a temperaturilor agenţilor în schimbătoarele de căldură (figura 9) se determină temperatura de condensare (θC) şi temperatura de vaporizare (θ0), conform considerentelor tehnico-economice recomandate.

Se propun temperaturile vaporilor în aspiraţia compresorului (θ1’, θ1’’):

(20)

(21)



Din bilanţul termic masic al SCR rezultă entalpia freonului lichid subrăcit (h3’):

(22)Deci:

(23)

Fig. 9. Variaţia temperaturii fluidelor în condensator (a) şi vaporizator (b).

Cu ajutorul tabelelor şi diagramelor pentru mărimile termodinamice ale freonului utilizat, se stabilesc parametrii de stare ai acestuia în punctele caracteristice ale ciclului teoretic al instalaţiei.

Similar instalaţiei cu amoniac, se determină debitul masic şi cele volumice de freon, puterile termice şi energetice, masice şi globale, cu care se verifică bilanţul energetic al instalaţiei şi se calculează coeficientul de performanţă.

Puterea frigorifică masică,

(24)

Puterea frigorifică volumică,

(25)

Debitul masic de freon,

(26)

Debitul volumic de vapori de freon aspiraţi de compresor,

(27)

Puterea termică masică cedată în condensator (inclusiv pentru desupraîncălzirea vaporilor),



(28)

Puterea termică totală a condensatorului,

(29)

Puterea termică masică schimbată în subrăcitor/supraîncălzitor de vapori,

(30)

Puterea termică totală a subrăcitorului/supraîncălzitorului de vapori,

(31)

Lucrul mecanic masic consumat de compresor,

(32)

Puterea electrică totală consumată de compresor,

(33)

Bilanţul energetic global al instalaţiei cu freon va fi:

(34)

Şi în acest caz, cum toate utilajele sunt parcurse de acelaşi debit masic Qm, se poate scrie şi un bilanţ energetic masic:

(35)

Coeficientul de performanţă:

(36)

Evident că valorile acestui coeficient depind atât de condiţiile de lucru (θ0, θC), cât şi de fluidul frigorific utilizat.





Bibliografie



INSTALAŢII FRIGORIFICE ÎN DOUĂ TREPTE DE COMPRIMARE

Cuprins Pagina


1 Limitele funcţionării instalaţiilor într-o treaptă de comprimare 46

2 Variante ale IFCMV în două trepte 46

3 Instalaţia cu freon, în două trepte de comprimare, cu o temperatură de

vaporizare 51










cunoască necesitatea IF în două trepte; descrie funcţionarea IF în două trepte; realizeze calculul termic.

1. LIMITELE FUNCŢIONĂRII INSTALAŢIILOR ÎNTR-O TREAPTĂ DE COMPRIMARE

Având în vedere temperatura mediului ambiant în perioada călduroasă, temperatura de condensare θC va fi de minim 30oC. În această situaţie, temperatura de vaporizare θ0 (la care se realizează efectul de frig Φ0), obţinută la instalaţiile cu comprimare mecanică într-o treaptă este limitată inferior, din considerente tehnico-economice, la -20...-25oC pentru amoniac şi -25...-30oC pentru freoni. La scăderea temperaturii de vaporizare sub aceste valori instalaţia frigorifică funcţionează cu o serie de inconveniente. Astfel:

a) vaporii de agent frigorific pot atinge temperaturi excesive la ieşirea din compresor, conducând la funcţionarea defectuoasă a compresorului (până la deteriorare), din cauza descompunerii uleiului de ungere. Din acest motiv, temperatura vaporilor refulaţi din compresor este limitată la 135...150oC;

b) scade puterea frigorifică masică (q0) şi creşte lucrul mecanic de compresie (lk) cu consecinţe asupra scăderii coeficientului de performanţă COP;

c) creşte volumul masic al vaporilor ieşiţi din vaporizator v’’, deci în acelaşi compresor va fi aspirat un debit masic mai mic de fluid frigorific, diminuându-se puterea frigorifică totală Φ0;

d) presiunea de vaporizare scade, putând coborî sub cea atmosferică, necesitând menţinerea acestei depresiuni şi limitarea pătrunderii aerului prin neetanşeităţi. Pentru o exploatare acceptabilă, în cazul când se doreşte funcţionare în aceste condiţii, se recomandă o presiune minimă p0=0,4...0,6 bar;

e) raportul de compresie π=pC/p0 creşte, cu consecinţe defavorabile asupra randamentului volumic al compresorului, λ şi asupra puterii consumate de acesta. Pentru limitarea acestor aspecte negative raportul de compresie este limitat, în funcţie de fluidul frigorific utilizat. La freoni, unde restricţiile sunt mai lejere pentru că procesul de comprimare se desfăşoară cu un coeficient adiabatic χ mai redus (1,1...1,2 faţă de 1,335 la amoniac şi 1,3 la bioxid de carbon) πmax=9...12; la amoniac şi bioxid de carbon πmax=7...9.

2. VARIANTE ALE IFCMV ÎN DOUĂ TREPTE

Sunt întâlnite două variante de instalaţii:a) pentru obţinerea unui singur efect frigorific (o singură temperatură de vaporizare),b) pentru obţinerea simultană a două efecte frigorifice, la temperaturi de vaporizare

diferite.În continuare vor fi detaliate instalaţiile frigorifice cu comprimare mecanică în două

trepte, pentru amoniac. Pentru freoni se vor realiza scheme similare, adaptate însă la particularităţile impuse de aceste fluide (protecţia compresorului prin supraîncălzirea



vaporilor, subrăcirea lichidului cu vapori, reglajul puterii frigorifice) menţionate la instalaţia într-o treptă.

Instalaţia cu amoniac, în două trepte de comprimare, cu o temperatură de vaporizare

a) Descrierea şi funcţionarea instalaţiei

În Figura 1 este prezentată schema teoretică a acestei instalaţii, iar în figura 2 sunt prezentate procesele termodinamice teoretice din instalaţie, în diagramele p-h (a) şi T-s (b).

Fig. 1. Schema teoretică a instalaţiei în două trepte cu o temperatură de vaporizare

Debitul Qm1 de vapori saturaţi de amoniac rezultaţi din vaporizatorul V şi separaţi de picăturile de lichid în separatorul de lichid SL, sunt comprimaţi în compresorul de joasă presiune KJP până la presiunea intermediară pi pe baza aportului de putere de acţionare Pk1

(procesul 1-2). Vaporiii refulaţi, supraîncăziţi, sunt apoi răciţi în butelia de răcire intermediară BRI, până la starea de saturaţie (procesul 2-2’).

Debitul Qm de vapori de amoniac rezultaţi din BRI sunt comprimaţi în continuare în compresorul de înaltă presiune KIP (procesul 2’-3) până la presiunea necesară condensării (pC). În acest proces se consumă puterea de comprimare PK2.

În figura 2 este evidenţiat faptul că prin răcirea în BRI a vaporilor supraîncălziţi se evită obţinerea unor temperaturi foarte mari la ieşirea din compresorul final (θ3 < θ3*). Totodată, este prezentată şi economia de energie de comprimare, realizată în cazul acestei instalaţii, comparativ cu cea cu comprimare într-o treaptă, între aceleaşi presiuni (p0 şi pC). Astfel, suprafaţa haşurată este proporţională cu energia economisită. Această economie este maximă când raportul de comprimare în cele două trepte este identic,

(1)deci când:

. (2)



În condensatorul C şi subrăcitorul de lichid SR sunt cedate agentului de răcire fluxurile termice de răcire a vaporilor supraîncălziţi până la starea de saturaţie şi de condensare ΦC, respectiv de subrăcire a lichidului condensat ΦSR (procesele 3-3’, 3’-4 şi 4-4’).

O parte din debitul de amoniac lichid (Qm – Qm1) este destinsă în ventilul de laminare de înaltă presiune VLIP până la presiunea intermediară p i (procesul 4’-5) şi introdusă în butelia de răcire intermediară BRI. Aici are loc vaporizarea acestui debit de lichid pe seama căldurii de răcire a vaporilor refulaţi de compresorul de joasă presiune (procesul 2-2’) şi a căldurii de subrăcire a debitului de amoniac lichid rămas, Qm1 (procesul 4’-6). Vaporii de amoniac sunt răciţi prin contact direct cu lichidul din butelie (sunt introduşi în masa de lichid). Reţinerea picăturilor de lichid antrenate de aceşti vapori răciţi şi din noii vapori formaţi (împreună alcătuiesc debitul Qm) pentru protejarea compresorului de înaltă presiune este un alt rol al buteliei de răcire intermediară. Debitul de lichid Qm1 este subrăcit prin parcurgerea unei serpentine plasate în masa de lichid din butelia de răcire intermediară. Subrăcirea lui se face, evident, până la o temperetură superioară cu 10...20oC faţă de temperatura θi, din BRI. Acestă subrăcire, ca şi cea din SR, măreşte puterea frigorifică masică din vaporizator, q0m.

Fig. 2. Ciclul termodinamic teoretic al instalaţiei în două trepte cu o temperatură de vaporizare

Pornind de la faptul că în butelia de răcire intermediară se introduce doar o parte din debitul de lichid rezultat din subrăcitorul SR, această instalaţie mai este cunoscută sub denumirea de instalaţie cu injecţie parţială de lichid.

În continuare, debitul de lichid subrăcit Qm1 este destins în ventilul de laminare de joasă presiune VLJP până la presiunea din vaporizator (p0) (procesul 6-7), amestecul lichid – vapori de titlu x7 rezultat fiind introdus în separatorul de lichid SL.

Lichidul saturat vaporizează în V, realizând efectul frigorific Φ0 solicitat pentru răcirea agentului intermediar sosit de la consumatorul de frig (procesul 8-1). Acest efect poate rezulta (similar instalaţiei într-o treaptă) din bilanţul termic al vaporizatorului, alimentat cu debitul de lichid (1-x7) Qm1 de stare 8:



(3)

Se vede că acelaşi efect frigorific se obţine şi dacă bilanţul termic se realizează pentru ansamblul de utilaje SL+V:

. (4)

b) Calculul termic al instalaţiei se face pornind de la datele furnizate de consumatorul de frig (puterea frigorifică Φ0, temperaturile agentului răcit θS1 / θS2 şi temperaturile agentului de răcire a condensatorului şi subrăcitorului de lichid θW1 / θW2).

Pe baza variaţiilor de temperatură ale fluidelor în condensator şi vaporizator se determină temperatura de condensare θC şi de vaporizare θ0, apoi din tabelele de amoniac se află presiunile de saturaţie corespunzătoare (pC, p0).

Presiunea intermediară, din BRI, se determină din condiţia de consum energetic minim referitoare la comprimarea multiplă dată de relaţia (2).

Temperatura amoniacului lichid la ieşirea din SR (starea 4’) rezultă în funcţie de temperatura agentului de răcire:

(5)cu ΔθSR = 3...6oC

Similar, temperatura lichidului subrăcit în BRI (starea 6) este dependentă de temperatura din interiorul BRI, astfel:

(6)cu Δθi = 10...20oC

Cu aceste date se poate trasa grafic ciclul termodinamic al acestei instalaţii în diagramele specifice amoniacului şi se pot determina parametrii termodinamici (p, θ, h, s, v şi x) în punctele caracteristice.

Debitul masic de amoniac din circuitul vaporizatorului (Qm1) se determină din bilanţul termic al acestuia (relaţia 7).

. (7)

Pentru determinarea debitului masic din circuitul de înaltă presiune (Qm) se realizează bilanţul termic al buteliei de răcire intermediară:

(8)

Ţinând seama că h5 = h4’, rezultă:

. (9)

Cum (h2-h6) > (h2’-h4’) debitul masic din treapta de înaltă presiune este mai mare decât cel din treapta de joasă presiune (Qm > Qm1).

Debitele volumice în aspiraţiile celor două compresoare vor fi:



(10)

(11)

Cum v1 este mult mai mare decât v2’, cele două debite volumice sunt în relaţie inversă, încât QV2’ < QV1.

Cele două debite de vapori pot fi comprimate de compresoare diferite, alese în consecinţă. Când QV2’ = 0,5 QV1 se pot utiliza cilindrii diferiţi ai aceluiaşi compresor, având de exemplu 3 cilindri. Astfel QV1 este aspirat în doi din cei trei cilindri, comprimat şi refulat în BRI, apoi în cel de-al treilea cilindru este aspirat şi comprimat QV2. Similar poate funcţiona un compresor cu 6 cilindri.

Cu cele două debite masice, Qm1 şi Qm, cunoscute, se determină puterile de comprimare, de condensare, de subrăcire şi din butelia de răcire intermediară.

(12)

(13)

(14)

(15)

În BRI au loc, simultan, următoarele procese:- desupraîncălzirea debitului Qm1 de vapori rezultaţi din compresorul de joasă

presiune (procesul 2-2’);- subrăcirea debitului de lichid Qm1 (procesul 4’-6);- vaporizarea debitului de lichid (Qm - Qm1) injectat în BRI (procesul 5-2’).

Pe baza bilanţului termic al BRI prezentat în figura 3 obţinem:

(16)

Ultima parte a relaţiei (16) reprezintă bilanţul termic al serpentinei de subrăcire a lichidului:

(17)

Bilanţul energetic şi eficienţa instalaţiei (coeficientul de performanţă) se pot determina numai cu puterile globale (debitele masice nu sunt aceleaşi pentru toate aparatele instalaţiei).

(18)

(19)



Fig. 3. Bilanţul termic al buteliei de răcire intermediare.

3. INSTALAŢIA CU FREON, ÎN DOUĂ TREPTE DE COMPRIMARE, CU O TEMPERATURĂ DE VAPORIZARE

a) Descrierea şi funcţionarea instalaţiei

În Figura 4 este prezentată schema teoretică a acestei instalaţii, iar în Figura 5 sunt prezentate procesele termodinamice teoretice din instalaţie, în diagramele p-h (a) şi T-s (b) pentru un freon monocomponent.

În acest caz, înainte de prima comprimare (de la presiunea de vaporizare p0 la presiunea intermediară pi) în compresorul de joasă presiune KJP, vaporii de freon, uşor supraîncălziţi la ieşirea din vaporizatorul V (starea 1’), sunt supraîncălziţi până la starea 1” în schimbătorul de căldură recuperativ SCR, în care se realizează şi subrăcirea freonului lichhid condensat (procesul 4-4’). Deci comprimarea în KJP se desfăşoară de-a lungul procesului 1’’-2.

Restul proceselor sunt similare instalaţiei cu amoniac:- debitul Qm1 de vapori comprimaţi în KJP, supraîncălziţi, este introdus în butelia de

răcire intermediară BRI unde este răcit până aproape de starea de saturaţie (procesul 2-2’);

- în compresorul de înaltă presiune KIP are loc comprimarea finală 2’-3 (de la p i la pC) a debitului de vapori Qm rezultat din BRI;

- în condensatorul C sunt realizate procesele de desupraîncălzire a vaporilor (3-3’) şi de condensare (3’-4);

- freonul lichid este subrăcit pe seama vaporilor de freon în SCR (procesul 4-4’);- o parte din debitul de lichid (Qm – Qm1) este destins până la presiunea intermediară

pi în ventilul de laminare VLIP (procesul 4’-5);- restul debitului de freon lichid (Qm1) este subrăcit în serpentina plasată în BRI

(procesul 4’-6) şi laminat în VLJP (procesul 6-7) alimentând vaporizatorul V.Calculul termic se desfăşoară similar instalaţiei corespunzătoare pentru amoniac,

ţinând seama de particularităţile pentru freon.



Fig. 4. Schema teoretică a instalaţiei cu freon, în două trepte cu o temperatură de vaporizare

Fig. 5. Ciclul termodinamic al instalaţiei cu freon, în două trepte cu o temperatură de vaporizare




1. Sa se determine parametrii termodinamici ai unei instalatii frigorifice cu amoniac cu comprimare in doua trepte, cu o temperatura de vaporizare, care functioneaza in conditiile :

- temperaturile agentului racit = -35/-40 °C;

- agentul de racire: apa recirculata cu temperaturile =27/32 °C.

2. Sa se determine temperatura de vaporizare si temperaturile de supraincalzire pentru o instalatie frigorifica cu R134a cu comprimare in doua trepte, cu o temperatura de vaporizare, care functioneaza in conditiile :

- temperaturile agentului racit = -35/-40 °C;

- agentul de racire: apa recirculata cu temperaturile

=27/32 °C.

Pentru puterea frigorfica sa se determine debitele masice

si volumice (in aspiratia compresoarelor),puterile termice si electrice si coeficientul de performanta.


1. Temperatura de vaporizare ( ), de condensare ( )si de

subracire ( ):

= + =-40 – 3=-43 °C

= + =32 +3=35 °C

= + =27+5 =32 °C

Din tabelele pentru amoniac rezulta:

=f( ) = 0.61bar; = f( ) =13.5 bar;

Presiunea intermediara:

= = =2.87 bar

Temperatura intermediara:

=f( )=-10.2 °C

Similar, temperatura lichidului subracit in BRI, dependenta de temperatura din BRI,este:

= + = -10.2 + 14.8=5°C

Din tabelele si diagrama pentru amoniac rezulta parametrii termodinamici prezentati in tabelul I.

Tabel I-Parametrii termodinamici ai ciclului teoretic cu R717.Punct 1 2 2’ 3 3’ 4 4’ 5 6 7 8

θ-43 59.5 -10.2 99.5 35 35 32 -10.2 5 -43 -43

0.61 2.87 2.87 13.5 13.5 13.5 13.5 2.87 2.87 0.61 0.61



p(bar)h(kJ/kg) 1627 1840 1673 1896 1712 586.4 575 575 449.5 449.5 231

s(kJ/kgK) 7.23 7.23 6.67 6.67 - - - - - - -

v( /

kg)

1.81 0.6 0.42 0.13 0.096 0.0017 0.0017 0.06 0.0016 0.35 0.0014

x(-) 1 - 1 1 0 0 - 0.13 - 0.17 0

2. Temperaturile de vaporizare ( ) si de supraincalzire( ):

Bibliografie


Unitatea de învăţare nr. 5 CONDIŢIONAREA AERULUI

Cuprins Pagina


1 Compoziţia aerului atmosferic 56

2 Parametrii caracteristici ai aerului umed 57

3 Diagrama entalpie – conţinut de umiditate a aerului umed 61

4 Transformări ale aerului umed 64

5 Instalaţii de climatizare la bordul navelor 70

6 Calculul instalaţiei de aer condiţionat 73



6.1. Descriere 73

6.2. Funcţionare 74

6.3.Bilanţul termic al instalaţiei de aer condiţionat 75

6.4.Calculul sarcinii termice şi de umiditate pentru sezonul cald 76

6.5. Calculul tratării aerului în sezonul rece 78

Problemă rezolvată 79






cunoască diagrama aerului umed; calculeze parametrii aerului umed pentru diferite

aplicatii; cunoasca procesele de tratare a aerului umed.

1. COMPOZIŢIA AERULUI ATMOSFERIC

Aerul atmosferic este un amestec de aer uscat la care se adaugă vapori de apă şi alte impurităţi sub formă de gaze, vapori ai unor substanţe sau praf.

Compoziţia aerului uscat cu care se lucrează în prezent este prezentată în Tabelul 1. În compoziţia aerului uscat se consideră numai azotul şi oxigenul, ale căror participări sunt în proporţie de 79%, respectiv 21% (procente volumice) sau respectiv 77% şi 23% participări (procente) masice.

Deoarece azotul şi oxigenul se găsesc în procent mare în compoziţia aerului uscat, este permisă neglijarea participării celorlalte gaze care sunt sub 1% sau sub 1,32% (procente masice).

Tabelul 1. Compoziţia aerului uscatComponent Participaţii

volumice%

Participaţii masice

%Azot N2 78,087 75,52Oxigen O2 20,95 23,15Argon Ar 0,93 1,282Dioxid de carbon CO2 0,93 0,046Neon Ne 18x10-4 12,5x10-4

Heliu He 5,24x10-4 0,72x10-4

Hidrocarburi 2,03x10-4 1,28x10-4

Metan CH4 1,5x10-4 0,8x10-4

Kripton Kr 1,14x10-4 3,3x10-4

Hidrogen H2 0,5x10-4 0,035x10-4

Oxid nitros N2O 0,5x10-4 0,8x10-4

Xenon Xe 0,08x10-4 0,036x10-4

Ozon O3 0,01x10-4 0,015x10-4

Radon Rn 6x10-18 7x10-17

99,9999 99,9999

Vaporii de apă prezenţi în atmosferă variază de la 0,02%, în condiţii de deşert, până la 4% în zonele ecuatoriale. Aerosolii reprezintă impurităţile din aer ce includ toate substanţele naturale sau artificiale care pot fi aeropurtate. Acestea pot fi: solizi, lichizi, gaze sau vapori sub formă de particule, molecule sau amestecuri ale acestora, fiind în general mai grele ca aerul.



Aerul umed este un amestec format din aer uscat şi vapori de apă. Aerul umed este considerat un model fizic şi matematic în procesele termodinamice de transformare a stării aerului.

2. PARAMETRII CARACTERISTICI AI AERULUI UMED

Starea aerului umed şi evoluţia lui în diferite procese sunt caracterizate de parametrii de stare clasici, respectiv temperatură şi presiune, şi mărimile caracteristice amestecului respectiv, umiditate, densitate, căldura masică şi entalpie masică (specifică).

Presiunea aerului

Presiunea totală, p, a unui amestec ce ocupă un volum dat reprezintă suma presiunilor parţiale ale componenţilor acestora.

Presiunea totală a aerului umed se determină cu legea lui Dalton, aerul umed fiind un amestec de aer uscat şi vapori de apă, rezultă relaţia:

(1)

Astfel, presiunea parţială a vaporilor de apă creşte cu creşterea cantităţii de vapori conţinuţi în aerul umed, până la atingerea valorii maxime, când aerul este saturat ( la saturaţie).

În instalaţiile de climatizare şi ventilare presiunea aerului nu este uniformă, unele fiind în suprapresiune, iar altele în subpresiune faţă de presiunea atmosferică denumită şi barometrică, . În calculele practice se consideră că presiunea este egală cu presiunea barometrică în întreaga instalaţie, rezultând: , eroarea fiind sub 1%.

Presiunea barometrică, , are o valoare medie de 1013 mb la nivelul mării şi prezintă o scădere exponenţială cu altitudinea. Expresia matematică a acesteia este:

(2)

în care este presiunea parţială a aerului uscat.

Temperatura aerului

Aerul umed este caracterizat de trei temperaturi:- temperatura termometrului uscat;- temperatura termometrului umed;- temperatura punctului de rouă.Temperatura termometrului uscat (t) este definită ca fiind temperatura măsurată cu un

termometru protejat împotriva radiaţiilor termice; termometrul fiind ecranat faţă de radiaţiile solare şi vânt.

Temperatura după termometrul umed (t’) defineşte temperatura măsurată cu termometrul obişnuit, având rezervorul înfăşurat într-un tifon de vată îmbibat cu apă.

Temperatura termometrului umed este mai mică decât cea indicată de termometrul uscat. Până la saturaţie, aerul preia vaporii de la tifonul îmbibat în apă, şi implicit de la rezervorul termometrului umed. Această temperatură se mai numeşte şi temperatura de saturaţie izentalpică şi izobară a aerului umed.

Pentru aerul nesaturat temperatura termometrului umed va fi mai coborâtă, , pe când pentru aerul saturat va indica aceeaşi temperatură cu cea a termometrului uscat, .



Temperatura punctului de rouă ( ) este temperatura la care începe condensarea vaporilor de apă, la răcirea izobară a aerului umed cu un conţinut de umiditate constant.

Cu cât temperatura aerului este mai ridicată, cu atât capacitatea lui de a prelua vapori este mai mare. Cu cât temperatura este mai scăzută, cu atât capacitatea de a reţine vapori de apă este mai redusă.

Pentru aerul nesaturat, valoarea temperaturii după termometrul umed este cuprinsă între valoarea temperaturii după termometrul uscat şi valoarea temperaturii punctului de rouă:

.

Iar pentru aerul saturat, valorile temperaturilor după termometrul umed, după termometrul uscat şi valoarea temperaturii punctului de rouă sunt egale:

.

Umiditatea aerului umed

Umiditatea aerului este exprimată prin următoarele mărimi: conţinutul de umiditate, umiditatea specifică, umiditatea absolută şi umiditatea relativă.

a) Conţinutul de umiditate (x) este o mărime nespecifică deoarece se raportează la 1 kg de aer uscat şi nu de aer umed şi este definit ca fiind masa vaporilor de apă raportată la masa de aer uscat:

(3)

În transformările de stare ale aerului se schimbă, în timp ce rămâne stabil.

Utilizând ecuaţia de stare a gazelor perfecte pentru kg aer uscat şi kg vapori de apă, în amestecul având volumul , rezultă relaţiile:

(4)

unde: - presiunea parţială a aerului uscat - presiunea parţială a vaporilor de apă

- constanta caracteristică a aerului uscat

- constanta caracteristică a vaporilor de apă

- greutatea moleculară a aerului uscat [kg/kmol]

- greutatea moleculară a vaporilor de apă [kg/kmol]

- constanta universală a gazelor

(5)

Astfel, conţinutul de umiditate va fi:



(6)

Introducând valorile constantelor caracteristice, şi , rezultă:

(7)

unde: este presiunea barometrică .

b) Umiditatea specifică a aerului umed (ξ) reprezintă conţinutul de vapori de apă dintr-un kg de amestec:

(8)

c) Umiditatea absolută (a) este masa vaporilor de apă conţinuţi într-un m3 de aer umed, deci se măsoară prin densitatea vaporilor din amestec:

(9)

Din ecuaţia de stare vom avea:

(10)

d) Umiditatea relativă (φ) reprezintă raportul dintre conţinutul de vapori de apă ai aerului la un moment dat (la o presiune atmosferică şi o anumită temperatură) şi conţinutul maxim de vapori de apă pe care l-ar putea îngloba aerul, în aceleaşi condiţii de presiune şi temperatură.

Deci, umiditatea relativă se exprimă prin raportul dintre umiditatea absolută şi

cea corespunzătoare saturaţiei :

(11)

Densitatea aerului umed (ρ)

Masa aerului umed se scrie sub forma: (12)

Aplicând legile gazelor perfecte pentru vapori şi aer uscat obţinem:



, (13)

şi ţinând seama de faptul că , prin prelucrarea relaţiilor rezultă:

(14)

Constatăm astfel că la aceeaşi temperatură şi presiune barometrică, densitatea aerului umed este mai mică decât cea a aerului uscat.

Căldura specifică a aerului umed (cp)

În tehnica ventilării şi climatizării aerului, căldura masică variază cu temperatura şi presiunea. Deoarece variaţiile de presiune faţă de presiunea atmosferică sunt foarte mici, procesele sunt considerate izobare.

În acest caz valorile medii ale căldurii masice pentru domeniul de temperatură situat între -200C şi +800C, cu care se lucrează în domeniul climatizării, se pot lua:

- pentru aerul uscat:

- pentru vaporii de apă:

Căldura masică a aerului umed, , se calculează cu relaţia:

(15)

respectiv:(16)

unde x este conţinutul de umiditate.

Entalpia specifică a aerului umed (h)

Entalpia aerului umed este cantitatea de căldură existentă în amestecul de aer uscat şi vapori de apă. Acestea se calculează în funcţie de entalpia celor două componente ale amestecului.

Entalpia specifică a aerului uscat este:

(17)

Entalpia specifică a vaporilor de apă este:

(18)

(sau r) - căldura latentă specifică de vaporizare a apei

Bilanţul conţinutului total de căldură al amestecului:

(19)

Din definiţia lui „x” rezultă:



(20)

(21)

Cum , obţinem:

(22)

3. DIAGRAMA ENTALPIE – CONŢINUT DE UMIDITATE A AERULUI UMED

Analiza proceselor în care intervine aerul umed se realizează cu ajutorul diagramelor specifice, una din acestea fiind diagrama entalpie-conţinut de umiditate (diagrama Mollier). Construcţia acestei diagrame are la bază relaţia de definiţie a entalpiei aerului umed. Lucrând cu acestă diagramă, o stare dată a aerului umed se poate preciza complet, prin toate mărimile sale caracteristice: h, x, t, φ. În digrama (h-x) axele sunt înclinate iar unghiul dintre axa umidităţii Ox şi axa entalpiei Oh este de 135º. Pentru a simplifica lucrul cu această diagramă, valorile conţinutului de umiditate, x, sunt transferate de pe axa reală înclinată, pe axa orizontală. Izoterma de 0oC este orizontală. Liniile de entalpie constantă sunt paralele cu axa 0x înclinată, iar liniile de conţinut de umiditate constantă sunt paralele cu axa Oh. Temperatura este măsurată în grade Celsius, iar izotermele alcătuiesc un fascicul divergent de drepte.

În Figura 1 sunt reprezentate mărimile caracteristice ale aerului umed într-o stare dată, A: temperatura tA, entalpia hA, umiditatea relativă φA şi conţinutul de umiditate xA.

În Figura 2 este reprezentată trecerea aerului umed dintr-o stare iniţială A, într-o stare finală B, evoluţie caracterizată de variaţia de entalpie specifică Δh şi de variaţia de umiditate Δx. Raza procesului (ε) este mărimea care indică sensul trecerii şi este exprimată de raportul:

(23)


Fig. 1. Reprezentarea mărimilor caracteristice ale aerului umed în starea A


Fig. 2. Reprezentarea evoluţiei aerului umed din starea B, în starea A, printr-un proces de rază ε

Raza procesului este reprezentată în diagrama h–x prin direcţiile ε, amplasate pe marginea diagramei. Raza pozitivă indică procesele de încălzire, iar raza negativă este specifică răcirii. Direcţia verticală cu reprezintă încălzirea fără variaţia conţinutului de umiditate, x. Direcţia verticală cu reprezintă răcirea fără variaţia conţinutului de umiditate. Direcţia caracterizează un proces de entalpie constantă.

În Figura 3 este reprezentată o evoluţie a aerului umed care are loc la x=ct. Se observă că:

răcirea aerului umed într-o baterie de răcire prin care circulă un agent termic rece duce la scăderea entalpiei şi a temperaturii aerului, iar umiditatea relativă a acestuia creşte (procesul A-B).

încălzirea aerului umed într-o baterie de încălzire duce la creşterea entalpiei şi a temperaturii, iar umiditatea relativă scade (procesul B-A).



Fig. 3. Evoluţia aerului umed la un conţinut de umiditate constant





















6. CALCULUL INSTALAŢIEI DE AER CONDIŢIONAT

Scopul instalaţiei de aer condiţionat este de a asigura condiţii optime de microclimă în compartimentele de locuit şi publice.

6.1. Descriere

Considerăm o navă de 7800 tdw.Nava este dotată cu o instalaţie de aer condiţionat pentru cabine şi o centrală separată

pentru PCC. Instalaţia funcţionează în următoarele condiţii de temperatură şi umiditate relativă (Tabelul 2):

Tabelul 2. Condiţiile de funcţionare a instalaţiei

Temperatura exterioară

UmiditateTemperatura

interioarăUmiditate

Vara 35oC 70% 28oC 50%Iarna –25oC 80% 20oC 50%



În timpul verii instalaţia lucrează cu aer recirculat în proporţie de 40%, iar pe timp de iarnă cu 100% aer proaspăt. Aerul este distribuit spre compartimente printr-o reţea de conducte conectate la distribuitoarele de aer din cabine.

Recircularea se realizează printr-o tubulatură separată care preia aerul din culoarele suprastructurii.

Evacuarea aerului se face prin guri de evacuare pe punte liberă.

Postul de comandă din CM este dotat cu centrală de condiţionare proprie.Agregatul de condiţionare se compune din:

Fig. 15. Schema de principiu:F – filtru de praf; BPI – preîncălzitor de aer; U – cameră de tratare aer cu apă (pulverizare); BR – răcitor de aer (baterie de răcire); BRI – reîncălzitor de aer; V1 – ventilator refulare aer; V2 – ventilator evacuare aer; CR – clapetă reglaj pe conducta de aer; AE – aer evacuat în exterior; AP – aer proaspăt din exterior;

AC – aer condiţionat (refulare în încăpere)

6.2. Funcţionare

Aerul proaspăt (sau în amestec cu cel reciclat) este aspirat de către ventilator, care îl refulează prin nişte schimbătoare de căldură care, în funcţie de temperatura exterioară, sunt în stare de funcţionare sau nu.

Pe timpul iernii se foloseşte pentru încălzirea aerului o baterie de încălzire cu abur (la 3 bari) care aduce aerul în starea necesară refulării din instalaţie. Înaintea ieşirii din instalaţie, aerul este umidificat prin injectarea directă de abur în aerul ieşit din bateria de încălzire.

Pe timpul verii, aerul refulat de ventilator este trecut pe rând, întâi printr-o baterie de răcire cu freon, iar apoi este reîncălzit până la temperatura necesară într-o baterie de reîncălzire. Freonul care se foloseşte în instalaţia de răcire, după ce este comprimat în compresor, este trecut printr-un separator de ulei, apoi intră în condensator unde este răcit cu apă de mare şi este condensat, după care, din valvulele de expandare, intră direct în vaporizator, care este de fapt chiar bateria de răcire. Apoi freonul este trimis din nou la compresor, după care ciclul se repetă.



6.3. Bilanţul termic al instalaţiei de aer condiţionat

Calculul debitului de aer necesarPentru calculul debitului de aer condiţionat furnizat de instalaţie se consideră numărul

de schimburi de aer pe oră necesar fiecărei încăperi condiţionate. Conform documentaţiei tehnice a navei acest număr este de 8...7 schimburi pe oră pentru cabine de locuit şi minim 10 schimburi pe oră pentru încăperile publice cum ar fi: săli de mese, sala hărţilor, staţia radio etc. Pe baza acestor date se poate calcula debitul de aer total necesar. Astfel se consideră toate încăperile de pe fiecare punte în parte (Tabelul 3).

Tabelul 3

Puntea ÎncăpereaVolum

[m3]Număr

schimburi

Debit de aer necesar [m3/h]

Punte navigaţie

TimonerieCompartiment hărţiCompartiment radioCompartiment radar

Puntea promenadă

PilotOfiţer radioOfiţer I navigaţieDormitor CDTSalon CDTOfiţer III navigaţie

Puntea bărcii

Radio telegrafistOfiţer II navigaţieŞef electricianMedicCabinet medicIzolator

Puntea suprastructură

Salon echipajSală de mese echipajOfiţer electricianOfiţer mecanic IIIOfiţer mecanic IIOfiţer mecanic IDormitor şef mecanicSalon şef mecanicBucătarOspătarOspătarSalon + careu ofiţeri

Punte principală 2 marinarimarinarmarinarmarinarTimonierTimonierŞef timonierNostrom



Comp. giro busolămarinarBirou punteStaţie amplificaremecanic + strungarMecanicMecanicMecanicMecanicMecanic2 practicanţi2 practicanţi

TOTAL

6.4. Calculul sarcinii termice şi de umiditate pentru sezonul cald

Pentru calculul sarcinii termice se va considera o cabină de dimensiuni medii, locuită de o singură persoană. Camera are dimensiunile L x l x h şi V = L x l x h. Sarcina termică reprezintă suma tuturor degajărilor de căldură de la aparate, pierderilor şi degajărilor de căldură din interior şi exterior. Calculul cât mai exact al valorii sarcinii termice este o problemă foarte importantă pentru proiectarea unei instalaţii de condiţionarea aerului.

Degajări de căldură de la iluminatul electric

Cabina are două lămpi cu incandescenţă (o veioză la pat şi una pe masă) şi 3 lămpi fluorescente, două în tavanul încăperii şi una la oglindă. Căldura degajată de la lămpile cu incandescenţă este:

(45)unde:

S – coeficient de simultaneitate reprezentând raportul dintre puterea lămpilor în funcţiune şi puterea totată instalată.P – puterea instalată totală [W]

Căldura degajată de om

În funcţie de efortul depus şi de temperatura mediului ambiant oamenii degajă cantităţi diferite de cădură sensibilă prin piele şi de căldură latentă, conţinută în vaporii de apă rezultaţi din respiraţie şi transpiraţie.

Exemplu: Un om adult depunând o muncă uşoară la 30oC va degaja o cantitate de cădură:

Căldura pătrunsă prin peretele exterior

Pentru a putea calcula această cantitate de căldură trebuie, înainte de toate să se calculeze valoarea coeficientului total de transfer de căldură; acesta este:



(46)

unde:α1 – coeficientul de transmitere a căldurii prin convecţie la exteriorul pereteluiα2 – coeficientul de transmitere a căldurii prin convecţie la interiorul pereteluiδ – grosimea unui strat component din structura pereteluiλ – conductivitatea termică a stratului respectiv.

Coeficientul de convecţie din partea aerului exterior se calculează folosind relaţia criterială:

unde:Re – numărul Reynolds;ω – viteza aerului pe lângă pereteω = 10 m/sl – lungimea pereteluiν – viscozitatea cinematică a aeruluiλ – conductivitatea termică a aerului

Valoarea coeficientului de transfer de căldură prin convecţie pe partea aerului din interior se poate neglija datorită vitezei foarte mici a aerului interior pe lângă perete.

Se calculează căldura pătrunsă în încăpere din afară prin peretele exterior după formula:

(47)

unde:Sp – suprafaţa peretelui exterior mai puţin suprafaţa ferestrei.

Căldura solară transmisă prin ferestre

Fluxul de căldură transmis instantaneu în încăpere prin ferestre este afectat de o serie de factori şi anume: calitatea geamurilor, numărul de rânduri de geamuri, poziţia ferestrei faţă de soare, gradul de umbrire provocat de cornişe, balcoane sau alte dispozitive de protecţie împotriva însoririi (jaluzele, draperii, rulouri, ecrane).

Ecuaţia de calcul care ţine seama de toţi aceşti factori precum şi de parametrii care determină intensitatea radiaţiei solare primite de fereastră are forma generală:

(48)unde:

u – factor de umbrire cu draperii interioare semi-închiseu = 0,61

c – factor de corecţie pentru calitatea geamuluic = 0,94

Ff – factor de corecţie pentru tipul ferestrei



Fa – factor de corecţie pentru latitudineFa = 1

Fc – factor de corecţie pentru claritatea atmosfereiFc = 0,95

qs – densitatea fluxului de căldură transmis instantaneu în încăpere de suprafaţa însorită a ferestrei

qs = 760 W/m2

Sarcina termică

Sarcina termică în sezonul cald va fi suma tuturor acestor degajări şi aporturi de căldură:

(49)

6.5. Calculul tratării aerului în sezonul rece

Calculul tratării aerului în aces caz este asemănător celui din sezonul cald.

Calculul fluxului de căldură ce se pierde prin peretele exterior

Considerăm aceeaşi cameră iar coeficientul global de transfer de căldură îl luăm acelaşi ca şi în sezonul cald.

Căldura cedată în exterior va fi:

(50)

Căldura cedată în exterior prin ferestre

La fel, neglijând radiaţia solară, căldura cedată în exterior va fi în acest caz:

(51)

Căldura degajată de om

Un om adult depunând un efort uşor va degaja la temperatura camerei de 20oC o cantitate de căldură:

Sarcina termică

Considerând degajările de căldură de la iluminat aceleaşi ca şi în perioada de vară, va rezulta sarcina termică a încăperii pentru sezonul rece:



(52)

Sarcina de umiditate

Cantitatea de vapori degajată de un om adult depunând un efort uşor la temperatura camerei de 20oC va fi:

Probleme rezolvate

1. O navă de croazieră acostează în Portul Hong Kong. Temperatura exterioară este de şi umiditatea relativă este de 80%. Să se citească, utilizând diagrama (h – x) temperatura punctului de rouă.

Rezolvare:

Se fixează în diagrama Molliere (h – x) starea aerului exterior. Se coboară perpendicular, până la intersecţia cu . Prin punctul de intersecţie se trasează izoterma punctului de rouă:

.

2. Intr-o cabina este necesar sa se realizeze parametrii:

si . In acest scop, aerul exterior cu si

este supus unui proces de conditionare astfel incat sa

preia degajarile de caldura si umiditate din incapere ale caror valori

sunt: si . Debitul de aer introdus in

incapere este L=4 kg/s. Sa se determine:1. Parametrii aerului introdus in incaperi;

2. Sarcina termica a baterie de incalzire a aerului ( );

3. Cantitatea de umiditate preluata de catre aer in procesul de umidificare;

4. Temperatura pana la care trebuie incalzit aerul.Rezolvare :Pentru aerul interior :

kJ/kg .

Pentru aerul exterior:

kJ/kg .

1.



Din diagrama aerul umed rezulta:

4. Din diagrama aerului umed rezultă pentru

si



Bibliografie



COMPRESOARE FRIGORIFICE

Cuprins Pagina


1 Generalităţi 92

2 Lucrul mecanic consumat de compresorul cu piston teoretic şi real 93

3 Influenţa spaţiului mort: reducerea debitului de vapori aspiraţi 95

4 Influenţa laminării vaporilor în supape 96

5 Influenţa supraîncălzirii vaporilor în conducta de aspiraţie 97

6 Influenţa neetanşeităţilor 97

7 Randamentul volumic al compresorului 97

8 Randamentul indicat 99

9 Randamentul mecanic, 100



10 Puterea totală consumată, PT 100

11 Alegerea compresoarelor 101

12 Compresoare elicoidale sau compresoare cu şurub 102

12.1. Compresorul birotor (dublu şurub) 102

12.2. Compresorul monorotor (monoşurub) 105

13 Aspecte comune ale compresoarelor elicoidale 106

Probleme rezolvate 107

Lucrare de verificare – unitatea de învăţare nr. 7 108







cunoasca funcţionarea reală a compresoarelor frigorifice;

cunoască coeficienţii de lucru ai compresoarelor frigorifice;

modalitatea de alegere a compresoarelor frigorifice.

1. GENERALITĂŢI

Rol: Aspiră vaporii reci din din vaporizator şi îi refulează în condensator, la o presiune ridicată.

La bordul navelor de transport (cu excepţia transportoarelor frigorifice) se realizează temperaturi de vaporizare (t0) după cum urmează:

- pentru instalaţiile de cambuză,

- pentru instalaţiile de climatizare.Aceste temperaturi, împreună cu condiţiile de exploatare (funcţionare automatizată,

fără supraveghere permanentă), impun utilizarea compresoarelor frigorifice cu piston funcţionând într-o treaptă de comprimare.

COMPRESOARELE INSTALAŢIEI FRIGORIFICE DE CAMBUZĂ

compresorul este prevăzut cu robinete de aspiraţie şi de refulare, care sunt utile când este necesară separarea compresorului de restul instalaţiei;

compresorul este dotat cu separator de ulei; uleiul separat este returnat în baia de ulei datorită diferenţei de presiune dintre separator şi baie;

baia de ulei se montează în partea inferioară a carterului (pe carter se montează blocul cilindrilor); baia asigură alimentarea permanentă a pompei de ungere;

în baia de ulei există un încălzitor electric care, prin ridicarea temperaturii uleiului, asigură vaporizarea agentului frigorific;

la aspiraţia compresorului există un filtru de vapori care îl protejează de pătrunderea unor particule solide, care sunt antrenate de vapori din restul instalaţiei;pe compresor sunt montate

- 3 manometre - de aspiraţie- de refulare- de ulei

- 2 presostate - presostat combinat de joasă şi înaltă presiune- presostat dierenţial de ulei

pentru protejarea compresorului contra suprapresiunilor din refulare, există între refulare şi aspiraţie, o supapă de siguranţă (un by-pass); dacă presiunea pe refulare creşte, se deschide supapa de pe by-pass, permiţându-se trecerea agentului din refulare în aspiraţie, până când presiunea de refulare scade sub cea maximă de lucru.



COMPRESOARELE FRIGORIFICE CU PISTON MONTATE LA BORDUL NAVELOR DE PESCUIT OCEANIC ŞI TRANSPORTOARELOR FRIGORIFICE

La bordul acestora se întâlnesc, pe lângă instalaţiile de cambuză şi climatizare, două tipuri de instalaţii tehnologice:

I. instalaţii de prerăcire a peştelui şi instalaţii de răcire a magaziilor de făină de peşte – sunt instalaţii frigorifice dotate cu compresoare frigorifice cu piston într-o treaptă de comprimare (ca şi instalaţiile de cambuză şi climatizare);

II. instalaţii de congelare a peştelui şi instalaţii de răcire a magaziilor de păstrare a peştelui congelat – sunt instalaţii frigorifice dotate cu compresoare cu piston în două trepte de comprimare sau cu compresoare elicoidale (pentru că se lucrează cu ).

2. LUCRUL MECANIC CONSUMAT DE COMPRESORUL CU PISTON TEORETIC ŞI REAL

Compresorul teoretic cu piston nu are spaţiu mort, gazul de lucru este perfect, se neglijează pierderile de masă şi energetice şi frecările.

Lucrul mecanic consumat:

Fig. 1 Ciclul compresorului 1 – 2 compresie politropă – pVn = constteoretic cu piston 1 – 2 compresie adiabată – pVk = const

Dacă vom considera compresia 1 – 2 izotermă, adiabată şi politropă, din figura de mai jos reiese că lucrul mecanic consumat la compresia izotermă este minim (aria haşurată).



Fig. 2 Lucrul mecanic minim

Din vdp=-δlt (lucrul mecanic tehnic) şi considerând compresia adiabată, din lt = -kl, obţinem:

În timpul funcţionării reale, performanţele compresorului (debitul volumic aspirat, raportul de compresie, puterea consumată) se modifică nefavorabil faţă de funcţionarea teoretică. Acest lucru se datorează existenţei unui spaţiu mort (necesar amplasării supapelor), a pierderilor de presiune la curgerea vaporilor prin supape, a supraîncălzirii vaporilor în aspiraţia compresorului, a pierderilor de gaz prin neetanşeităţi, cât şi prin abaterea vaporilor de la legile gazelor perfecte. Aprecierea performanţelor reale comparativ cu cele teoretice se poate exprima cantitativ cu ajutorul unor coeficienţi de lucru.

Fig. 3. Ciclul compresorului real cu pistonÎn situaţii în care raportul de comprimare (raportul dintre presiunile de condensare şi

vaporizare) creşte, capacitatea frigorifică a instalaţiei scade substanţial. În acest caz se recurge la compresia în mai multe trepte. Mai jos se determină presiunea intermediară, la o compresie în două trepte.



dar

3. INFLUENŢA SPAŢIULUI MORT: REDUCEREA DEBITULUI DE VAPORI ASPIRAŢI

Abaterea de la funcţionarea teoretică este apreciată de „coeficientul spaţiului mort (vătămător)”, .

Notăm: , coeficientul

spaţiului mort,

, coeficientul

relativ al spaţiului mort

p0 – presiunea de vaporizare,



pc – presiunea de condensare3 – 4 destindere politropă

4. INFLUENŢA LAMINĂRII VAPORILOR ÎN SUPAPE

Având în vedere pierderile de presiune la curgerea vaporilor prin supape, în realitate compresorul va funcţiona de la o presiune mai mică în aspiraţie ( ), până la o presiune mai mare în refulare ( ). Diferenţele de presiune şi sunt necesare pentru învingerea inerţiei şi frecărilor din supape. Astfel, procesul de comprimare va decurge după curba 2–3 din Figura 4 b.

Fig. 4. Funcţionarea reală a compresorului cu piston alternativ.



Debitul volumic de vapori aspiraţi va fi corectat de coeficientul de laminare a vaporilor în supapa de aspiraţie, :

(1)

unde bar.

5. INFLUENŢA SUPRAÎNCĂLZIRII VAPORILOR ÎN CONDUCTA DE ASPIRAŢIE

În conducta de aspiraţie a compresorului (de la vaporizator, la amoniac, sau de la supraîncălzitor, la freoni) vaporii vor suferi o supraîncălzire , ce va mări volumul lor masic, încât debitul volumic aspirat de compresor se va reduce. Această reducere a debitului este apreciată de coeficientul de încălzire, :

(2)

unde este temperatura de aspiraţie teoretică (K).

6. INFLUENŢA NEETANŞEITĂŢILOR

Pierderile de gaz prin neetanşeităţile compresorului, dependente de construcţia acestuia, dar şi de agentul frigorific, sunt apreciate de coeficientul de etanşeitate, :

(3)

7. RANDAMENTUL VOLUMIC AL COMPRESORULUI

Toate diminuările debitului volumic al compresorului sunt apreciate de randamentul său volumic, , numit şi grad de livrare:

, (4)

Valorile randamentului volumic pentru compresoare alternative cu amoniac se pot determina

şi din nomograma prezentată în figura 5, funcţie de raportul de compresie .

Fig. 5. Randamentul volumic funcţie de raportul de compresie .



Cu ajutorul randamentului volumic , se poate aprecia debitul volumic real al compresorului .

În situaţia de proiectare (alegere) a unui compresor debitul volumic ce trebuie aspirat în realitate se determină conform Figurii 6.

Fig. 6. Determinarea debitului volumic real pentru dimensionarea (alegerea) unui compresor.

(m3/h) (5)

unde este debitul volumic teoretic al compresorului, în m3/h.

În situaţia de verificare a debitului unui compresor existent debitul volumic real aspirat se determină conform Figurii 7.

Fig. 7. Determinarea debitului volumic real, realizat de un compresor existent.

(6)

unde cilindreea orară a compresorului.

(7)

cu d – alezajul compresorului (m); N – numărul de cilindrii; l – cursa pistonului (m); n – rotaţia arborelui (turaţii/min).

8. RANDAMENTUL INDICAT

Compară puterea teoretică de compresie , cu puterea indicată .



Puterea teoretică depinde de lucrul mecanic masic, teoretic, de comprimare adiabatică, şi de debitul masic de vapori aspiraţi în compresor.

(kW) (8)

unde sunt entalpiile masice ale vaporilor de agent frigorific în refularea, respectiv în aspiraţia compresorului (kJ/kg).

Puterea indicată este cea care trebuie dată în realitate pistonului pentru a-l deplasa cu cursa l, învingând forţa vaporilor din cilindru.

(9)

cu b – coeficient dependent de construcţia compresorului şi de agentul frigorific: b=0.001 la compresoare verticale cu amoniac,

b=0.0025 la compresoare verticale cu freoni.Valorile lui se pot determina şi grafic din nomograma prezentată în Figura 8 în

funcţie de şi .

Fig. 8. Valorile randamentului indicat în funcţie de şi .

9. RANDAMENTUL MECANIC,

În realitate compresorul funcţionează cu un raport de compresie mai mare, pentru a învinge inerţiile şi frecările din supape (figura 1). Puterea furnizată arborelui compresorului trebuie să învingă şi frecările din lagăre, bielă, manivelă şi segmenţi–cilindru. În plus, debitul volumic real aspirat de compresor este mai mare ( ).

Astfel, puterea efectivă consumată de compresor, va fi mai mare decât cea indicată:

(kW) (10)unde este puterea de frecare, dată de relaţia:

(kW) (11)cu – presiunea de frecare, cu valorile:

(0.4...0.6)·105 N/m2 la compresoare în echicurent,(0.2...0.4)·105 N/m2 la compresoare în contracurent.



Randamentul mecanic , raportează puterea efectivă la cea indicată:

(12)

10. PUTEREA TOTALĂ CONSUMATĂ, PT de motorul de antrenare a compresorului este apreciată de randamentul de transmisie de la motor la compresor (elastică sau rigidă):

(13)

Deci puterea totală consumată este dată de relaţia:

(kW) (14)

11. ALEGEREA COMPRESOARELOR

Tipul şi numărul de compresoare necesar instalaţiei frigorifice se determină în 2 moduri:

- pe baza debitului real aspirat, Acesta se determină cu relaţia dată anterior şi se compară cu cilindreea orară totală

a celor NA compresoare active, obţinută din tabelele cu caracteristicile furnizate de constructor. Este necesară relaţia:

(m3/h) (15)

- pe baza puterii frigorifice dezvoltată de cele NA compresoare active.Este necesară relaţia:

(kW) (16)

Puterea frigorifică specifică realizată de un compresor este dependentă de caracteristicile geometrice ale compresorului, de proprietăţile termodinamice ale fluidului şi de condiţiile de lucru. Constructorul o prezintă sub formă de diagrame sau tabele, la diferitele condiţii de lucru. Pentru compararea performanţelor, Institutul Internaţional al Frigului (IIF) a propus o serie de condiţii de referinţă, denumite normale (Tabelul 1).

Din totalitatea tipurilor de compresoare disponibile se va alege tipul şi numărul necesar, care vor reprezenta un optim atât al consumului energetic, cât şi al investiţiei şi exploatării. Astfel, se recomandă:

(17)

Suplimentar compresoarelor active, se vor prevedea şi un număr de compresoare de rezervă, . Din experienţă, se consideră necesar 1 compresor de rezervă pentru 1...4 compresoare active.

Numărul total de compresoare instalate va fi deci:

(18)

Tabelul 1. Condiţii normale de funcţionare a compresoarelor (după IIF)



GrupaTemperatura de vaporizare (oC)

Temperatura agentului frigorific în aspiraţia compresorului (oC)

Temperatura de condensare

(oC)

Domenii de utilizare

IIIIIIIV

-25-15-5+5

+20+20+20+20

+40+40+40+40

Agenţi halogenaţi

(Freoni)

VVIVIIVIII

-25-15-5+5

-100

+5+15

+35+35+40+40

Amoniac

IXXXIXIIXIII

-40-40-40-30-30

-25-25-25-15-15

+35+5-15+5-15

Compresie în mai multe

trepteCompresie

booster

12. COMPRESOARE ELICOIDALE SAU COMPRESOARE CU ŞURUB

Scurt istoricIntroducerea acestora în tehnica frigului este relativ recentă, 1955 pentru

compresoarele birotor, respectiv 1971 pentru compresoarele monorotor.Interesul pentru utilizarea acestor maşini în tehnica frigului a crescut rapid, iar în 1985

erau instalate în lume în jur de 60000 de asemenea compresoare în diferite domenii de utilizare: congelare, răcire, grupuri pentru răcirea apei, pompe de căldură, etc. Pentru a le putea utiliza în toate domeniile tehnicii frigului, toţi constructorii au realizat numeroase modificări şi adaptări, în vederea înlocuirii compresoarelor cu piston.

La ora actuală s-au impus două tipuri de asemenea compresoare, aşa cum se observă în tabelul următor, care prezintă câţiva furnizori de pe plan mondial şi caracteristicile maşinilor produse de aceştia. Se observă că o răspândire mult mai largă o au compresoarele birotor.

Tabelul 2. Furnizori de compresoare elicoidale şi caracteristicile acestora

Ţara Constructorul Tipul Debit [m3/h]

Variante* Agenţi

GermaniaBitzer birotor 84...220 D – SE

R22R502

MAN G.H.H. birotor 209...600 D toţi agenţii

Danemarca Sabroe birotor 96...455 DAmoniacR22

Marea Britanie

APV Baker Ltd.

monorotor 12....660 Dtoţi agenţii

Howden birotor 236...800 D toţi agenţii

JaponiaDaikin monorotor 141...201 SE R22Hitachi birotor 137...767 D – SE toţi agenţiiMycom birotor 140...214 D toţi agenţii

Olanda Grasso birotor toţi agenţiiSuedia Stal birotor 245...5750 D toţi agenţiiS.U.A.

Dunham Bush birotor 135...769 ER22R502



Frick/York birotor 126...3317 DamoniacR22

Sullair birotor 627...841 D toţi agenţii* D – deschise; SE – semiermetice; E – ermetice

12.1. Compresorul birotor (dublu şurub)Comprimarea – Cele mai importante elemente constructive de care depinde procesul

de comprimare sunt geometria rotoarelor şi volumul index.

ROTOARELE au cel mai adesea geometria realizată după licenţa Sveridge Rotor Maskiner (SRM), cu un rotor tată având 4 lobi şi un rotor mamă având 6 canale, ca în Figura 9, dar există şi realizări cu 5 lobi şi 6 respectiv 7 canale. Debitul acestor compresoare depinde de diametrul şi lungimea rotoarelor, ca şi de turaţia acestora.

Fig. 9. Rotor tată cu 5 lobi şi rotor mamă cu 7 canale

Începând din 1980, odată cu reducerea diametrelor rotoarelor pâna la cca. 100 mm şi creşterea turaţiei acestor rotoare mici până la 2950 rot/min, au fost create noi tipuri de profile pentru rotoare, denumite Sigma. S-a demonstrat că pentru un anumit profil dat, există o turaţie periferică optimă u≈50 m/s pentru rotoarele SRM, respectiv u≈15-20 m/s pentru rotoarele Sigma.

La ora actuală diametrele rotoarelor variază între 100 şi 300 mm. Mărimile caracteristice pentru aceste compresoare sunt diametrul D al rotorului şi raportul L/D dintrelungimea şi diametrul rotoarelor.

În Figura 10 este reprezentat un compresor birotor orizontal, iar în Figura 11 este reprezentat un compresor birotor vertical.



Fig. 10. Compresor birotor orizontal

Debitul volumic al acestor maşini se poate calcula cu relaţia:

unde: - a este un coeficient care depinde de tipul compresorului, de profilul şi unghiul de înfăşurare a lobilor;- D şi L sunt diametrul, respectiv lungimea rotorului;- n [rot/min] este turaţia rotorului.

VOLUMUL INDEX (Vi) caracterizează geometria fiecărui compresor în parte, iar randamentul indicat maxim ηi max se obţine atunci când:

, unde: Rc este raportul de comprimare, iar k este valoarea indicelui adiabatic, acesta din urmă depinzând de natura agentului de lucru.



Fig. 11. Compresor birotor vertical: 1 – rotor tată; 2 – rotor mamă; 3 – dispozitiv pentru reglarea puterii; 4 – dispozitiv pentru reglarea volumului index

De acest aspect trebuie să se ţină seama la alegerea compresorului, în funcţie de tipul procesului în care va fi utilizat (caracterizat de un domeniu precis pentru Rc), astfel încât Vi să aibă o valoare cât mai favorabilă. Există următoarele recomandări:

- Vi=2,5 pentru climatizare şi pompe de căldură (Rc≈5);- Vi=3,5 pentru procese de răcire (Rc≈8);- Vi=5 pentru congelare la temperaturi scăzute (Rc≈15).

Valorile recomandate pentru Vi au doar un caracter orientativ, dar reprezintă valorile medii uzuale pentru domeniile respective.

Din punct de vedere constructiv orificiul de aspiraţie este fix, iar cel de refulare este realizat din două zone, una fixă prelucrată în carter, iar una variabilă, creată de o piesă având dimensiunea fixată la montaj, amplasată în sertarul de variaţie a puterii frigorifice.

CARTERUL pentru aceste maşini este realizat din fontă etanşă (Ft 25 şi Ft 26), cilindrii fiind prelucraţi direct în corp, acesta din urmă fiind calculat pentru o presiune de 25 bar, este supus probelor hidraulice.

ROTOARELE sunt construite din oţel forjat sau din fontă cu grafit sferic, turnată sub vid, prelucrată mecanic cu mare precizie pe maşini unelte cu freze multiple. La marea majoritate a maşinilor de acest tip, rotorul tată antrenează rotorul mamă, dar noile profile permit şi antrenarea rotorului tată de către rotorul mamă, ceea ce permite creşterea vitezei şi în consecinţă a debitului vehiculat de compresor.

LAGĂRELE: cele patru paliere sunt lise, cu bile sau cu rulmenţi, eventual o combinaţie a celor două, datorită sarcinilor radiale mari. Aceste paliere sunt în general sensibil supradimensionate.

GARNITURA MECANICĂ (presgarnitura) este necesară pentru compresoarele de deschise şi se foloseşte acelaşi tip de garnitură ca la compresoarele cu piston.

12.2. Compresorul monorotor (monoşurub)



Comprimarea – pentru aplicaţiile din tehnica frigului, principalul constructor din Europa este societatea APV Baker Limited. Fabricaţia este bazată pe două serii, una cu un rotor satelit şi cealaltă cu două rotoare satelit. Un compresor monorotor cu un satelit este prezentat în Figura 12.

Aceste maşini sunt caracterizate de diametrul rotorului D, având valori uzuale între 175 şi 350 mm. Debitul circulat de aceste maşini se poate calcula cu relaţia:

unde: - B este un coeficient care depinde de geometria maşinii fiind caracteristic fiecărui constructor;- D este exprimat în m.

Uzual debitele au valori între 120 şi 5000 m3/h.

Fig. 12. Compresor monorotor: 1 – comanda sertarului de reglare a puterii frigorifice; 2 – garnitură mecanică; 3 – palier; 4 – rotor; 5 – sateliţi

Aceste compresoare prezintă aceeaşi particularitate în ce priveşte VOLUMUL INDEX Vi, ca şi cele birotor.

ROTORUL este din fontă, datorită proprietăţilor mecanice şi compatibilităţii cu agenţii frigorifici şi joacă acelaşi rol ca şi rotorul mamă de la compresoarele birotor. Este realizat cu 6 canale.

ROTOARELE SATELIT sunt construite dintr-un material compozit, prezintă 11 aripioare şi sunt antrenate de rotorul principal. Au acelaşi rol ca şi rotorul tată, separând practic maşina în două zone de comprimare independente identice (pentru variantele cu doi sateliţi).

CARTERUL este realizat dintr-o singură piesă, prin turnare, închide toate părţile mobile având însă şi capace demontabile pentru asigurarea accesului şi montarea pieselor.

LAGĂRELE pentru maşina cu doi sateliţi sunt proporţional mult mai puţin solicitate faţă de compresoarele birotor, deoarece efectele de comprimare sunt echilibrate ca urmare a simetriei orizontale a maşinii. Forţele radiale sunt practic nule deoarece pe de o parte canalele se sprijină pe faţa cilindrică externă a rotorului şi pe de altă parte pe ambele feţe ale rotorului este menţinută presiunea de aspiraţie. Efortul rezidual pe partea arborelui care iese în afară este preluat de un palier cu rulmenţi.

13. ASPECTE COMUNE ALE COMPRESOARELOR ELICOIDALE



Sistemul de ungere – asigură următoarele funcţii:- ungerea palierelor portante, a garniturii mecanice şi a pistonului de echilibrare;- comanda hidraulică a sertarului de variaţie a puterii frigorifice şi de pornire în gol;- ungerea rotoarelor care angrenează unul cu celălalt;- etanşeitatea între rotoare şi între rotoare şi stator, reducând şi pierderile dintre

partea de presiune ridicată şi cea de presiun joasă;- răcirea vaporilor comprimaţi, prin preluarea unei părţi importante din căldură;Datorită acestei ultime funcţii, este posibil ca un asemenea compresor să aibă

temperatura de refulare întotdeauna sub 100°C, deoarece se injectează un debit de ulei de 0,5-1% din debitul total al acestuia, la o temperatură de 40…60°C.

Sertarul de variaţie a puterii frigorifice – este o piesă esenţială pentru funcţionarea compresoarelor industriale, care în permanenţă trebuie să coreleze puterea frigorifică solicitată cu cea furnizată, respectiv să asigure variaţia debitului vehiculat.

- La maşinile birotor, sertarul este dispus la intersecţia celor două rotoare, culisează axial şi eliberează o parte mai mare sau mai mică din rotoare, realizând şi o întoarcere spre aspiraţie a unei părţi din vapori. Lungimea rotorului mascată de sertar, realizeză în continuare comprimarea. Comprimarea se realizează ca şi când raportul L/D ar fi variabil.

- La maşinile monorotor, există două sertare situate de o parte şi de alta a planului orizontal, care separă compresorul în două jumătăţi simetrice.

Tendinţe actualePrincipalele avantaje ale compresoarelor elicoidale, faţă de cele cu piston sunt

următoarele:- dimensiuni mai reduse;- greutate mai mică;- siguranţă mai mare în funcţionare;- întreţinere mai redusă;- nivel de vibraţie redus;- antrenarea realizată de motoare cu doi poli.Dezavantajele sunt următoarele:- preţul mai ridicat (serii de fabricaţie mai reduse, deci mai scumpe);- importanţa şi complexitatea mărită a circuitului de ungere;- nivelul de zgomot mai ridicat.

Pentru a nu mări numărul de rotoare (datorită costurilor de fabricaţie), anumiţi constructori asigură antrenarea atât de către rotorul tată, cât şi de către rotorul mamă, ceea ce permite realizarea cu aceeaşi pereche de rotoare, de debite în raportul 5 la 1. Alţi constructori prevăd antrenarea rotorului tată prin intermediul unui multiplicator de turaţie.

Progresele realizate în domeniul informaticii, atât în ceea ce priveşte modelarea cât şi fabricarea rotoarelor şi simplificarea sistemului de ungere, au permis realizarea de maşini mai ieftine, mai simple (prin suprimarea sertarului) şi mai silenţioase, atât deschise cât şi semiermetice, ca în Figura 13, sau chiar ermetice.



Fig. 13. Compresor elicoidal semiermetic: 1 – motor electric; 2 – sertar pentru reglarea puterii frigorifice; 3 – comanda sertarului; 4 – separator de ulei; 5 - rotor

Problemă rezolvată

Sa se determine raportul real de compresie al compresorului (ţinând seama de pierderile de presiune în supape ) pentru o instalatie frigorifica cu comprimare mecanica de vapori de amoniac intr-o

treapta, cu = -15 C, = 35 C si care sunt influentele asupra

lucrului masic de comprimare, lk si asupra temperaturii vaporilor

comprimatii , .

Rezolvare:

Functionand cu acest raport de compresie , un compresor teoretic ( proces izoentropic) , de la starea de vapori saturati, va consuma lucrul mecanic masic:

lk,REAL=h2* - h1*=1927 – 1666=261 kJ/kg

iar temperature vaporilor comprimati este:

=113 C

Acelasi compresor, functionand cu raportul teoretic de comprimare:



va consumalK,TEORETIC=h2 - h1=1924 – 1667.24=256.76 kJ/kg

temperature vaporilor comprimati fiind .


1 Sa se determine randamentul volumetric, debitul real de vapori aspirati (cilindreea necesara a compresoarelor) pentru o instalatie frigorifica cu comprimare mecanica de vapori de amoniac intr-o treapta,

cu subracire, avand =100 kW, = -15 C, = 35 C .

2. Sa se determine puterea totala a compresoarelor unei instalatii frigorifice cu comprimare mecanica de vapori de amoniac intr-o treapta,

cu subracire, functionand real,cu =100 kW, = -15 C, = 35 C .


Probleme

1. R:

2. R:



Cum compresorul este actionat prin cupla directa, ,deci:

Bibliografie



SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

Cuprins Pagina

Obiectivele unităţii de învăţare nr. 8 1111 Noţiuni introductive. Clasificare 1112 Vaporizatoare 112

2.1. Vaporizatoare pentru răcirea aerului 1132.2. Vaporizatoare pentru răcirea lichidelor 119

3 Condensatoare 1223.1. Condensatoare răcite cu aer 1223.2. Condensatoare răcite cu apă 1243.3. Condensatoare răcite cu mixt 126

4 Dimensionarea condensatorului multitubular orizontal 1285 Vaporizatorul multitubular orizontal pentru freonii miscibili cu uleiul (R 134a) 131



Lucrare de verificare – unitatea de învăţare nr. 8 134Răspunsuri şi comentarii la întrebările din testul de autoevaluare nr.8 135Bibliografie – unitatea de învăţare nr. 8 137





reprezinte variatia temperaturilor dintr-un condensator; reprezinte transferul de caldura dintr-un condensator; realizeze un calcul termic al unui condensator

multitubular. cunoasca constructia si functionarea vaporizatoarelor

multitubulare cu freon; realizeze calculul termic al vaporizatoarelor

multitubulare cu freon; realizeze calculul definitiv al vaporizatoarelor

multitubulare cu freon.

SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

1. NOŢIUNI INTRODUCTIVE. CLASIFICARE

Principalele schimbătoare de căldură din instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură sunt vaporizatorul şi condensatorul.

În componenţa acestor instalaţii mai pot să existe şi alte schimbătoare de căldură cum sunt:

- subrăcitoarele din instalaţiile frigorifice funcţionând cu amoniac;- schimbătoarele interne de căldură (regeneratoare) din instalaţiile frigorifice cu freoni.

Cele mai importante criterii de clasificare a schimbătoarelor de căldură sunt:Natura agentului cu care agentul frigorific realizează transferul termic:

- gaze (în general aer);- lichide (în general apă).

Rolul funcţional şi tipul schimbătorului:- vaporizatoare

- răcitoare de aer (sau alte gaze);- răcitoare de apă (sau alte lichide).

- condensatoare- răcite cu apă (sau alte lichide);- răcite cu aer (sau alte gaze).

Condiţiile de funcţionare cele mai importante ce caracterizează regimul de lucru al schimbătoarelor de căldură din instalaţiile frigorifice sunt:

- temperaturile şi presiunile agenţilor la intrarea şi ieşirea din schimbător (în cazul răcirii aerului este importantă şi umiditatea acestuia);

- diferenţa minimă de temperatură între cei doi agenţi;- modul de alimentare cu agent frigorific (în special pentru vaporizatoare);- prezenţa acumulărilor termice (cazul vaporizatoarelor acumulatoare de gheaţă).

Sarcinile termice ale schimbătoarelor de căldură, care reprezintă mărimile fundamentale pentru proiectarea acestor aparate.Caracteristicile geometrice ale schimbătoarelor de căldură adică:



- dimensiunile de gabarit (lungime, lăţime, înălţime);- modul de dispunere a ţevilor;- pasul dintre ţevi;- dimensiunile ţevilor (diametru exterior şi interior, sau diametrul exterior şi grosimea);- numărul de rânduri de ţevi (ţevi pe orizontală) şi numărul de secţii (ţevi pe verticală).

Caracteristicile funcţionale, sunt cele care definesc performanţele termice şi fluidodinamice ale schimbătoarelor de căldură. Între acestea cele mai importante sunt:

- coeficientul global de transfer termic;- pierderile de presiune pe circuitele celor doi agenţi;- modul de automatizare a funcţionării (prin controlul presiunii agentului frigorific, al

givrajului, sau al compoziţiei apei, etc.);Operaţiile de întreţinere necesare reprezintă o altă caracteristică importantă, iar câteva exemple sunt:

- purjarea (gazelor necondensabile, uleiului, etc.);- curăţarea, degivrarea, desprăfuirea, detartrarea;- tratamente auxiliare (dedurizarea apei, filtrarea, etc.).

Clasificarea schimbătoarelor de căldură se poate realiza de exemplu după natura agenţilor şi rolul funcţional:Clasificare a schimbătoarelor de căldurăAgenţi Vaporizatoare CondensatoareAer şi gaze uscate

Baterie cu aripioare Baterie cu aripioare

Aer şi gaze umede

Baterie cu aripioare Condensatoare cu evaporarea apei (naturală sau forţată)Turnuri de răcire

Apă şi lichide

Schimbătoare multitubulare- agentul rece în ţevi- agentul rece între ţevi

Schimbătoare multitubulare- agentul cald în ţevi- agentul cald în ţevi

Schimbătoare cu plăciSchimbătoare coaxiale

2. VAPORIZATOARE

În orice maşină frigorifică, vaporizatorul este aparatul care absoarbe căldura din mediul răcit, realizând efectul util al maşinii. Din acest punct de vedere se poate considera că este unul din cele mai importante aparate ale instalaţiilor frigorifice şi simplificând, se poate considera chiar că restul instalaţiei nu are decât rolul de a permite întoarcerea agentului frigorific lichid în vaporizator.

Există numeroase tipuri de vaporizatoare, în funcţie de destinaţia acestora, totuşi se remarcă două categorii importante:

- vaporizatoare pentru răcirea aerului;- vaporizatoare pentru răcirea lichidelor.

Proiectarea şi alegerea corectă a vaporizatoarelor are o importanţă mare pentru funcţionarea corectă a instalaţiilor frigorifice şi pentru eficienţa acestora. Un vaporizator greşit dimensionat poate să producă o scădere excesivă a temperaturii de vaporizare, iar la reducerea acesteia cu fiecare grad, corespunde şi o reducere a puterii frigorifice cu cca. 3…4%. Acesta este şi motivul pentru care nu se poate disocia vaporizatorul de sistemul său de alimentare cu lichid. În practică, adesea fiecărui tip de vaporizator îi corespunde un sistem propriu de destindere a agentului frigorific.



2.1. Vaporizatoare pentru răcirea aeruluiAceste vaporizatoare pot să fie utilizate la fel de bine şi pentru răcirea aerului şi pentru

răcirea altor gaze. Atunci când aerul conţine umiditate (vapori de apă), la dimensionarea vaporizatoarelor se va ţine seama de acest lucru, deoarece la temperaturi ale suprafeţei vaporizatorului peste 0°C, dar sub temperatura punctului de rouă, pe suprafaţa vaporizatorului se va depune umiditate, iar dacă temperatura suprafeţei de transfer termic scade sub 0°C, această umiditate se va transforma în brumă sau zăpadă. Prezenţa zăpezii pe suprafaţa vaporizatoarelor, este un fenomen foarte frecvent şi influenţează construcţia acestor aparate, în special mărimea pasului dintre aripioare.

În funcţie de modul de circulaţie a aerului, vaporizatoarele pentru răcirea aerului se împart în două categorii:

- cu circulaţie naturală;- cu circulaţie forţată.

Vaporizatoarele cu circulaţie naturală ale aeruluiAceste aparate se pot monta pe tavanul camerelor frigorifice ca în Figura 1., sau pe

pereţii acestora, ca în Figura 2. unde este reprezentată o baterie de răcire cu ţevi lise respectiv în Figura 3. unde este reprezentată o baterie de răcire cu ţevi având aripioare.

Fig. 1. Răcitor de aer de tavan, cu circulaţie naturală a aerului.

Fig. 2. Răcitor de aer de perete, cu circulaţie naturală a aerului şi ţevi lise1 – serpentină; 2 – suport, 3 - bridă



Fig. 3. Răcitor de aer de perete, cu circulaţie naturală a aerului şi ţevi având aripioare. 1 – serpentină; 2 – aripioare, 3 – suport, 4 - bridă

Aceste tipuri de vaporizatoare se utilizează atunci când se doreşte o circulaţie redusă a aerului şi o uscare pronunţată a acestuia la temperaturi pozitive, de exemplu în camere pentru păstrarea brânzeturilor. Se utilizează asemenea vaporizatoare şi pentru temperaturi negative, de exemplu în cazul păstrării produselor alimentare semipreparate sub formă congelată, dar la temperaturi negative, este mai puţin importantă umiditatea aerului.

La construcţia vaporizatoarelor de acest tip, pentru temperaturi pozitive (peste 2°C) se utilizează ţevi cu aripioare. Coeficientul global de transfer termic este influenţat de distanţa dintre aripioare, dimensiunile acestora şi numărul de rânduri de ţevi pe verticală. Valorile uzuale întâlnite în practică sunt de 5…10 W/(m2K). Datorită valorii reduse a acestui coeficient, este nevoie să fie alese aripioare cu eficienţă termică ridicată şi se vor realiza suprafeţe cât mai mari ale vaporizatoarelor, care vor lucra la diferenţe medii de temperatură, de asemenea ridicate, între 8…15 °C. Sub aceste vaporizatoare se vor monta tăvi pentru colectarea şi evacuarea umidităţii care se depune pe suprafaţa de schimb de căldură.

La construcţia vaporizatoarelor pentru temperaturi negative, se utilizează ţevi lise (netede), care permit o decongelare (degivrare) uşoară. Coeficientul global de transfer termic are uzual valori între 10…14 W/ (m2K), iar diferenţele de temperatură se situează între 5…10°C.

Ambele tipuri de vaporizatoare se pot alimenta cu agent frigorific lichid prin detentă directă sau prin recircularea lichidului. Este important ca lungimile serpentinelor legate în serie să nu fie prea mare, deoarece în acest caz cresc mult pierderile de presiune. Se poate realiza de asemenea alimentarea acestor aparate cu un agent intermediar de răcire (saramuri, sau diverse soluţii de tip antigel).

Vaporizatoarele cu circulaţie forţată a aeruluiAceste aparate sunt cele mai răspândite pentru realizarea de puteri frigorifice în

domeniul frigului comercial 10…20 kW, sau industrial până la câteva sute de kW. Există mai multe tipuri de asemenea vaporizatoare:

- baterii de răcire;- vaporizatoare de plafon;- vaporizatoare de perete;- vaporizatoare montate pe picioare.

Schema de curgere a aerului printr-un răcitor de aer cu curgere forţată, asigurată de ventilatoare, este prezentată în figura 4.



Fig. 4. Schema de curgere printr-un răcitor de aer

Bateriile de răcire sunt montate în interiorul canalelor pentru circulaţia aerului din cadrul sistemului de ventilaţie al instalaţiilor de condiţionare a aerului, al pompelor de căldură, sau al tunelelor de congelare.Din punct de vedere geometric, elementele care definesc aceste aparate sunt:

- suprafaţa de transfer termic;- pasul dintre aripioare;- suprafaţa frontală;- numărul de rânduri de ţevi pe verticală;- diametrul colectoarelor şi modul de racordare a acestora la circuitul frigorific;- dimensiunile de gabarit;- masa aparatului gol.

Din punct de vedere termic, elementele care definesc aceste aparate sunt:- coeficientul de transfer termic în funcţie de viteza frontală de curgere a aerului;- pierderea de presiune în funcţie de viteza frontală de curgere a aerului;- pierderea de presiune pe partea agentului frigorific în funcţie de debitul acestuia.

De cele mai multe ori, aceste vaporizatoare sunt prefabricate în uzină, ceea ce oferă o serie de avantaje:

- sunt uşor de caracterizat şi de montat deoarece nu necesită nici un fel de pregătiri suplimentare;

- pot fi utilizate la echiparea camerelor cu temperaturi pozitive sau negative;Caracteristicile constructive indicate de furnizori sunt:

- tipul (de plafon, de perete, sau pe picioare);- dimensiunile de gabarit;- caracteristicile geometrice ale ţevilor şi aripioarelor;- natura materialelor utilizate la ţevi şi la nervuri;- tipul dotărilor suplimentare (carcasă, tavă colectoare pentru umiditate, dispozitivul

pentru degivrare, protecţia motoarelor şi a ventilatoarelor);- dimensiunile racordurilor pentru intrarea şi ieşirea fluidelor;- masa aparatului, fără agent frigorific;- numărul şi diametrul ventilatoarelor;- puterea electrică totală a motoarelor de acţionare a ventilatoarelor;- tensiunea şi intensitatea curentului electric de alimentare.

Caracteristicile tehnice indicate de furnizori sunt în general următoarele:- puterea frigorifică realizată în anumite condiţii de lucru date;- suprafaţa de schimb de căldură;- volumul interior al aparatului (necesar pentru calculul încărcăturii de agent frigorific);- debitul de aer;- numărul şi puterea rezistenţelor electrice pentru degivrare.

Vaporizatoarele de plafon sunt realizate în două tipuri constructive.Vaporizatoarele cu un singur flux de aer sunt prezentate în Figura 5., iar modul de

amplasare în Figura 6. Aerul este aspirat prin partea din spate a aparatului, este răcit în vaporizator şi apoi refulat peste produsele din camera frigorifică. Ventilatoarele fie aspiră prin vaporizator, fie suflă prin acesta. Aparatele de acest tip sunt plasate pe tavan, aproape de



pereţi, ceea ce permite evacuarea uşoară a apei provenite din degivrare. În consecinţă se pot utiliza în special pentru realizarea de temperaturi negative, dar şi pentru temperaturi pozitive.

Fig. 5. Vaporizator de plafon cu un singur flux de aer

Fig. 6. Modul de dispunere al unui vaporizator de plafon cu un singur flux de aer

Vaporizatoarele cu dublu flux de aer sunt prezentate în Figura 7. Aceste aparate au în componenţă două baterii de răcire între care sunt amplasate ventilatoarele care aspiră aerul şi apoi îl refulează peste baterii, trimiţându-l astfel în camera frigorifică. În general, aceste tipuri de ventilatoare se amplasează în mijlocul camerelor răcite, aşa cum se observă în figura 8, ceea le face utilizabile în special la temperaturi pozitive. Ventilatoarele sunt prevăzute cu deflectoare pentru asigurarea curgerii aerului.



Fig. 7. Vaporizator de plafon cu dublu flux de aer

Fig. 8. Schema de amplasare a răcitoarelor de aer cu dublu flux

Vaporizatoarele de perete sunt asemănătoare din punct de vedere constructiv şi funcţional cu cele de perete, dar se montează pe pereţii camerelor frigorifice, astfel încât să nu stânjenească manipularea produselor depozitate. Un asemenea răcitor de aer este prezentat în Figura 9.

Fig. 9. Vaporizator de perete

Vaporizatoarele montate pe picioare sunt destinate în special instalaţiilor industriale. În cazul instalaţiilor de tip comercial, de obicei sunt montate lângă perete. Aşa cum se observă în Figura 10, sunt construite dintr-o baterie prin care aerul circulă vertical, de jos în sus. În partea inferioară, la nivelul picioarelor de susţinere, se găseşte o tavă pentru colectarea apei din degivrare, iar în partea superioară se montează unul sau mai multe ventilatoare. Deasupra acestora se montează un sistem de ghidare a aerului fie direct spre produse, fie printr-un tavan fals. Se montează pe sol, în zone în care să nu împiedice accesul la produce,



sau în nişele camerelor de mari dimensiuni şi pot fi utilizate pentru realizarea oricăror temperaturi, pozitive sau negative.

Fig. 10. Vaporizator montat pe picioare

În Figura 11. este prezentat modul în care se poate utiliza un răcitor de aer cu circulaţie forţată într-un aparat pentru condiţionarea aerului. În asemenea aparate înaintea răcitorului, pe traseele aerului se montează filtre, iar după bateria de răcire se amplasează ventilatorul care de regulă este centrifugal.

Fig. 11. Aparat pentru condiţionarea aerului

Vaporizatoarele eutectice reprezintă o categorie mai puţin răspândită, în care căldura este preluată de la spaţiul răcit de un amestec eutectic. Acest amestec, datorită căldurii preluate trece din starea solidă în stare lichidă.

Fig. 12. Vaporizator cu plăci eutectice

2.2. Vaporizatoare pentru răcirea lichidelor



Răcirea lichidelor este o problemă chiar mai complexă decât răcirea gazelor, datorită diversităţii mari a acestor lichide. În afară de apă şi soluţiile apoase de saramuri sau de tip antigel, pentru care proprietăţile termofozice sunt foarte bine cunoscute, există numeroase alte lichide care trebuie răcite şi pentru care determinarea proprietăţilor termofizice se realizează printr-o susţinută activitate de cercetare. Cele mai multe asemea lichide reprezintă produse ale industriei petrochimice. Alegerea vaporizatoarelor de acest tip se efectuează în funcţie de regimul temperaturilor de intrare/ieşire, şi de proprietăţile termofizice ale soluţiei care trebuie răcite. În primul rând contează viscozitatea şi conductivitatea termică.

În principiu există trei tipuri de vaporizatoare pentru răcirea lichidelor:- imersate;- înnecate;- cu detentă uscată (sau uscate).

Vaporizatoare imersate

În Figura 13 este prezentat un vaporizator de acest tip, iar în Figura 14 este prezentat un vaporizator imersat dublu. Asemenea vaporizatoare sunt caracterizate printr-o scădere redusă a temperaturii lichidului aflat în bazin, dar asigură un debit foarte mare de agent răcit. Asemenea aparate se pot utiliza în:

- bazine pentru răcirea unor agenţi intermediari;- bazine pentru acumulare de gheaţă în vedere acoperirii unor vârfuri de sarcină,

specifice de exemplu industriei laptelului;- bazine pentru răcirea peştelui.

Fig. 13. Vaporizator imersat Fig. 14. Vaporizator imersat dublu

Există două variante de asemenea vaporizatoare:- cu serpentine;- de tip grătar.

Vaporizatoarele cu serpentine, ca cel din Figura 15 sunt constituite dintr-un ansamblu de serpentine realizate din oţel sau cupru în funcţie de natura agentului răcit. Serpentinele sunt racordate la distribuitoare şi colectoare, iar ansamblul format este amplasat într-un bazin. Circulaţia agentului intermediar răcit, în vederea omogenizării temperaturii, este asigurată prin intermediul unor agitatoare verticale. În cazul acumulării de gheaţă, ţevile sunt suficient de depărtate pentru depunerea a 30…40 mm de gheaţă, fără unirea cilindrilor de gheaţă depusă. În plus, secţiunea de curgere rămasă trebuie să asigure curgerea apei cu o viteză de până la 0,5 m/s.



În Figura 16 este prezentată imaginea unui acumulator de gheaţă cu vaporizator imersat în funcţiune.

Fig. 15. Vaporizator imersat Fig. 16. Vaporizator pentru acumularerealizat din mai multe serpentine de gheaţă

Vaporizatoarele de tip grătar pot să fie constituite din grătare cu ţevi verticale sau orizontale. Cele mai utilizate sunt cu ţevi verticale, singurele folosite în cazul amoniacului. Fiecare grătar este realizat dintr-un ansamblu de ţevi lise sudate de distribuitori şi colectori orizontali sau verticali, în funcţie de tipul grătarului.

Alimentarea cu lichid a vaporizatoarelor imersate se realizează din separatoare de lichid sau din butelii de răcire intermediară, prin intermediul ventilelor de reglaj termostatice în cazul serpentinelor, respectiv prin termosifon (autorecirculare) în cazul grătarelor.Pentru sarcini termice reduse se pot utiliza şi vaporizatoare coaxiale, ca cel din Figura 17.

Vaporizatoare înnecate

Aceste aparate sunt de tip multitubular, ca în Figura 18. Se utilizează foarte des în instalaţii cu compresoare centrifugale pentru răcirea apei glaciale (având temperatura foarte apropiată de 0°C. În acest caz se utilizează ţevi speciale din cupru.

Fig. 17. Vaporizator coaxial Fig. 18. Vaporizator multitubular înecat

V – vaporizator, DS – dom pentru separareavaporilor de lichid, C – capac, P – purjă

Caracteristic este faptul că agentul răcit circulă printre ţevi şi se răceşte până la temperaturi în general pozitive (ca să nu îngheţe în ţevi). Spaţiul dintre ţevi este ocupat de agentul frigorific lichid, care vaporizează. Vaporii sunt colectaţi în domul separator din partea superioară a aparatului, de unde sunt aspiraţi de compresor. Picăturile de lichid care pot să fie antrenate, se reîntorc din dom înapoi în spaţiul dintre ţevi.



Pentru puteri frigorifice sub 1200 kW, unii constructori montează în mantaua fasciculului de ţevi pentru vaporizator şi mantaua condensatorului, realizând astfel construcţii foarte compacte.

Dacă se utilizează acest tip de vaporizator, în instalaţii având compresoare cu piston sau elicoidale lubrifiate, este necesar să fie prevăzut şi un sistem de colectare a uleiului şi de reîntoarcere în compresor. În cazul utilizării amoniacului, construcţia este realizată din oţel, iar uleiul este recuperat dintr-un colector amplasat în partea inferioară.

Alimentarea cu agent frigorific se poate realiza în două moduri:- prin ventil de reglaj de joasă presiune, caz în care nivelul lichidului din vaporizator

este menţinut constant prin intermediul unui ventil de reglaj cu flotor şi a unui sistem de vase comunicante, care să asigure acelaşi nivel al lichidului în ventilul de reglaj şi în vaporizator. Acest sistem implică utilizarea unui rezervor de lichid pentru alimentarea vaporizatorului în perioadele de suprasarcină (sau de sarcină maximă).

- prin ventil de reglaj de înaltă presiune, caz în care nivelul lichidului din vaporizator nu mai este menţinut constant, aici ajungând întreaga cantitate de lichid obţinută în condensator. La calculul volumului vaporizatorului se va ţine seama de acest aspect, astfel încât să fie eliminat riscul ca picături de lichid să fie aspirate în compresor datorită umplerii vaporizatorului.

Avantajele acestui tip de vaporizator sunt în principal următoarele:- asigură debite mari de vapori de agent frigorific, ceea ce le face utilizabile împreună

cu compresoarele centrifugale;- asigură puteri frigorifice mari, necesare în instalaţiile cu amoniac pentru realizarea

de temperaturi foarte scăzute;- coeficientul global de transfer termic este îmbunătăţit prin utilzarea ţevilor speciale

cu suprafeţe extinse.Dezavantajele principale ale vaporizatoarelor înnecate sunt:

- prezintă riscul îngheţării agentului intermediar în ţevi în special la răcirea apei sub 2…3°C;

- existenţa unei cantităţi mari de agent frigorific lichid în interiorul mantalei, face ca datorită presiunii hidrostatice, la baza aparatului temperatura de vaporizare să fie sensibil mai mare decât la suprafaţă;

- generează o încărcătură mare de agent frigorific, ceea ce creşte costurile cu agentul frigorific;

- necesitatea eliminării uleiului de ungere impune utilizarea unor dispozitive speciale;- coeficientul global de transfer termic este înrăutăţit deoace lichidul răcit are

viscozitatea mare (este aproape de solidificare), ceea ce generează un regim de curgere laminar sau tranzitoriu (monopropilen glicol).

Vaporizatoarele cu amoniac pentru răcirea saramurii pot să fie amplasate şi în poziţie verticală (vaporizatoare Trépaud), caz în care saramura circulă prin spaţiul dintre ţevi şi manta, iar amoniacul vaporizează în interiorul ţevilor.

Vaporizatoare cu detentă uscatăAceste vaporizatoare se mai numesc şi uscate, fiind caracterizate de circulaţia şi

vaporizarea agentului frigorific prin interiorul ţevilor, în timp ce agentul intermediar este răcit între ţevi, aşa cum se observă în figura 19. Aceast tip de circulaţie rezolvă problemele ridicate de vaporizatoarele înnecate şi în special elimină pericolul îngheţării apei în ţevi. Se utilizează în special pentru freoni, iar ţevile sunt drepte sau în U, nervurate interior sau având miez de tip stea. Circulaţia agentului intermediar printre ţevi, se realizează transversal faţă de ţevi, datorită utilizării şicanelor.



Fig. 19. Vaporizator multitubular cu detentă uscată

Alimentarea cu agent frigorific este realizată prin intermediul ventilelor de reglaj termostatice sau electronice, astfel încât la ieşirea din vaporizator, vaporii să fie uşor subrăciţi. Viteza de curgere a agentului frigorific trebuie să fie suficient de mare pentru a asigura reîntoarcerea uleiului de ungere.

Datorită particularităţilor constructive, există puţini producători de asemenea vaporizatoare uscate.

3. CONDENSATOARE

În orice maşină frigorifică, rolul condensatorului este de a evacua căldura cedată de agentul frigorific prin condensare. Căldura evacuată de condensator reprezintă practic suma dintre căldura absorbită de vaporizator din mediul răcit şi echivalentul caloric al lucrului mecanic din compresor. În pompele de căldură condensatorul are acelaşi rol, dar este aparatul care realizează efectul util, furnizând căldură mediului încălzit.

În funcţie de natura agentului de răcire, există trei tipuri de condensatoare:- răcite cu aer;- răcite cu apă;- răcite mixt (cu apă şi aer).

Dimensionarea condensatoarelor este foarte importantă, deoarece la fiecare grad de creştere a temperaturii de condensare, puterea absorbită de compresor creşte cu cca. 4%.

3.1. Condensatoare răcite cu aer

Aerul ca agent termic are avantajul că este cel mai abundent şi mai ieftin, deci este utilizat intens, chiar dacă prezintă proprietăţi termofizice mediocre din punct de vedere termic. Principalul parametru care influenţează comportarea condensatorului este temperatura termometrului uscat (temperatura aerului). Acest parametru variază în timp, de la un anotimp la altul, ziua faţă de noapte, sau chiar de la o oră la alta. În aceste condiţii trebuie să se aleagă totuşi o valoare a temperaturii aerului în funcţie de care să se determine temperatura de condensare şi trebuie să se cunoască şi valorile maxime şi minine pe care le va avea temperatura de condensare în funcţie de temperatura aerului. În cazul pompelor de căldură, problema se pune diferit, deoarece temperatura aerului la intrarea în condensator este constantă, fiind apropiată de temperatura care trebuie realizată.



Condensatoarele cu circulaţie naturală a aerului sunt utilizate în aparatele frigorifice casnice, frigidere şi congelatoare.

Condensatoarele cu circulaţie forţată a aerului sunt cele mai răspândite în instalaţii comerciale şi industriale, iar curgerea aerului este asigurată de ventilatoare. Cele mai importante caracteristici ale acestor aparate sunt următoarele:

- agentul frigorific, curge în curenţi încrucişaţi (îşi schimbă sensul de curgere princondensator);

- zona de desupraîncălzire a vaporilor, reprezintă 5…10% din suprafaţa condensatorului şi se găseşte la intrarea agentului frigorific în aparat;

- zona de subrăcire a vaporilor reprezintă tot 5…10% din suprafaţa condensatorului şi se găseşte la ieşirea agentului frigorific din aparat;

- zona de condensare propriu-zisă, la temperatură constantă se găseşte în partea centrală a aparatului şi reprezintă 80…90% din suprafaţa condensatorului;

- temperatura de condensare nu este riguros constantă datorită căderilor de presiune, dar pentru calcule preliminare sau de alegere, această variaţie a temperaturii poate să fie neglijată;

- debitul de aer este uzual între 300…600 m3/h pentru fiecare kW de sarcină termică a condensatorului;

- aerul se încălzeşte în condensator cu cca. 5…10°C;- puterea motoarelor de antrenare a ventilatoarelor este de cca. 20…40 W pentru

fiecare kW de sarcină termică a condensatorului;- diferenţa dintre temperatura de condensare şi temperatura aerului la intrare este de

cca. 10…15 (20)°C, valorile mai mici corespunzând temperaturilor de condensare mai reduse şi deci unor consumuri energetice mai reduse;

- suprafaţa de schimb de căldură este de cca. 0,3…0,4 m2/kW;- sarcina termică nominală a condensatoarelor este afectată de altitudine, astfel dacă la

nivelul mării este de 100%, la 1000 m altitudine devine 90%, iar la 2000 m altitudine devine 84%.

În Figura 20 este prezentată o schemă de principiu a curgerii într-un condensator răcit cu aer în curgere forţată.

Fig. 20. Schema de curgere într-un condensator răcit cu aer

Bateriile de condensare fi orizontale unde aerul este vehiculat de patru ventilatoare, sau verticale dar indifferent de construcţie, prezintă un cadru metalic şi un suport pentru ventilatoare.

Ventilatoarele pot să fie de tip axial sau centrifugal, în cazul celor din urmă fiind posibilă montarea de conducte pentru evacuarea aerului dacă aparatul este montat în interior. Turaţia ventilatoarelor trebuie să fie cât mai redusă, pentru a nu se produce zgomot puternic, de aceea în mod uzual nu se depăşeşte turaţia de 1000 rot/min. Unele ventilatoare



prezintă două turaţii în vederea reglării temperaturii de condensare şi a sarcinii termice a condensatorului. Aceste turaţi pot fi de exemplu 1000 şi 500 rot/min.

De obicei, pentru freoni bateriile de condensare au ţevi din cupru şi aripioare din aluminiu, iar pentru amoniac, au ţevi din oţel şi aripioare tot din din aluminiu.

3.2. Condensatoare răcite cu apă

Aceste aparate pot să utilizeze diverse surse de apă:- apă potabilă (scumpă);- apă de mare (corozivă);- apă de râu sau din puţuri, sau din lacuri;- apă industrială.

În consecinţă se ridică problema calităţii apei, deoarece se pot produce depuneri şi problema evacuării apei încălzite, care poate să genereze poluare. De cele mai multe ori apa este recirculată după o răcire prealabilă în turnuri de răcire.

Temperatura de condensare este determinată de temperatura apei la intrarea în condensator şi de debitul apei de răcire. Temperatura apei variază mai puţin decât temperatura aerului, iar variaţia este mai degrabă sezonieră.

Condensatoare multitubulare orizontale

Aceste condensatoare, având construcţia de tipul celei prezentate în Figura 21, sunt cele mai utilizate în instalaţii industriale de puteri mari, deoarece prezintă câteva avantaje:

- sunt uşor de montat atât în clădiri cât şi în exterior;- permit realizarea unor grupuri preasamblate, ceea ce reduce manopera de montaj

pe şantier;- permit curăţarea uşoară a ţevilor.

Fig. 21. Condensator multitubular orizontal, răcit cu apă

Câteva dintre caracteristicile acestor aparate sunt următoarele:- ţevile condensatoarelor pentru amoniac sunt lise şi realizate din oţel, iar cele ale

condensatoarelor pentru freoni sunt realizate din cupru şi adesea sunt nervurate;- vaporii de agent frigorific sunt introduşi în aparat pe la partea superioară, în spaţiul

dintre ţevi şi manta, condensează pe suprataţa exterioară a ţevilor, iar lichidul acumulat în partea inferioară este evacuat printr-un racord amplasat în această zonă;

- apa de răcire circulă prin ţevi, racordul de intrate fiind amplasat în zona inferioară a capacului, iar cel de evacuare în zona superioară, acest tip de circulaţie a apei putând să asigure o uşoară subrăcire a condensului;



- apa se încălzeşte în aparat cu 2..3°C în cazul apei de mare, cu 4…6°C în cazul apei industriale recirculate, cu 5…15°C în cazul apei de râu, respectiv cu 10…30°C în cazul apei potabile;

- viteza de curgere a apei prin ţevi este de 1,5…3 m/s;- pentru o viteză medie de curgere a apei (2 m/s), coeficienţii de transfer termic sunt de

cca. 1500 W/m2K în cazul amoniacului, respectiv 1000 W/m2K în cazul freonilor;- temperatura de condensare este cu 4…5°C mai mare decât temperatura apei la

ieşirea din condensator.Pentru puteri frigorifice mici, în locul condensatoarelor multitubulare orizontale se pot

utiliza condensatoare te tip ţeavă în ţeavă sau cu serpentină imersată, ca cel din Figura 22.

Fig. 22. Schema unui condensator cu serpentină imersată

Condensatoare multitubulare verticaleAceste aparate se utilizează în instalaţii cu amoniac, dar au o utilizare tot mai redusă,

existând tendinţa înlocuirii lor cu condensatoare cu evaporare forţată. Din punct de vedere constructiv sunt tot aparate multitubulare, dar având fascicul de ţevi montat vertical. Câteva dintre cele mai importante diferenţe sunt următoarele:

- nu există capace cu şicane;- apa este introdusă prin ţevi prin partea superioară, dintr-un bazin de alimentare;- fiecare ţeavă are montată în partea superioară un dispozitiv care asigură alimentarea

peliculară cu apă şi care imprimă apei o mişcare elicoidală;- ţevile au un diametru de 50…60 mm;- alimentarea cu vaapori se realizează la jumătatea înălţimii mantalei, în spaţiul dintre

aceasta şi ţevi;- evacuarea condensului format pe suprafaţa exterioară a ţevilor se realizează prin

partea inferioară.Avantajele acestui tip de condensator sunt următoarele:

- necesită un spaţiu de amplasare redus;- nu este pretenţios la calitatea apei;- este uşor de curăţat chiar şi în timpul funcţionării;- permite preluarea de suprasarcini, prin mărirea debitului de apă, fără a genera căderi

de presiune suplimentare, semnificative;- asigură coeficienţi de transfer termic ridicat, datorită curgerii peliculare a ambilor agenţi

(apa la interior şi condensul la esteriorul ţevilor).

Condensatoare coaxialeAceste tipuri de aparate se utilizează în instalaţii mici şi medii, în special pentru freoni.

Se întâlnesc în particular în grupuri monobloc pentru răcirea aerului, sau apei, unde sunt realizate sub formă de spirală elicoidală, pentru a ocupa mai puţin spaţiu. Caracteristicile tehnice ale acestor condensatoare sunt în principal următoarele:

- apa se încălzeşte cu 5…10°C;- temperatura de condensare este cu 3…5°C mai mare decât a apei la ieşire;- sarcina termică este de 1…100 kW.



3.3. Condensatoare răcite mixt

Caracteristica acestor condensatoare este că utilizează ca agent de răcire aerul atmosferic şi apa care de obicei este stropită peste suprafaţa de schimb de căldură. Există două tipuri de asemenea aparate, după cum aerul se găseşte în circulaţie naturală sau forţată:

- condensatoare atmosferice (cu circulaţie naturală a aerului);- condensatoare cu evaporare forţată (cu circulaţie forţată a aerului).

Condensatoare atmosferice

Se utilizează des în instalaţii industriale de puteri mari şi sunt realizate din ţevi montate în poziţie orizontală sau verticală sub formă de grătare. Au avantajul că nu necesită spaţiu pentru montare în sala maşinilor, fiind amplasate de regulă pe acoperişul clădirilor, de exemplu pe sala maşinilor.

Pentru recircularea apei care stropeşte ţevile schimbătoare de căldură, sub aparat se montează o tavă colectoare cu racorduri:

- pentru recirculare cu ajutorul unei pompe;- pentru preaplin;- pentru golire;- pentru alimentare cu apă proaspătă.

Procesul de transfer termic între agentul frigorific, apă şi aerul umed atmosferic, este foarte complex, realizându-se în paralel cu un proces de transfer masic între apă şi aer, deoarece o parte din apă se evaporă şi trece în aer.

Acesta este şi unul din motivele pentru care este necesară completarea cu apă proaspătă. Al doilea motiv care impune obligativitatea acestei operaţii este acela că o parte din apă se pierde prin stropire în jurul aparatului.

Apa se încălzeşte relativ puţin în aceste aparate, deoarece după ce preia căldura de la agentul frigorific este răcită de aerul atmosferic din jurul condensatorului.

Condensatoare cu evaporare forţată

Aceste vaporizatoare sunt foarte moderne şi utilizate pe scară tot mai largă în instalaţiile industriale. În Figura 23 se observă că practic sunt incluse două aparate într-unul singur. Cele două aparate sunt condensatorul propriu-zis şi turnul de răcire a apei.



Fig. 23. Condensator cu evaporare forţatăS – dispozitiv de stropire, SP – separator de picături, Cd – condensatorul propriu- zis, C – carcasă

metalică, V – vaporizator, P – pompă pentru recircularea apei, A – bazin de colectare a apei de stropire.

Acest tip de condensator se compune din trei părţi principale:- o baterie de condensare realizată din ţevi din oţel lise, care formează un ansamblu de serpentine. Alimentarea serpentinelor se realizează printr-un distribuitor orizontal amplasat în partea superioară a serpentinelor, iar evacuarea condensului se realizează printr-un colector de asemenea orizontal, amplasat în partea inferioară a serpentinelor. Bateria de condensare este închisă într-o carcasă din tablă, care formează un canal de curgere pentru aer. În cazul utilizării amoniacului, această baterie este precedată de una realizată din ţevi nervurate, pentru desupraîncălzirea vaporilor.- un ventilator axial sau centrifugal, care circulă forţat aerul atmosferic de jos în sus, peste ţevi. La ieşirea din aparat se montează un separator de picături, pentru a limita pierderea de apă.- un sistem de recirculare a apei cu ajutorul unei pompe care aspiră din tava de colectare şi trimite apa spre dispozitivele de stropire amplasate deasupra ţevilor schimbătoare de caldură.

În aparat se realizează două tipuri de transfer termic:- convectiv între ţevi şi apă, care preia căldura latentă de vaporizare;- prin evaporare (transfer termic şi de masă) între apă şi aer.

Căldura preluată de apă determină evaporarea unei părţi din aceasta, la temperature constantă a termometrului umed. Sarcina termică a aparatului depinde de diferenţa de entalpie dintre aerul umed care intră în condensator din atmosferă şi aerul umed saturat în contact cu apa din jurul suprafeţelor de transfer termic. Practic, temperatura apei rămâne constantă, fiind răcită integral de aer.

Funcţionarea acestui condensator depinde mult de temperatura termometrului umed, care este cu cca. 8…12°C mai redusă decât temperatura termometrului uscat. În consecinţă, temperatura de condensare în aceste aparate poate să fie cu cca. 8…12°C mai redusă decât cea din condensatoarele răcite cu aer. Astfel se pot realiza economii de energie care pot să ajungă până la 30%. Acesta este unul din motivele pentru care se utilizează tot mai des acest tip de condensator.

4. DIMENSIONAREA CONDENSATORULUI MULTITUBULAR ORIZONTAL



Datele de calcul- agentul frigorific;- puterea termică de condensare, reală: ΦCR (W);- temperaturile agentului frigorific: θ2/θ3 (oC);- temperaturile apei de răcire: θw1/θw2 (oC).

Având în vedere rolul redus al desupraîncălzirii vaporilor (procesul 2-2’) asupra suprafeţei de transfer termic Sc (3...5%), în calcul se poate considera că temperatura agentului frigorific este constantă.

Fig. 24 Variaţia temperaturilor agenţilor în condensator, la circulaţia în contracurent.

Calculul termicSuprafaţa de transfer de căldură a condensatorului, Sc:

[m2]

unde q este densitatea de flux termic la condensare, [W/m2].Determinarea acestei mărimi se face printr-un calcul grafo-analitic.

Fig. 25 Variaţia de temperatură într-un perete circular compus1 – pelicula de ulei, 2 – material conducta, depunere de piatră.

Trecerea căldurii se face de la agentul frigorific care condensează, cu temperatura θC, prin convecţie, spre pelicula de ulei cu temperatura θx. De aici, fluxul termic străbate prin conducţie straturile de ulei, metal şi piatră, ca în final căldura să fie transferată convectiv către apa din ţeavă. Temperatura caracteristică pentru apă este cea medie.



(oC)

Conservarea densităţii de flux termic, utilizând relaţia simplificată de la pereţi paraleli compuşi, conduce la:

[W/m2]

unde αC, αw sunt coeficienţii de transfer convectiv la condensarea fluidului frigorific, respectiv la încălzirea apei în ţevi, [W/m2K];

este rezistenţa opusă la trecerea căldurii prin conducţie termică, la străbaterea

stratului de ulei, metal şi piatră de grosime [m] şi conductibilitate termică [W/mK].

Deoarece temperatura peliculei de ulei θx, cu rol hotărâtor în determinarea lui αC, este necunoscută, calculul se desfăşoară fie iterativ propunând valori pentru θx şi verificând egalitatea, fie grafo-analitic. În ultimul caz, se determină două funcţii dependente de θx:

(W/m2)

(W/m2)

care reprezentate grafic (figura 12.25) dau soluţia problemei. Se determină astfel atât θx cât şi densitatea de flux termic căutată:

(W/m2).

Determinarea funcţiei q1

Coeficientul de transfer termic la condensare αC rezultă din relaţia:

unde: este criteriul Nusselt la condensarea agentului frigorific

este criteriul Galilei;

Pr – criteriul Prandtl;

este criteriul Kutateladze.

Constantele C şi m au valorile C = 0,724, şi m = 0,25. Lungimea caracteristică l=de. Datele termofizice necesare: λ, ν, Pr, cp; căldura latentă de condensare lC, se determină din tabele, la temperatura de condensare θC

Introducând aceste date obţinem:

unde A este o constantă în raport cu θx, dependentă de parametrii termofizici ai agentului frigorific.

Determinarea funcţiei q2



Coeficientul de transfer convectiv la încălzirea apei αw, pentru regimul turbulent de curgere (Re>104) rezultă din relaţia:

unde:

este criteriul Nusselt la încălzirea apei în ţevi;

este criteriul Reynolds;

Prw – criteriul Prandtl;

Constantele C, m, n au valorile C = 0,023, m = 0,8, n=0,4. Parametrii termofizici: λw, νw, Prw, ρw, cpw se determină pentru apa cu temperatura θwm.

Lungimea caracteristică l=di.Viteza apei în ţevi, ww se alege suficient de ridicată (1...2 m/s), pentru a se instala

regimul turbulent de curgere (Re>104).Cu aceste date, relaţia devine:

Fig. 26 Dimensionarea densităţii de flux termic de condensare.

5. VAPORIZATORUL MULTITUBULAR ORIZONTAL PENTRU FREONII MISCIBILI CU ULEIUL (R 134a)

Construcţia şi funcţionareaŢevile care alcătuiesc suprafaţa de transfer termic sunt confecţionate din cupru, cu

diametre de 10x0,75...25x1,5 mm, netede sau profilate la exterior şi cu rizuri elicoidale interne, pentru ameliorarea transferului termic.

Prinderea ţevilor în plăcile tubulare se realizează prin mandrinare sau sudare.Reducerea miscibilităţii ulei-freon la temperaturi scăzute impune circulaţia vaporilor

formaţi cu viteze suficiente antrenării uleiului în exces, din vaporizator în compresor. Cum în varianta vaporizării în spaţiul intertubular viteza vaporilor oferită de suprafaţa mare de



aspiraţie (S=L·l) este redusă, în acest caz vaporizarea freonului se realizează în spaţii mici, deci în ţevi.

Vaporizatorul funcţionează în regim uscat, în ultima zonă parcursă de vapori realizându-se şi o supraîncălzire a lor cu cca. 5...7oC. Se asigură astfel protecţia compresorului contra pătrunderii picăturilor de lichid. Alimentarea cu freon lichid se face printr-un ventil de reglare termostatic, care menţine constantă această supraîncălzire.

Lichidul răcit circulă prin spaţiul intertubular. Pentru a se realiza un bun transfer termic, se prevăd şicane care să conducă la o viteză de 0,1...1,8 m/s.

Fig. 27. Vaporizator multitubular pentru freoni. a – cu ţevi drepte, b – cu ţevi în U; 1 – freon lichid, 2 – freon vapori, 3, 4 – agent răcit.

DimensionareaDatele de calcul:

- Agentul frigorific;- Puterea frigorifică reală, Φ0R (W);- Temperatura de vaporizare, θ0 (oC);- Agentul răcit;- Temperaturile agentului răcit, θS1/θS2 (oC).

Având în vedere rolul redus al supraîncălzirii vaporilor de freon asupra suprafeţei de transfer termic a vaporizatorului, în calcul se poate considera că temperatura este constantă.

Calculul termicSe determină suprafaţa de transfer termic, k şi (Δθ)m

Calculul este iterativ, propunându-se o valoare pentru k şi verificând-o prin calcul, până când eroarea este acceptabilă (ε<4%).

Calcul preliminarSe alege diametrul ţevilor din cupru (dexg)Se propune coeficientul global de transfer de căldură:

Se determină diferenţa de temperatură medie logaritmică dintre fluideSe determină suprafaţa de transfer de căldură:

Se propune o lungime a fasciculului de ţevi:LP=2...6 m

Se determină numărul de ţevi, considerând o singură trecere a freonului prin vaporizator:



cu dm= diametrul mediu al ţevilor, .

Se determină diametrul mantalei vaporizatorului

Se determină secţiunile de trecere şi viteza agentului răcit, în drumul transversal pe ţevi, între şicane şi apoi longitudinal printre ţevi, pe sub şicană

Secţiunea netă la curgerea transversală, printre şicane:

cu δ intervalul dintre două ţevi şi [m] partea întreagă a lui m.Secţiunea liberă rămasă sub şicană:

Secţiunea netă a sectorului circular pentru curgerea longitudinală a lichidului răcit (SL

fără secţiunea ţevilor din ea):

Secţiunea efectivă, la curgerea lichidului răcit:

Se recomandă ca secţiunile S1 şi S2 să fie de valori cât mai apropiate.Viteza lichidului răcit:

cu debitul masic

Dacă viteza este redusă se micşorează secţiunile de trecere.

Calculul definitiv Determinarea coeficientului de convecţie al lichidului răcit, αS.

Pentru ReS=4...50000, se utilizează relaţia:

unde: , criteriul Nusselt;

, criteriul Reynolds;

PrS = criteriul Prandtl.Lungimea caracteristică l=de, iar constanta c = 0,22...0,25Parametrii termofizici ai lichidului răcit (λS, cPS, νS, ρS, PrS) se determină din tabele, în

funcţie de fluidul ales, compoziţia acestuia şi temperatura sa medie θSm. νS,P se alege la temperatura exterioară a peretelui ţevii, θP.

Cantitatea de sare sau alcool ce trebuie dizolvată în apă, când , trebuie să respecte relaţia:



Determinarea rezistenţei termice conductive:

Determinarea coeficientului de convecţie la vaporizarea freonului, α0.Agentul frigorific lichid se deplasează în ţevi, împreună cu vaporii formaţi,

realizându-se un amestec în care titlul vaporilor (x) creşte. Peretele interior al ţevii este în contact cu un curent bifazic, intensitatea transferului termic depinzând de densitatea fluxului termic q, de proprietăţile termofizice ale lichidului, de temperatura de vaporizare şi de structura hidrodinamică a curentului bifazic.

Pentru ţevi orizontale se recomandă relaţiile lui Bo Pierre:- pentru vaporizarea incompletă:

- pentru vaporizarea completă:

unde: , criteriul Nusselt;

, criteriul Reynolds;

, cu J=0,102 kg·m/J, echivalentul mecanic al căldurii,

Δh variaţia entalpiei în procesul de vaporizare şi l=lungimea ţevii.Parametrii termofizici ai freonului lichid (λ, ν, ρ) se aleg din tabele, în funcţie de

temperatura de vaporizare, θ0.Viteza fluidului lichid în ţevi, w, rezultă din relaţia:

Se pot folosi şi relaţiile lui Chawla:

- pentru x>0,3 (vaporizare convectivă):

- pentru x≈0,3 (vaporizare globulară):

unde m este debitul masic de freon ce vaporizează într-o ţeavă:

Constantele c1 şi c2, dependente de fluid şi de θ0 sunt indicate în tabelul următor:

[oC]Fluid

-50 -40 -30 -20 -10 0 10

c1R22 0,635 0,470 0,351 0,272 0,215 0,169 0,138

R134a 0,525 0,399 0,31 0,256 0,194 0,156 0,216

c2R22 0,116 0,122 0,128 0,134 0,141 0,149 0,158

R134a 0,105 0,112 0,118 0,123 0,129 0,134 0,138Se determină valoarea lui k.

Verificarea lui k propus:



Dacă eroarea ε nu este convenabilă, se reia calculul cu o nouă valoare pentru kP. Când ε<4% se determină valoarea medie a lui k.

Suprafaţa de vaporizare necesară:

Păstrând numărul de ţevi n din ultimul valcul al lui k, se recalculează lungimea fasciculului de ţevi:


1. Să se determine suprafaţa de transfer de căldură SC şi dimensiunile constructive pentru un condensator frigorific coaxial cu amoniac, cu puterea la temperatura de condensare

, dacă este răcit cu apă cu temperaturile .

Considerăm un condensator coaxial cu ţevi din oţel cu Ø 32x3 mm, respectiv Ø 57x3 mm cu . Pelicula de ulei are

grosimea cu , iar depunerea de piatră

are grosimea şi .

2. Să se dimensioneze un vaporizator de tip cu plăci brazate funcţionând cu amoniac, cu puterea frigorifică , dacă este utilizat la răcirea unui amestec de apă şi clorură de calciu pe ecartul de temperatură .


ProblemeDIMENSIONAREA TERMICĂ:

Pentru amoniac lichid, la rezultă:

; ; ;

; ;

.Din tabelele pentru amoniac la saturaţie rezultă căldura latentă

de condensare, , .

Din tabele, pentru apa cu rezultă:

; ; ;



; .

DETERMINAREA FUNCŢIEI q1:Cu relaţia pentru condensarea la exteriorul unei conducte

orizontale, se obţine expresia funcţiei q1 (θx):

DETERMINAREA FUNCŢIEI q2:

Debitul masic de apă:

Debitul volumic de apă:

Viteza apei în ţeava centrală va fi:

Se trasează graficul de variaţie q1 (θx) şi q2 (θx) determinând şi .

Bibliografie

1. Drughean L. - “Sisteme frigorifice nepoluante”, Ed MatrixRom, Bucuresti, 2005;2. Hera D. – “Instalatii frigorifice” / vol III / “Echipamente frigorifice”, Ed MatrixRom, Bucuresti, 2009;3. Harbach J. A. – “Marine refrigeration and air-conditioning”, Cornell



Maritime Press, 2005;4. Memet F., Chiriac Fl. – “Sisteme si echipamente pentru instalatii frigorifice navale”, Ed.Starr Tipp 2000.


ELEMENTE DE ANALIZĂ EXERGETICĂ

Cuprins Pagina


Elemente de analiză exergetică 139








defineasca exergia si anergia; cunoasca importanta analizei exergetice; cunoasca principiile analizei exergetice pentru masina

frigorifica reversibila si ireversibila.

ELEMENTE DE ANALIZĂ EXERGETICĂ

Definitie: Exergia= acea forma de energie integral transformabila in lucru mecanic pentru o stare data a mediului ambiant.

Exergia este folosita drept index care arata in ce masura energia este utilizata in mod efectiv.

Anergia arata partea din energie care nu mai poate fi transformata in lucru mecanic util.

Energia este alcatuita din 2 parti:ENERGIA=EXERGIE +ANERGIE

Analiza exergetica are drept scop stabilirea pierderilor de exergie care apar la parcurgerea ciclurilor reale.

Cu ajutorul randamentului exergetic se poate compara eficienta ciclului real cu cea a ciclului ideal de referinta,deoarece aceasta tine seama de toate pierderile cauzate de inversibilitatea proceselor de lucru.Randamentul exergetic este dat de raportul dintre exergia efectului util si exergia consumata.

Necesitatea analizei exergetice are la baza deficienta metodei bazata numai pe bilantul energetic care nu face posibilă luarea in considerare a calitatii energiilor si compararea masinilor care folosesc diferite forme de energii.Analiza exergetica inlatura aceasta bariera.Ea se bazeaza pe aplicarea bilantului energetic-exergetic,adica pe aplicarea primelor două principii ale termodinamicii.

În funcţionarea reală a maşinii frigorifice cu compresie mecanică se vor lua în consideraţie ireversibilităţile în procesele de comprimare, condensare şi vaporizare.

Procesul de comprimare a vaporilor este un proces adiabat ireversibil, dacă se iau în considerare frecările şi schimbul de cădură intern între vapori şi pereţii cilindrului; acestea reprezintă reversibilităţile interne ale procesului. Aceste ireversibilităţi introduc un consum suplimentar de putere la compresor pentru comprimarea gazului. Creşterea puterii consumate se poate aproxima prin introducerea unor coeficienţi de lucru ai compresorului. Puterea consumată la compresor la procesul adiabat de comprimare, denumită şi puterea indicată a compresorului, se poate aprecia cu ajutorul ranadamentului indicat, stabilit pentru tipuri şi clase de compresoare în mod experimental.



(1)

unde: (Pk)i este puterea adiabată ireversibilă, denumită şi putere indicată;(Pk)ad.rev. – putere adiabată reversibilă;ηi – randament indicat.

La transferul de căldură în vaporizator şi condensator avem procese ireversibile exterior, cauzate de diferenţe finite de temperatură pentru transferul de cădură. La procesele reversibile transferul de căldură se produce la diferenţă infinit mică de temperatură. În Figura 1 se prezintă diagrama T-s, cu reprezentarea cauzelor ireversibilităţilor procesului. Ireversibilitatea internă la comprimarea vaporilor se prezintă în diagramă prin creşterea de entropie în urma procesului, calculat cu relaţia

(2)

Fig. 1. Reprezentarea proceselor ireversibile în instalaţia frigorifică cu compresie mecanică de vapori.

În diagrama din Figura 1 avem: Tc – temperatura de condensare; TE – temperatura mediului exterior în care se cedează căldura de condensare; Tm.r – temperatura mediului răcit; T0 – temperatura de vaporizare; „2r” – starea vaporilor comprimaţi adiabatic; reversibil; „2ir” – starea vaporilor după comprimarea adiabată ireversibilă.

Pentru a prezenta comparativ consumul de exergie la procesele reversibile şi la procesele ireversibile din maşina frigorifică, sunt indicate Figurile 2 şi 3.

Conform principiului I al termodinamicii avem:(3)

unde: este puterea termică a condensatorului; – puterea frigorifică;

Pk – puterea consumată de compresor.



EXPRIMAREA EXERGETICĂ A FLUXURILOR ENERGETICE ÎN PROCESELE REVERSIBILE

Se cunoaşte că puterea frigorifică preluată de agentul frigorific în vaporizator este constituită în întregime din ANERGIE. Fluxul de anergie a puterii frigorifice se exprimă prin relaţia:

(4)

Se vede că anergia din mediul răcit ce trebuie evacuată este mai mare decât căldura preluată de agentul frigorific. Diferenţa dintre ele se acoperă cu puterea consumată de compresor în comprimarea adiabatică reversibilă.

(5)

Pentru păstrarea temperaturii în spaţiul răcit este necesar ca fluxul de căldură (puterea frigorifică) să fie evacuat din spaţiul răcit şi transmis mediului ambiant. Pentru aceasta, trebuie ca în mediul răcit să se introducă fluxul de exergie şi să se evacueze fluxul de anergie (care este transmis în exterior).

Fig. 2. Reprezentare schematică a fluxurilor de energie şi anergie la procesele reversibile.

Avem bilanţul energetic:

(6)

Randamentul ciclului Carnot se calculează cu:

(7)

Se defineşte randamentul exergetic al procesului reversibil al maşinii:



(8)

La procesul ireversibil al maşinii frigorifice, puterea consumată de compresor, constituită din exergie, va fi mai mare decât cea teoretică, de la procesul reversibil, cu cantitatea care să acopere pierderile de exergie prin ireversibilitate.

(9)unde PEx este pierderea de exergie.

În Figura 3 este prezentată schema de principiu a fluxurilor exergetice în procesul ireversibil.

Fig. 3. Schema fluxurilor de exergie în instalaţia frigorifică ce funcţionează după un proces ireversibil

Avem:

(10)

Randamentul exergetic:

(11)

Relaţia dintre coeficientul de performanţă şi randamentul exergetic:

(12)

Deci:



(13)

Ne propunem să stabilim explicit pierderea de exergie în echipamentele maşinii frigorifice.

Exergia masică a unui sistem termodinamic într-o stare oarecare este:

unde „a” se referă la mediul ambiant.

Pierderea de exergie în compresor:Procesul de comprimare este adiabat

(14)

unde: este debitul masic unitar de agent frigorific;

(15)

unde: TE este temperatura mediului exterior;s2 – entropia specifică masică a vaporilor la refularea din compresor;s1 – entropia specifică masică a vaporilor la intrarea în compresor.

Pierderea de exergie în condensator:

(16)

Pierderea de exergie în ventilul de laminare:

(17)

Pierderea de exergie în vaporizator:

(18)

Test de autoevaluare la Unitatea de Învăţare nr.9

1. Sa se determine randamentul exergetic al unei instalatii

frigorifice cu compresie mecanica cu amoniac, cu subracitor, cu

=100 kW, = -15 C, = 35 C si .

2. Sa se determine cu cat se reduc pierderile exergetice(care



este noul randament exergetic) cand se raceste compresorul cu 5K.


1.

pierderea de exergie masica din procesul de comprimare:

(pEX)k= (lk)12 =TE (S21R - S1)=303.15 x (6.895 – 6.727) = 50.92 kJ/kg

pierderea de exergie masica din procesul de condensare (de supraincalzire si condensare):

S21

R – S3)= (S21R – S3)=

pierderea de exergie masica din subracitor:

pierderea de exergie masica din ventilul de laminare:

(S4 – S3’)= 303.15 x (2.448 – 2.377)=21.52 kJ/kg

pierderea de exergie masica din vaporizator:

2. Consideram ca prin racirea compresorului se va reduce cu 5K si temperatura vaporilor refulati,obtinand noile stari:

-

-

Cu aceste noi date se obtin: pierderea de exergie masica din procesul de comprimare:



(pEX)k= (lk)12 =TE (S21R - S1)=303.15 x (6.864 – 6.727) = 41.53 kJ/kg

pierderea de exergie masica din procesul de condensare (de supraincalzire si condensare):

S21

R – S3)=

=(

Celelalte pierderi de exergie masica(in subracitor,in ventilul de laminare si in vaporizator) nu se modifica fata de cele din problema 1.

pEX=(pEX)k +(pEX)C +(pEX)SR +(pEX)VL +(pEX)V=41.53+55.64+0.3+21.52+195.44=314.43 kJ/kg

pEX = pEX x

Bibliografie



Date post:	28-Nov-2015
Category:	Documents
Upload:	teodor-dumitru
View:	54 times
Download:	3 times

IFN

Documents