Principii Si Metode de Conservare a Produselor Alimentare

PRINCIPII ŞI METODE DE CONSERVARE A PRODUSELOR ALIMENTARE

- PARTEA A II – A -(Note de curs pentru uzul studenţilor)

CUPRINS

I. INSTALAŢII DE VENTILARE ŞI CLIMATIZARE 51.1. Generalităţi 51.2. Clasificarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare 5

1.2.1. Clasificarea după modul de vehiculare a aerului 51.2.2. Clasificarea după extinderea zonei amplasate 81.2.3. Clasificarea după diferenţa de presiune dintre interiorul şi exteriorul încăperii

ventilate8

II. AERUL – AGENT DE LUCRU ÎN INSTALAŢIILE DE VENTILARE 92.1. Compoziţia aerului atmosferic 92.2. Aerul umed 9

2.2.1. Presiunea aerului 92.2.2. Temperatura aerului 102.2.3. Umiditatea aerului 102.2.4. Densitatea aerului umed 122.2.5. Căldura masică (specifică) a aerului umed 132.2.6. Entalpia specifică a aerului umed 13

2.3. Diagrame pentru aerul umed 142.3.1. Diagrama i – x pentru aerul umed (prezentare) 142.3.2. Trecerea aerului de la starea iniţială A la starea finală B 19

III. PROCESE SIMPLE DE TRATARE A AERULUI 243.1. Încălzirea aerului 243.2. Răcirea uscată a aerului 253.3. Răcirea umedă a aerului sau răcirea cu uscare a aerului 263.4. Amestecarea debitelor de aer cu parametri diferiţi 273.5. Umidificarea aerului 30IV. FACTORII METEOROLOGICI 354.1. Factorii meteorologici 354.2. Parametrii climatici exteriori de calcul 37

V. BILANŢUL CALORIC ŞI DE UMIDITATE AL SPAŢIILOR CLIMATIZATE

40

5.1. Bilanţul caloric şi sarcina termică a spaţiilor climatizate 415.2. Bilanţul de umiditate şi sarcina de umiditate a spaţiilor climatizate 46VI. TRATAREA COMPLEXĂ – CONDIŢIONAREA AERULUI UMED 496.1. Schema de principiu a unei instalaţii de condiţionare a aerului 496.2. Direcţia modificării parametrilor de stare ai aerului umed în spaţiul climatizat 516.3. Zonarea diagramei i – x 52VII. DEBITUL DE AER CONDIŢIONAT PENTRU SPAŢIUL

CLIMATIZAT54

7.1. Recomandări privind calculul debitului de aer condiţionat refulat în spaţiul climatizat în perioada de vară pentru sistemul “sus – jos”

54

7.2. Recomandări privind calculul debitului de aer condiţionat refulat în spaţiul climatizat în perioada de iarnă pentru sistemul “sus – jos”

55

VIII. CONDIŢIONAREA AERULUI ÎN PERIOADA DE VARĂ ŞI IARNĂ. DETERMINAREA PARAMETRILOR AERULUI CONDIŢIONAT ŞI UZAT ŞI REPREZENTAREA PROCESULUI DE CONDIŢIONARE PE DIAGRAMA i – x

57

2

8.1. Zona de microclimat. Transformarea coeficientului de termoumiditate în diagrama i – x

57

8.2. Condiţionarea aerului pe timpul verii 588.3. Condiţionarea aerului pe timpul iernii 61

8.3.1. Varianta fără preîncălzirea aerului proaspăt 618.3.2. Varianta cu preîncălzirea aerului proaspăt 63

IX. ECHIPAMENTUL AGREGATELOR DE VENTILARE ŞI CLIMATIZARE

65

9.1. Filtre de praf 659.1.1. Clasificarea filtrelor de praf 659.1.2. Caracteristicile filtrelor 659.1.3. Alegerea filtrelor 669.1.4. Tipuri constructive de filtre mai des utilizate la echiparea agregatelor de

ventilare şi condiţionare66

9.2. Baterii pentru încălzirea aerului 689.2.1. Schimbul de căldură în baterii 68

9.3. Baterii pentru răcirea aerului 699.3.1. Schimburile de căldură în bateriile de răcire 70

9.3.1.1. Răcirea uscată (baterii pentru răcirea aerului fără condensarea vaporilor de apă)

70

9.3.1.2. Răcirea umedă (baterii pentru răcirea aerului cu condensarea vaporilor de apă) 719.4. Camere de tratare a aerului 729.5. Ventilatoare 75

9.5.1. Tipuri constructive 759.5.2. Acţionarea ventilatoarelor 759.5.3. Reglarea debitului 769.5.4. Debitul minim de aer proaspăt 769.5.5. Raţia de aer proaspăt 77

X. PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE A INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE 7810.1. Părţile componente ale instalaţiilor frigorifice 84

XI. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ 8711.1. Noţiuni introductive. Clasificare 8711.2. Vaporizatoare 88

11.2.1. Vaporizatoare pentru răcirea aerului 8811.2.1.1. Vaporizatoarele cu circulaţie naturală a aerului 8911.2.1.2. Vaporizatoarele cu circulaţie forţată a aerului 91

11.2.2. Vaporizatoare pentru răcirea lichidelor 9511.2.2.1. Vaporizatoare imersate 9511.2.2.2. Vaporizatoare înnecate 9811.2.2.3. Vaporizatoare cu detentă uscată 99

11.3. Condensatoare 10011.3.1. Condensatoare răcite cu aer 10011.3.2. Condensatoare răcite cu apă 102

11.3.2.1. Condensatoare multitubulare orizontale 10211.3.2.2. Condensatoare multitubulare verticale 10311.3.2.3. Condensatoare coaxiale 104

11.3.3. Condensatoare răcite mixt 10411.3.3.1. Condensatoare atmosferice 10411.3.3.2. Condensatoare cu evaporare forţată 105

BIBLIOGRAFIE 107

3

CAPITOLUL I.

INSTALAŢII DE VENTILARE ŞI CLIMATIZARE

1.1. Generalităţi

Calitatea mediului în care oamenii îşi desfăşoară activitatea are o influenţă complexă asupra lor atât sub aspect igienico-sanitar cât şi a productivităţii muncii.

Calitatea mediului ambiant se apreciază prin valoarea parametrilor confortului termic (T = 18 – 200C), prin compoziţia chimică şi prin puritatea aerului, precum şi prin alţi factori ca nivelul de iluminare, de zgomot şi altele. În anotimpul rece, instalaţiile de încălzire pot asigura în încăperi menţinerea temperaturii aerului la o anumită valoare.

Puritatea aerului se obţine în aceste cazuri prin ventilare naturală (de exemplu, deschiderea ferestrelor este limitată în timp şi ca eficienţă fiind dependentă de acţiunea factorilor climatici exteriori).

Tendinţa de creştere a temperaturii aerului interior vara poate fi combătută prin ventilare naturală, dar limitarea acesteia la anumite valori nu se poate realiza în orice condiţii. Pentru incinte în care se produc degajări importante de nocivităţi, cum sunt încăperile de producţie, hale pentru întreprinderile de industrializare a animalelor, săli cu aglomeraţie mare de oameni, etc., apare necesitatea introducerii „controlate” a unui debit de aer, respectiv instalaţiei de ventilare. În cazul încăperilor aglomerate, datorită degajărilor mari de căldură şi umiditate, precum şi a valorilor la care trebuie menţinuţi parametrii de confort, este necesară răcirea aerului introdus pentru a i se mări capacitatea de preluare a căldurii, iar pentru a se asigura preluarea surplusului de umiditate este necesară şi uscarea lui. Aceasta constituie una din formele clasice sub care se întâlnesc instalaţiile de climatizare.

Unele procese tehnologice impun cerinţe şi mai stricte în privinţa parametrilor microclimatului interior, ceea ce implică agregate de climatizare complexe şi anumite sisteme constructive ale incintelor respective.

1.2. Clasificarea instalaţiilor de ventilare şi climatizare

La orice sistem de ventilare este necesar să se introducă în încăperi aer definit ca aer refulat sau aer introdus care să preia nocivităţile în exces, respectiv căldura, umiditate, gaze, vapori, praf, după care trebuie îndepărtat din încăperi fiind definit ca aer viciat sau aer evacuat.

Instalaţiile de ventilare pot fi diferenţiate după modul de vehiculare a aerului, după spaţiul supus ventilării, după gradul de complexitate al tratării aerului în funcţie de cerinţele tehnologice sau de confort al încăperii respective şi după diferenţele de presiune dintre interiorul şi exteriorul încăperii ventilate.

1.2.1. Clasificarea după modul de vehiculare a aerului

4

a) Ventilarea naturală – Prin ventilare naturală se înţelege schimbul de aer realizat într-o încăpere sub acţiunea combinată a doi factori naturali: vântul şi diferenţa de temperatură dintre aerul exterior şi interior.

Când pătrunderea aerului exterior are loc prin neetanşeităţile constructive, ventilarea naturală se numeşte neorganizată.

Dacă în încăperi sunt practicate deschideri speciale cu dimensiuni determinate, amplasate la o anumită înălţime şi care pot fi închise şi deschise se realizează o ventilare naturală organizată.

b) Ventilarea mecanică – Aceasta poate fi simplă sau combinată. La ventilarea mecanică simplă se realizează fie numai o introducere, fie o evacuare de aer cu funcţionare de multe ori intermitentă.

Ventilarea mecanică combinată este aceea la care, în circuitul aerului, se introduc aparate pentru răcirea sau încălzirea aerului (schema a):

Legendă:

AP – aer proaspăt CV – canale de ventilaţie (tubulatură rectangulară)CR – clapetă pentru regulare debit AI – aer încălzitF – filtru praf ti – temperatura internă a încăperiiBI – baterie de încălzire AR – aer recirculatV1, V2 – ventilatoare AE – aer evacuat

5

a) Schema de principiu a instalaţiei de ventilare mecanică combinată

Climatizarea sau condiţionarea este tot o ventilare mecanică care asigură atât în perioada de iarnă cât şi în cea de vară o anumită valoare a temperaturii şi reglează simultan cel puţin doi parametri (de exemplu, temperatura şi umiditatea relativă) – schema b. Este destinată confortului persoanelor sau unor scopuri tehnologice.

Legendă:

AP – aer proaspăt V1, V2 – ventilatoareCR – clapetă pentru regulare debit AC – aer condiţionatF – filtru praf CV – canale de ventilaţieBI – baterie de încălzire ti – temperatura internă a încăperiiCU – cameră de umidificare ψi – umiditatea relativă internă a încăperiiBR – baterie de răcire AR – aer recirculatBRI – baterie de reîncălzire AE – aer evacuat

b) Schema de principiu a instalaţiei de condiţionare a aerului

c) Ventilarea mixtă – Se poate realiza fie prin introducere mecanică şi evacuare naturală, fie prin evacuare mecanică şi introducere naturală a aerului.

6

1.2.2. Clasificarea după extinderea zonei amplasate

a) Ventilarea generală implică amplasarea uniformă a deschiderilor pe tubulatura de ventilaţie pentru introducerea aerului proaspăt sau tratat, respectiv a celor pentru evacuarea aerului viciat din încăpere.

b) Ventilarea locală se referă la ventilarea prin aspiraţie chiar la locul de producere a nocivităţilor şi respectiv ventilarea locală prin refulare prin care se realizează perdele de aer care împiedică pătrunderea aerului rece în încăperi prin golurile tehnologice de acces sau prin deschiderea frecventă a uşilor.

1.2.3. Clasificarea după diferenţa de presiune dintre interiorul şi exteriorul încăperii ventilate

a) Ventilarea echilibrată se obţine când debitele de aer introdus şi evacuat sunt egale.

b) Ventilarea în suprapresiune – Debitul de aer introdus este mai mare decât cel evacuat, astfel că în interior apare o suprapresiune, debitul în exces evacuându-se pe cale naturală prin canale de ventilaţie.

c) Ventilarea în subpresiune (depresiune) – Fenomenele se produc invers. Aceste sisteme se folosesc pentru a impune un anumit sens al trecerii aerului dintr-o încăpere în alta, astfel prin realizarea subpresiunii într-o încăpere cu degajări de nocivităţi şi suprapresiune în încăperea vecină „curată” se împiedică răspândirea nocivităţii în întreg spaţiul.

7

CAPITOLUL II.

AERUL – AGENT DE LUCRU ÎN INSTALAŢIILE DE VENTILARE ŞI CLIMATIZARE

2.1. Compoziţia aerului atmosferic

Aerul atmosferic este format din „aer curat” denumit şi „aer normal uscat” la care se adaugă vapori de apă şi alte impurităţi sub formă de gaze, vapori ai unor substanţe sau praf. Preponderenţa azotului şi oxigenului permite ca pentru modelul teoretic al aerului atmosferic să se neglijeze participarea celorlalte gaze care este sub 1% sau sub 1,32% (procente masice).

Vaporii de apă prezenţi în atmosferă variază în limite largi de la 0,02% în condiţii de deşert până la 4% în zonele ecuatoriale. Impurităţile din aer sunt denumite „aerosoli” incluzând toate substanţele naturale sau artificiale care pot fi aeropurtate. Acestea pot fi: solizi, lichizi, gaze sau vapori sub formă de particule, molecule sau amestec ale acestora fiind în general mai grele ca aerul.

2.2. Aerul umed

Prin aer umed se înţelege un amestec format din aer uscat şi vapori de apă. În compoziţia aerului uscat se consideră numai azotul şi oxigenul ale căror participări sunt de 79%, respectiv 21% (procente volumice) sau respectiv 77% şi 23% participări (procente masice).

Aerul umed este luat ca model fizic şi matematic în procesele termodinamice de transformare a stării aerului.

Mărimi caracteristice ale aerului umed

În limite de temperatură şi presiune care se întâlnesc în tehnica ventilării şi climatizării, gazelor şi vaporilor de apă din amestec care formează aerul umed li se pot aplica legile gazelor perfecte. Pentru gaze (azot şi hidrogen) aceasta este posibilă ca urmare a faptului că temperatura lor în condiţii normale este foarte ridicată în raport cu temperatura critică, respectiv cu cea de lichefiere.

Pentru vaporii de apă este posibil deoarece presiunea parţială a acestora este foarte mică în raport cu presiunea totală a amestecului.

Pentru precizarea stării aerului umed şi pentru a se urmări evoluţia lui în diferite procese se utilizează parametrii de stare clasici, respectiv temperatura şi presiunea, şi mărimi caracteristice amestecului respectiv, umiditate, densitate, căldura masică şi entalpie masică (specifică).

2.2.1. Presiunea aerului

8

Conform legii lui Dalton presiunea totală, P, a unui amestec ce ocupă un volum dat rezultă din însumarea presiunilor parţiale ale componenţilor acestora. În cazul aerului umed presiunea totală rezultă din însumarea presiunii aerului uscat, , şi a

vaporilor de apă, :

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

Presiunea barometrică B are o valoare medie de 1013 mb la nivelul mării şi prezintă o scădere exponenţială cu altitudinea.

2.2.2. Temperatura aerului

Se deosebesc următoarele temperaturi ale aerului, utilizate în tehnica de ventilare şi climatizare:

a) Temperatura după termometrul uscat (t) este temperatura măsurată cu un termometru protejat împotriva radiaţiilor termice. Termometrul este ecranat faţă de radiaţiile solare şi vânt.

b) Temperatura după termometrul umed (t’) este temperatura indicată de un termometru al cărui bulb este înfăşurat într-un tifon de vată îmbibat cu apă. Este temperatura de saturaţie izentalpică şi izobară a aerului umed.

c) Temperatura punctului de rouă (tτ) este temperatura la care presiunea parţială a vaporilor de apă din aerul umed de o anumită temperatură şi umiditate, răcit izobar, devine egală cu presiunea lor de saturaţie, respectiv începe condensarea.Pentru aerul nesaturat . Pentru aerul saturat .

2.2.3. Umiditatea aerului

Mărimile care exprimă umiditatea aerului sunt:

a) conţinutul de umiditate;b) umiditatea specifică;c) umiditatea absolută;d) umiditatea relativă.

a) Conţinutul de umiditate (x) reprezintă masa vaporilor de apă conţinută într-un kg de aer uscat, respectiv:

9

Conţinutul de umiditate este o mărime nespecifică deoarece se raportează la 1 kg aer uscat şi nu de aer umed. În acest caz, în transformările de stare ale aerului se

schimbă, în timp ce rămâne stabil.

Aplicând ecuaţia de stare a gazelor perfecte , pentru m = 1 kg gaz rezultă relaţia .

Pentru kg aer uscat şi kg vapori de apă, în amestec, având volumul , rezultă relaţiile:

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

În acest caz conţinutul de umiditate va fi:

Introducând valorile constantelor caracteristice, şi , rezultă:

unde: - presiune barometrică .

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

10

c) Umiditatea absolută (a) reprezintă masa vaporilor de apă conţinuţi într-un m3

de aer umed, deci se măsoară prin densitatea vaporilor din amestec:

Din ecuaţia de stare vom avea:

d) Umiditatea relativă (φ) reprezintă raportul dintre masa de vapori conţinuţi într-un m3 de aer umed la o presiune şi o temperatură date şi masa de vapori de apă corespunzătoare saturaţiei la aceeaşi temperatură şi presiune. Aceasta înseamnă că

umiditatea relativă se exprimă prin raportul dintre umiditatea absolută şi cea

corespunzătoare saturaţiei :

2.2.4. Densitatea aerului umed (ρ)

Ţinând seama că:

Pe baza ecuaţiei de stare a gazelor perfecte şi având în vedere că rezultă:

Densitatea aerului umed este mai mică decât cea a aerului uscat, la aceeaşi temperatură şi presiune barometrică.

11

2.2.5. Căldura masică (specifică) a aerului umed (Cp)

Căldura masică variază cu temperatura şi presiunea în tehnica ventilării şi

climatizării aerului. Procesele se consideră izobare, variaţiile de presiune faţă de presiunea atmosferică fiind neînsemnate. În acest caz valorile medii ale căldurii masice pentru domeniul de temperatură situat între -200C şi +400C, cu care se lucrează în domeniul climatizării, se pot lua:

- pentru aerul uscat:

- pentru vaporii de apă:

În acest caz căldura masică a aerului umed, , raportată la 1 kg de aer uscat va

fi:

Dacă şi rezultă:

, respectiv

2.2.6. Entalpia specifică a aerului umed (i sau I)

Pentru domeniile de temperatură întâlnite în tehnica ventilării şi climatizării situate între -200C şi +800C entalpia specifică a aerului uscat, pentru , este:

unde: - căldura sensibilă

Entalpia specifică a vaporilor de apă este:


- căldura latentă specifică de vaporizare a apei

Entalpia specifică a aerului umed va fi:

12

Entalpia aerului umed se obişnuieşte să se raporteze la 1 kg de aer uscat rezultând o entalpie nespecifică, I. astfel, pe baza relaţiei de mai sus, dacă numitorul , în care

, se ia egal cu 1 rezultă entalpia nespecifică I:

Introducând valorile căldurilor specifice rezultă:

Pentru calculele practice se poate accepta ca .În consecinţă se foloseşte tot simbolul şi pentru entalpia nespecifică .Mărimile caracteristice ale aerului umed necesare în calculele termotehnice ale

instalaţiilor de ventilare şi climatizare sunt date în tabele sau diagrame de aer umed.

2.3. Diagrame pentru aerul umed

Pentru proiectarea instalaţiilor de ventilare şi condiţionare se folosesc diagrame pentru aerul umed care dau posibilitatea rezolvării grafice, mai rapidă şi suficient de exactă pentru practică, a problemelor de schimbare a stării aerului în timpul proceselor de tratare a acestuia, respectiv amestecare, încălzire, răcire, uscare şi umidificare.

În literatură există mai multe tipuri de astfel de diagrame dintre care de bază sunt:

- diagrama I – t Muller- diagrama x – t Carrier- diagrama i – x Mollier.

Aceste diagrame au fost recalculate sau corectate astfel încât au apărut diverse variante.

2.3.1. Diagrama i – x pentru aerul umed (prezentare)

La baza construcţiei diagramei i – x stă ecuaţia de diferenţiere a entalpiei aerului umed:

respectiv relaţia funcţională care poate fi reprezentată în sistem spaţial,

punctul 0 fiind polul diagramei şi având caracteristicile , şi . Curbele de pleacă divergent de la punctul inferior spre punctul

superior, în diagrama operaţională trasându-se trei curbe de , respectiv

, respectiv , ultimele mergând din 5 în 5.

13

Curba , respectiv curba de saturaţie reprezintă locul geometric al curbelor ce caracterizează starea aerului saturat.

Curba împarte diagrama în două zone:

I – zona de nesaturare (la partea superioară a curbei)II – zona de suprasaturare sau zona de ceaţă (la partea inferioară a curbei).

De asemenea la partea inferioară avem conţinutul de umiditate (x) cu dimensiunile y vapori/kg aer uscat şi se trasează dreapta , cu ajutorul căreia se determină presiunile parţiale ale vaporilor de apă conţinuţi în aerul umed la diferite valori .

Izotermele sunt drepte cu panta variabilă, reprezentate în diagrama operaţională prin linii care sunt continue în zona de nesaturare şi întrerupte în zona de ceaţă. Ele se răsfrâng în jos în zona de ceaţă la intersecţia cu curba şi rezultă izotermele de ceaţă.

Izentalpele sunt drepte paralele şi echidistante, ele reprezentându-se prin linii continue.

14

În diagramă mai sunt trasate curbele cu linii întrerupte şi care sunt drepte paralele şi echidistante având valorile 1,40; 1,20 şi 1,10; sunt prezente pe curba

.Pe conturul exterior al diagramei, respectiv pe scara marginală se trasează

direcţiile: , care reprezintă raportul de termoumiditate sau raza procesului

numită şi raza polară sau direcţia procesului. este o mărime care reprezintă caracteristica procesului de schimbare a stării aerului ca urmare a preluării sau cedării de căldură şi umiditate.

Diagrama x – t sau i – x se poate defini complet prin toate mărimile sale caracteristice şi anume: i (entalpia), x (conţinutul de umiditate), t (temperatura) şi φ (umiditatea relativă).

O anume stare a aerului umed, dacă se cunosc două dintre aceste două mărimi şi în cazuri speciale, presiunea barometrică (de exemplu, starea aerului A dintr-o încăpere cu

15

şi ) este complet diferită dacă după ce se figurează în diagramă punctul de stare A

se citesc ceilalţi parametri şi .

Fig. a) Reprezentarea în diagrama i – x a punctului de stare A, şi fiind cunoscute

În diagrama din figura a se stabileşte, respectiv se obţine punctul de stare A, prin ducerea izotermei (dată) până se atinge (dată), după care se citesc din diagramă

valorile mărimilor şi . Pe aceeaşi diagramă se pot citi şi presiunile parţiale a

vaporilor de apă , precum şi temperatura punctului de rouă , respectiv , la

intersecţia lui cu curba . De asemenea se poate citi cu aproximaţie temperatura

aerului după termometrul umed , respectiv temperatura de saturaţie izentalpică şi izobară, la presiunea barometrică , a aerului umed de stare U. în acest caz punctul A şi U cu temperatura şi au aceeaşi entalpie, respectiv izentalpă .

În punctul A începe vaporizarea izentalpică (pe izentalpa a apei din vata

(tifonul) termometrului umed) până se atinge starea de saturaţie; apă vapori în vată, respectiv punctul U pe curba de saturaţie . Punctul U, în acest caz, este de saturaţie

16

izentalpică şi izobară , iar se va afla pe izoterma care trece prin

punctul U. Se observă în diagrama din figura a că .

Revenind la folosirea diagramei i – x în cazurile speciale când sunt necesare

corecţii faţă de presiunea barometrică , dacă se ia ca referinţă

diagrama i – x construită pentru , în diagramele pentru

curbele de umiditate construite sunt deplasate în sus, iar cele

construite pentru se situează dedesubt (fig. b).Presiunea barometrică variază în funcţie de conţinutul de vapori de apă din aer şi

în funcţie de altitudine, valoarea indicând un conţinut scăzut în

umiditate, respectiv vreme stabilă, iar valoarea reprezentând un conţinut mărit de vapori de apă, respectiv vreme instabilă. În ceea ce priveşte altitudinea presiunea barometrică scade, la clădirile climatizate amplasate la o înălţime mai mare de 500 m fiind necesar să se aplice o serie de corecţii.

Fig. b) Poziţia relativă a curbelor de saturaţie la diferite presiuni barometrice

17

2.3.2. Trecerea aerului de la starea iniţială A la starea finală B

Raza procesului din diagrama i – x exprimă, după cum s-a arătat, durata procesului de schimbare a stării aerului ca urmare a preluării sau cedării de căldură şi umiditate. Astfel, trecerea aerului de la starea iniţială A la starea finală B este însoţită de creşterea entalpiei de la la şi creşterea conţinutului de umiditate de la la , obţinându-se, în raport cu 1 kg de aer uscat, variaţiile:

Caracterul procesului de schimbare a stării aerului, în acest caz, poate fi exprimat prin raportul de termoumiditate sau raza procesului:

Astfel, pentru un debit de aer creşterea conţinutului de căldură şi a

conţinutului de umiditate, respectiv debitul de căldură şi debitul de umiditate , pot fi exprimate prin relaţiile:

Caracterul schimbării stării aerului în acest caz poate fi exprimat prin raportul de termoumiditate:

În diagrama i – x din figura 1 raportul de termoumiditate este exprimat prin coeficientul unghiular al dreptei care indică direcţia procesului de preluare de căldură şi umiditate. Astfel, din triunghiurile ABC şi ABD obţinute prin trasarea perpendicularei din punctul A pe segmentul BC, se vede că raportul de termoumiditate

este tocmai coeficientul unghiular al direcţiei procesului AB, respectiv direcţia AB paralelă cu raza polară:

În acest mod, în diagrama i – x pe marginea acesteia sunt trasate direcţiile posibile ale procesului de schimbare a stării aerului corespunzătoare unei pante largi de valoare

. Aceste direcţii, raze ale procesului, sunt capetele extreme ale unor drepte ce converg

18

în polul diagramei, respectiv în punctul 0, fapt pentru care se mai denumesc şi raze polare.

Fig. 1. Reprezentarea în diagrama i – x a schimbării de stare a aerului de la starea iniţială A la starea finală B după direcţia

şi reprezentarea cazului particular şi

Scala marginală cu direcţia procesului are o deosebită importanţă pentru practică întrucât orice proces de preluare sau cedare de căldură sau umiditate pentru care se cunosc valorile , respectiv , poate fi uşor trasată pe diagramă prin

repetarea razei polare calculate pe scala marginală şi respectiv prin trasarea

unei drepte paralele cu unul din punctul trasat considerat (de exemplu, cu

raza polară reperat pe scala marginală).

1) ;

2) ;

3) ;

4) .

Se stabilesc după cum urmează:

19

1) pentru procese care au loc cu , respectiv pentru

răcire când , iar pentru încălzire când ;

2) pentru procese care se desfăşoară cu ;

3) pentru procese izoterme, respectiv , din zona de nesaturare, unde , ţinând seama de variaţia entalpiei:


- căldura latentă de vaporizare

- entalpia vaporilor care este suma dintre căldura sensibilă şi căldura latentă de vaporizare a acestora.

Fig. 2. Direcţiile pentru unele procese particulare

20

4) pentru izotermele din zona de suprasaturare (zona de ceaţă),

.

Direcţia izotermei în zona de suprasaturare (sub curba de saturare ) este diferită de cea din zona de nesaturare, respectiv este răsfrântă în jos. Astfel, starea aerului a este nestabilă, fiind compusă din aer saturat A’ amestecat din particule de apă (ceaţă), respectiv aer suprasaturat. Când , cristalele de gheaţă prin separarea celor particule de apă conţinute în amestecul suprasaturat la starea iniţială A duc la starea aerului saturat rezultat ce va putea fi reprezentat în diagrama din figura 3. prin punctul A’. Atât aerul suprasaturat cât şi componenţii săi (aerul saturat şi ceaţa de temperatură ) sunt reprezentaţi în diagramă pe aceeaşi izotermă . În această situaţie variaţiile conţinutului de umiditate fiind , variaţia entalpiei va fi dată de entalpia apei separate, adică:

unde: - căldura specifică a apei

- cantitatea de apă - cantitatea de apă separată.

Fig. 3. Izoterma în zona de ceaţă

21

În acest caz este direcţia izotermei de ceaţă. Cum este relativ mic, izoterma în zona de ceaţă este separată de izentalpă, respectiv de o variaţie de entalpie când şi practic poate fi considerată ca paralelă cu adiabate ce au .

În acest caz procesul de separare poate fi transferat pe izentalpa ce cuprinde căldura sensibilă a aerului uscat şi respectiv căldura latentă a vaporilor de apă separaţi.

22

CAPITOLUL III.

PROCESE SIMPLE DE TRATARE A AERULUI

Prin procese simple de tratare a aerului se înţeleg procesele care au loc printr-o singură operaţie, respectiv printr-un singur aparat.

Înainte de a fi refulat în încăpere, aerul de ventilare sau climatizare trebuie să fie tratat, adică să i se schimbe starea astfel încât să aibă parametrii necesari realizării în încăperi a condiţiilor de microclimat cerute.

În tehnica ventilării şi climatizării ne interesează cunoaşterea parametrilor aerului la începutul şi la sfârşitul unui proces de tratare fără să existe o preocupare pentru stările intermediare. Ca urmare, reprezentarea acestor procese în diagramele pentru aer umed apar ca linii drepte, chiar dacă în realitate stările intermediare se înscriu pe curbe cuprinse între punctele ce reprezintă starea iniţială şi starea finală a aerului.

3.1. Încălzirea aerului

Fig. 1. Reprezentarea în diagrama i – x a procesului de încălzire a aerului

Aerul umed trecut printr-o baterie de încălzire (BI) îşi măreşte temperatura şi entalpia, conţinutul său de umiditate rămânând constant. În diagrama i – x trece de la starea 1 la starea 2 pe dreapta , deci după direcţia .

Temperatura finală a aerului nu ajunge să egalizeze temperatura medie a suprafeţei

de încălzire , astfel încât . Dacă debitul de aer este şi diferenţa de

23

entalpie între starea 1 şi starea 2 este , debitul de căldură cedat de bateria de

încălzire va fi:

Deoarece nu apar procese de vaporizare şi condensare care schimbă raportul dintre valorile izentalpelor şi izotermelor, cu aproximaţie expresia debitului de căldură poate fi scrisă şi în funcţie de diferenţa de temperatură. Astfel, folosind relaţia pentru entalpie

şi ţinând seama că , vom avea:

Deoarece în ventilare şi climatizare, respectiv în diagrama i – x, aerul are un

conţinut relativ mic de umiditate se poate neglija termenul ca fiind

foarte mic în raport cu termenul . În acest caz:

Spre exemplificare, valoarea medie în diagrama i – x pentru este sau respectiv ,

umiditate cu care se operează în mod necesar în calcule.

3.2. Răcirea uscată a aerului

Dacă este temperatura suprafeţei bateriei de răcire şi este temperatura

punctului de rouă a aerului şi dacă , neexistând posibilitatea de condensare a vaporilor de apă pe suprafaţa de schimb a bateriei, procesul în diagrama i – x decurge de

la starea iniţială 1 la starea finală 3, după , cu direcţia ε = -

∞. Aşa după cum s-a definit , punctul se găseşte la intersecţia dreptei cu

curba de saturaţie . În aceste condiţii pentru debitul de căldură absorbit de bateria de răcire se aplică aceleaşi relaţii ca la încălzirea aerului, respectiv:

24

Fig. a) Reprezentarea în diagrama i – x a procesului de răcire uscată a aerului

3.3. Răcirea umedă a aerului sau răcirea cu uscare a aerului

În condiţiile în care o parte din vaporii de apă din aer condensează pe pereţii bateriei de răcire, proces care duce la micşorarea conţinutului de umiditate din aer şi respectiv la o uscare a aerului. Reprezentarea convenţională (adică se are în vedere numai starea iniţială şi finală) a procesului de răcire cu uscare a aerului 1 – 2, este arătat în fig. b, starea finală 2 găsindu-se pe dreapta 1 – 2’, punctul 2’ fiind la intersecţia izotermei şi curba .

Dacă se urmăreşte diagrama i – x, respectiv figura b, se observă că trecerea de la la are loc cu intersectarea curbei în punctul , respectiv punctul 2” unde

are loc separarea apei.Pentru un proces ideal în care izoterma de ceaţă , explicaţia fenomenului

de uscare se poate face astfel: aerul de stare 1, răcit izobar după , respectiv ajunge la starea de saturaţie 2”; vaporii de apă condensaţi se depun pe

suprafaţa bateriei de răcire astfel încât în final rezultă aer saturat reprezentat prin punctul 2’ care se găseşte pe aceeaşi izotermă, respectiv izoterma de ceaţă , ca şi punctul 2”. În cazul izotermei de ceaţă, după cum s-a arătat aceasta este foarte apropiată de dreapta de entalpie constantă cu ε = 0 (izentalpa se caracterizează prin ,

respectiv ).

25

Fig. b) Reprezentarea în diagrama i – x a procesului de răcire cu uscare a aerului

În cazul de faţă este vorba de izentalpa pe care se poate opera procesul de condensare, izentalpele conţinând căldura sensibilă şi căldura latentă de vaporizare care reprezintă căldura eliberată la condensare. După condensare, procesul este transferat pe izoterma de ceaţă, respectiv în acest caz pe .

În cazul procesului de răcire cu uscare a aerului discutat, debitul total de căldură absorbit de agentul de răcire care trece prin baterie cuprinde atât căldura sensibilă (perceptibilă) cât şi cea latentă de vaporizare eliberată prin condensare (proces operabil pe izentalpe care conţin atât căldura perceptibilă cât şi căldura latentă, respectiv:

În acest caz nu este aplicabilă şi relaţia de la răcirea uscată a aerului (pe baza diferenţei de temperatură) care dă erori mari neincluzând căldura latentă eliberată prin condensare şi respectiv izotermele îndepărtându-se mult valoric faţă de izentalpe.

3.4. Amestecarea debitelor de aer cu parametri diferiţi

Entalpia şi conţinutul de umiditate al aerului provenit din amestecul mai

multor debite de aer , cu parametrii se pot

determina din bilanţul de căldură, respectiv:

26

şi din bilanţul de umiditate, respectiv:

rezultând entalpia şi conţinutul de umiditate ale aerului amestecat:

şi

Determinarea parametrilor aerului amestecat se poate face şi grafic folosind diagrama i – x. astfel, când amestecul se face în zona de nesaturare (fig. a), punctele 1 şi

2 reprezintă stările a două debite de aer ce se amestecă în proporţia .

Fig. a) Reprezentarea în diagrama i – x a amestecului de două debite de aer de parametri diferiţi

27

Se poate demonstra că starea aerului amestecat M se va găsi pe dreapta ce uneşte punctele de stare 1 şi 2. punctul M împarte segmentul în părţi invers proporţionale

cu debitele de aer care intră în amestec, respectiv segmentele şi .În cazul în care punctul de amestec M se găseşte în zona de ceaţă situaţia se

prezintă în fig. b.

Fig. b) Reprezentarea în diagrama i – x a amestecului de două debite de aer de parametri diferiţi

În acest caz se produce condensarea vaporilor de apă, proces izoterm care, aşa cum s-a arătat, se poate considera că decurge după raza procesului , izoterma în zona de ceaţă, , fiind foarte apropiată de , izentalpa aerului amestecat care în acest caz este izentalpa de condensare. În acest caz punctul de stare al aerului saturat se va găsi în M’, situat la intersecţia izotermei de ceaţă cu curba . Deoarece izoterma

de ceaţă este foarte apropiată de izentalpa , practic se poate considera că starea aerului

saturat provenit din amestec se găseşte la intersecţia izentalpei cu , adică în M” (foarte apropiat de M’).

Conţinutul de umiditate în acest caz este:

În acest proces se separă prin condensare (din punctul M din zona de suprasaturare până în M’ de pe curba de saturaţie ) un debit de apă:

28

3.5. Umidificarea aerului

Umidificarea aerului este un proces simplu de tratare a aerului umed care face parte din procesele simple succesive, operate la condiţionarea complexă a aerului destinat climatizării.

Umidificarea aerului se poate realiza în două variante:- izentalpic, implicit fără schimb de căldură, adiabatic, prin pulverizarea apei în

curentul de aer;- izoterm prin injectarea aburului saturant în curentul de aer din agregatul de

condiţionare sau în canalele de ventilare.

a) Umidificarea izentalpică (adiabatică)

Prin pulverizarea fină a apei în curentul de aer umed, apa difuzează în aerul umed şi în urma unui transfer complex de căldură şi masă se obţine aerul umidificat şi totodată răcit.

Fig. a) Umidificarea izentalpică a aerului

29

Conform cu figura prezentată mai sus se consideră transferul . Starea iniţială a aerului corespunde punctului A caracterizat prin parametrii respectivi:

.

Transformarea , respectiv la limita este un proces de umidificare izentalpică, respectiv vaporizarea apei are loc pe seama căldurii sensibile a

aerului, la , respectiv . Este un proces în care coeficientul

deoarece .Deoarece vaporizarea are loc pe seama căldurii sensibile procesul se

va finaliza cu şi respectiv . În acest caz, aplicând relaţia:

rezultă:

- căldura specifică a aerului şi a vaporilor

- căldura latentă de vaporizare

La un conţinut mic de umiditate al aerului se poate neglija termenul al doilea din expresia căldurii . Astfel rezultă:

Aerul umed cedează căldură sensibilă apei care se vaporizează pe seama acesteia, vaporii rezultaţi integrându-se în aerul umidificat obţinându-se un amestec cu parametrii punctului B, umidificat izentalpic, respectiv:

Creşterea presiunii vaporilor de apă va fi:

unde: - presiunile vaporilor de apă în punctele A, B şi respectiv D.

30

În tehnica condiţionării aerului se face mereu apel la valoarea maximă posibilă a lui , respectiv corespunzător punctului D de saturaţie izentalpică pentru a se aprecia randamentul camerelor de umidificare:

Limita de răcire sau încălzire a apei în contact cu aerul în procesul de umidificare izentalpică

Umidificarea izentalpică a aerului umed este curent folosită în instalaţiile de climatizare. Ea prezintă avantajul că apa pulverizată în camera de umidificare este preluată de bazinul colector al camerei şi recirculată prin pulverizare.

Fig. b) Limita de răcire sau încălzire a apei în contact cu aerul

Recirculând apa prin pulverizare nu este necesară o încălzire sau o răcire prealabilă a acesteia pentru ca apa să ajungă să aibă . Indiferent de temperatura

iniţială a apei , ea va tinde după un timp relativ scurt de recirculare

către o temperatură de echilibru numită limită de răcire sau încălzire a apei, după care ea rămâne constantă.

31

Procesul de umidificare izentalpică , unde starea finală a aerului ajunge la

temperatură egală cu temperatura apei şi , este un proces ideal.

În procesele reale starea finală a aerului ajunge doar într-un punct D’, având . Punctul D’ va fi cu atât mai aproape de D cu cât suprafaţa de schimb dintre aer şi apă va fi mai mare în condiţiile aceluiaşi timp de contact şi aceloraşi dimensiuni ale picăturilor de apă şi cu cât coeficientul de stropire va fi mai mare. reprezintă raportul dintre debitul de apă pulverizată şi debitul de aer tratat, .

b) Umidificarea izotermică a aerului cu abur saturant uscat

Pentru umidificarea izotermică a aerului se poate injecta abur viu (abur saturant uscat) în agregatul de condiţionare. Aburul trebuie furnizat de generatoare speciale (de exemplu din oţel inoxidabil), deoarece cel produs în cazanele centralelor termice are un miros specific. Acest lucru nu are importanţă în procesele tehnologice de afumare umedă întrucât se poate folosi abur de la centralele termice la care se introduce 1 – 2% fum.

Direcţia procesului de schimbare a stării aerului amestecat cu abur saturant este arătată în fig. de mai jos:

Fig. c) Umidificarea izotermică a aerului cu abur saturant uscat

32

Aerul având în diagrama i – x starea iniţială în punctul A primeşte de la abur umiditate şi căldură, creşterea conţinutului său de vapori va fi , iar creşterea entalpiei va fi . Dacă starea finală este în punctul B:

Direcţia procesului va fi:

Deoarece diferenţa dintre entalpia aburului şi cea a vaporilor de apă

din aerul tratat este mică transformarea are loc pe direcţia izotermei , iar procesul de

umidificare poate fi considerat izotermic, respectiv (procesul particular 3).Dacă debitul de abur injectat este mare procesul izotermic ajunge de la starea

iniţială A la starea finală B cu şi poate continua de-a lungul curbei de saturaţie cu şi , respectiv cu intrarea procesului în zona de ceaţă, fapt nedorit din cauza depunerii condensului pe suprafaţa conductelor şi instalaţiilor.

Debitul de abur necesar pentru un debit de aer care suferă

transformarea se calculează din relaţia:

În concluzie se consideră procese simple de tratare sau condiţionare a aerului exterior procesele provocate de schimbul de căldură şi umiditate cu aparatele din agregatele de climatizare şi care se pot realiza din punct de vedere tehnic printr-o singură operaţie de condiţionare simplă, respectiv printr-un singur aparat.

În consecinţă, tratarea complexă sau condiţionarea complexă a aerului exterior va fi o succesiune de procese simple care să aducă aerul exterior la starea necesară pentru a fi refulat în incinta climatizată.

33

CAPITOLUL IV.

FACTORII METEOROLOGICI ŞI PARAMETRII CLIMATICI EXTERIORI DE CALCUL

Factorii meteorologici sunt temperatura şi umiditatea aerului exterior, radiaţia solară, viteza vântului, presiunea barometrică, gradul de nebulozitate al atmosferei ş.a. Ei au acţiune de scurtă durată şi sunt înregistraţi în sistemele de date meteorologice ale staţiilor meteorologice.

Parametrii climatici exteriori de calcul se obţin prin prelucrarea şi interpretarea statistică a datelor meteorologice (factori meteorologici) şi acţiunea lor este stabilită pe perioade mai îndelungate de timp. Parametrii exteriori de calcul stau la baza proiectării instalaţiilor de ventilare mecanică şi respectiv a agregatului de condiţionare a aerului exterior (agregatul de tratare complexă a aerului exterior) în vederea refulării lui în incinta climatizată.

4.1. Factorii meteorologici

În vederea definirii unor parametri climatici exteriori de calcul apare necesitatea studierii prealabile a principalilor factori meteorologici.

a) Temperatura aerului exterior – Datele meteorologice primare înregistrate la staţiile meteorologice, în concordanţă cu convenţiile internaţionale, se prezintă sub forma unui tabel. Pe baza acestor date şi folosind înregistrările pe o anumită perioadă de ani se pot trasa curbe care cuprind maxima absolută lunară, minima absolută lunară, media maximei lunare şi zilnice, etc.

Pentru instalaţiile de ventilare şi climatizare este necesară evidenţierea acestei temperaturi cel puţin pentru două perioade distincte: pentru perioada călduroasă de vară când valoarea maximă se realizează în iulie şi pentru perioada rece de iarnă când valoarea minimă se realizează în ianuarie.

Pentru obţinerea parametrilor climatici exteriori de calcul conform STAS 6648/2-82 s-a recurs la interpretarea statistică a datelor meteorologice înregistrate în tabele, obţinându-se curbe clasate (fig. 1) care pun în evidenţă frecvenţa de apariţie a unei anumite temperaturi pentru o lună şi localitatea considerată.

Frecvenţa are următoarea semnificaţie:

unde: - numărul de zile din perioada analizată în care temperatura aerului exterior

este mai mare sau egală cu valoarea considerată. De exemplu, pentru perioada de

vară , iar pentru perioada de iarnă .

34

unde: - numărul de zile din lună

- numărul de ani consideraţi

Fig. 1. Frecvenţa temperaturii exterioare medie şi efective pentru luna iulie în localitatea Bucureşti între anii 1948 – 1977

În figura 1 se poate citi amplitudinea oscilaţiei de temperatura zilnică la

diferite frecvenţe de apariţie . Astfel, în figura 1, pentru oraşul Bucureşti la

.Pentru alte localităţi, în funcţie de zona de amplasare amplitudinea oscilaţiei de

temperatura zilnică poate lua valorile: 7, 6 sau 4.De asemenea, prezintă interes pentru instalaţiile de climatizare variaţia diurnă a

temperaturii aerului exterior pentru cele două perioade (vară – iarnă, adică iulie – ianuarie), variaţie care este sinusoidală cu un minim la ora 500 şi un maxim între orele 1400 – 1500 pentru iulie şi cu un minim la ora 700 şi un maxim la orele 1500 pentru ianuarie.

b) Umiditatea aerului exterior – Aprecierea umidităţii aerului exterior se face de obicei prin umiditatea sa relativă, aspect sub care se poate defini o variaţie diurnă şi o variaţie anuală. În baza înregistrărilor meteorologice rezultă că în mod consecvent aerul exterior are conţinutul de umiditate cel mai mare în luna iulie, el descrescând către

35

lunile de toamnă – iarnă, iar din ianuarie începe să crească din nou către lunile de primăvară – vară.

c) Radiaţia solară – Valoarea intensităţii radiaţiei solare incidente la

sol este funcţie de latitudine, gradul de nebulozitate sau transparenţă al atmosferei, sezon, orientare şi ora zilei.

d) Vântul – Spre deosebire de ceilalţi factori meteorologici vântul are un pronunţat caracter local cu particularităţi importante privind variaţia zilnică sezonieră şi anuală a vitezei şi direcţiei sale, a duratei de manifestare, etc. Starea de calm atmosferic se referă la viteze ale vântului de 0 – 0,5 m/s.

4.2. Parametrii climatici exteriori de calcul

La calculul parametrilor exteriori, în funcţie de frecvenţa de manifestare a factorilor meteorologici luată în considerare, apar două situaţii specifice:

- cazul instalaţiilor de ventilare mecanică sau natural organizate care au rolul, de exemplu, în perioada de vară de a limita maximal ridicarea temperaturii sau a umidităţii relative a aerului interior. Calculele se referă la frecvenţe relativ mari.

- cazul instalaţiilor de climatizare care au rolul de a asigura condiţiile interne impuse din considerente tehnologice sau de confort când se impune luarea în considerare a factorilor meteorologici de mică frecvenţă în asigurarea microclimatului din incinta climatizată. Microclimatul industrial este condiţionat de fluxul tehnologic care se desfăşoară în incinta climatizată şi urmăreşte fie realizarea unui proces tehnologic la parametri optimi, fie asigurarea unor parametri pentru păstrare în bune condiţii şi fără pierderi a produselor alimentare.

Microclimatul de confort este caracterizat de temperatură şi umiditate şi se organizează pentru desfăşurarea unor activităţi cu oamenii. Microclimatul de confort se subordonează microclimatului industrial deoarece procesele tehnologice primează.

Microclimatul de confort sau confortul este asigurat de parametrii care reglează schimbul de căldură dintre om şi mediul incintei climatizate precum şi de o altă serie de factori legaţi de puritatea aerului din spaţiul respectiv, luminozitate, nivel de zgomot, elemente estetice, etc.

Parametrii optimi de confort sunt: temperatura situată între 18 – 200C, umiditatea relativă situată între 60 – 70%, raţia de aer proaspăt situată între 20 – 30 m3/oră∙om şi o viteză de mişcare a aerului situată între 0,10 – 0,15 m/s.

Parametrii exteriori de calcul care stau la baza proiectării agregatului de condiţionare sunt: temperatura aerului, umiditatea relativă a aerului, vântul şi intensitatea radiaţiei solare.

Criteriul de alegere şi valorile de calcul ale parametrilor climatici exteriori la proiectarea instalaţiilor de climatizare şi ventilare sunt stabilite din STAS.

Pentru calculele de proiectare se vor lua în considerare parametrii climatici exteriori pe perioada caldă (iulie) şi pe perioada rece (ianuarie).

36

a) Parametrii climatici exteriori de calcul pentru perioada caldă a anului –

Conform STAS 6648/2-82 temperatura exterioară de calcul pentru zona în care se

amplasează agregatul de condiţionare va fi:

unde: - temperatura exterioară medie zilnică care se alege în funcţie de zona în care este amplasat agregatul de condiţionare şi care se dă pentru fiecare localitate având altitudinea de până la 500 m - coeficient de corecţie în funcţie de punctul de rouă

Valoarea produsului reprezintă abaterea orară la temperatura aerului exterior faţă de media zilnică.

Coeficientul de corecţie are valori negative între orele 100 – 900 şi 2100 – 2400 şi valori mai mici decât 1 pentru orele 1000 – 2000 cu excepţia orei 1500 când . De asemenea, la ora 1500 amplitudinea oscilaţiei de temperatura zilnică are valoare maximă în funcţie de zonă, localităţile având valoarea amplitudinii oscilaţiei de temperatura zilnică maximă de 7, 6 sau 4.

Deoarece în calcul se iau valorile de la ora 1500, relaţia de mai sus devine:

; (în funcţie de localităţi)

De asemenea sunt date relaţiile de calcul pentru localităţile situate la altitudini mai mari de 500 m. pentru aceste localităţi se va considera:

şi

unde: - temperatura medie lunară care se stabileşte cu relaţia:

unde: - altitudinea localităţii considerate (m). - diferenţa de temperatură.

Pentru se vor folosi valorile din tabelul de mai jos, în funcţie de gradul de asigurare recomandat:

Grad de asigurare [%]

98 95 90 80

Δt [0C] 5 4 3 2

37

Aerul exterior are cel mai mare conţinut de umiditate în lunile iulie şi ianuarie. Valoarea absolută a umidităţii este indicată în STAS pentru fiecare localitate şi pentru

diverse sisteme de lucru, respectiv ventilare mecanică şi climatizare .

Viteza vântului are o acţiune negativă asupra intensităţii transformărilor termice şi deci a funcţionării agregatului de condiţionare. Vântul ce spală suprafeţele exterioare ale pereţilor exteriori, având viteze mari (mai ales iarna), duce la realizarea unui coeficient

de schimb superficial la exterior: pe timpul iernii şi

pe timpul verii.

Intensitatea radiaţiei solare influenţează în mare măsură funcţionarea agregatelor şi instalaţiilor de condiţionare. Aceşti parametri intensifică schimbul de căldură între incintă şi mediul exterior, în special pentru pereţii cu orientare spre sud, sud-est şi sud-vest precum şi pentru platformele care sunt în acelaşi timp şi acoperiş. Radiaţia are variaţie diurnă atât vara cât şi iarna şi prezintă o valoare maximă a intensităţii în jurul orei 1200.

b) Parametrii climatici exteriori de calcul pentru perioada rece a anului – Se precizează ca nu există în prezent o prelucrare specială a parametrilor climatici exteriori pentru perioada de iarnă (în modul prezentat pentru perioada de vară). În această situaţie

temperatura în luna ianuarie stabilită conform STAS 6648/1-82, respectiv

conţinutul de umiditate care se iau în calcul la dimensionarea instalaţiilor de

climatizare şi ventilare mecanică, atât la întocmirea bilanţului termic cât şi la reprezentarea în diagrama i – x a punctului de stare a aerului în funcţie de zona de temperatură în care este situată localitatea respectivă, se prezintă în tabelul de mai jos:

Temperatura exterioară [0C]

-12 -15 -18

Conţinut de umiditate [g/kg]

1,0 0,8 0,6

Viteza vântului şi intensitatea radiaţiei solare au fost prezentate la calculul pentru perioada caldă a anului.

38

CAPITOLUL V.

BILANŢUL CALORIC ŞI DE UMIDITATE AL SPAŢIILOR CLIMATIZATE

Aerul exterior trebuie tratat, adică condiţionat înainte de introducerea în incinta climatizată, respectiv adus la parametrii necesari care să permită, în funcţie de sezon şi procesele care au loc în incintă, atingerea parametrilor interiori de climatizare prevăzuţi.

În continuare aerul condiţionat şi refulat în spaţiul climatizat este supus permanent unui transfer complex de căldură şi masă, transfer datorat atât factorilor externi (cantitatea de căldură schimbată cu exteriorul, respectiv căldura primită sau cedată prin suprafaţa ce delimitează construcţia) cât şi factorilor interni din incintă.

Ca rezultat al acestor transformări aerul condiţionat introdus îşi modifică parametrii de stare astfel încât ei trebuie să depăşească parametrii stabiliţi în incinta climatizată. Pentru determinarea direcţiei parametrilor de stare, respectiv a raportului sau coeficientului de termoumiditate , atât pe timpul verii cât şi pe timpul iernii, este necesar să se întocmească bilanţul termic şi de umiditate care să ţină cont de toţi factorii interni şi externi care concurează la acest transfer complex.

Pe baza acestui bilanţ rezultă sarcina termică şi de umiditate a incintei climatizate în sezonul cald şi respectiv în sezonul rece şi se poate calcula :

, respectiv

;

este debitul de aer condiţionat intrat în incintă care este egal cu debitul

de aer uzat evacuat din incintă .

Parametrii aerului uzat, respectiv şi , reprezintă parametrii de climatizare stabiliţi. În aceste condiţii aerul condiţionat de stare C trebuie să aibă parametrii de intrare în incintă, respectiv şi în funcţie de degajările de căldură şi umiditate din incintă, inclusiv aportul de căldură vara şi deficitul de căldură iarna prin transfer termic cu exteriorul la nivelul pereţilor, astfel ca la ieşirea din incintă să aibă valorile şi stabilite pentru climatizare.

Se consideră incinta climatizată din figura 1:

39

Legendă:

1 – perimetru ce defineşte construcţia spaţiului climatizat

4 – surse de iluminat

2 – uşă de acces 5 – vehicul (electrocar) cu produse introduse (evacuare pentru depozitare în spaţiul climatizat)

3 – uşă de acces 6 – personal de servici

Fig. 1. Incintă climatizată (depozit de produse alimentare)

5.1. Bilanţul caloric şi sarcina termică a spaţiilor climatizate

În acest caz bilanţul caloric, prezentat în cele ce va urma, poate fi considerat un model pentru incintele climatizate de produse elementare (depozite de produse alimentare) şi reprezintă de fapt sarcina termică , respectiv diferenţa dintre sumele cantităţilor degajate de diferite surse din încăpere şi preluate de aerul condiţionat introdus în încăpere şi căldura cedată sau primită de acest aer prin schimb cu exteriorul prin suprafaţa ce delimitează construcţia şi prin schimb cu aerul fals (nedebitat în mod controlat de ventilator) intrat la deschiderea uşilor şi respectiv prin schimb cu produsele alimentare, materialele şi mijloacele de transport introduse în incinta climatizată.

În aceste condiţii, pentru sezonul de vară se obţine sarcina termică de vară , denumită şi sarcina de răcire şi respectiv pentru sezonul de iarnă se obţine sarcina termică de iarnă sau sarcina de încălzire. În consecinţă, ţinând cont de toţi factorii prezentaţi, rezultă:

40

în care: - cantitatea de căldură schimbată cu exteriorul prin suprafaţa ce delimitează construcţia - cantitatea de căldură preluată sau cedată aerului din incintă de produsele alimentare depozitate - aportul sau deficitul de căldură datorat reacţiilor exoterme sau respectiv endoterme ce pot avea loc în produsele alimentare în timpul depozitării în incinta climatizată - cantitatea de căldură schimbată de incinta climatizată cu factorii interiori ce intervin în timpul exploatării acesteia (surse de iluminat, motoare, personal) şi respectiv cu mediul exterior prin deschiderea uşilor de acces:

unde: - aportul termic introdus prin sursele de iluminat

- aportul termic adus de motoarele existente în incinta climatizată

- aportul de căldură datorat prezenţei personalului ce deserveşte spaţiul climatizat - schimbul de căldură cu exteriorul prin ventilaţia ce are loc la deschiderea uşilor de acces, respectiv aerul fals (nedebitat în mod controlat).

În continuare se prezintă calculul pentru termenii sarcinii termice , respectiv

, , şi .

a) Termenul reprezintă cantitatea de căldură schimbată cu exteriorul prin suprafaţa ce delimitează construcţia. El are următoarea expresie:

unde: - suprafeţele elementare ce delimitează construcţia: pereţi, platforme (tavan, pardoseală) - coeficient global de transfer termic ce depinde de structura pereţilor şi locul de amplasare:

unde: - coeficient parţial de transfer de la aerul exterior la suprafaţa peretelui (coeficient de schimb superficial la exterior). El poate avea următoarele valori:

41

- pentru pereţii exteriori ce vin în contact cu aerul atmosferic

- pentru pereţii exteriori ce separă incinta climatizată de culoare sau camere vecine

care sunt ventilate

- rezistenţa termică a pereţilor care se calculează în funcţie de structura

reală a pereţilor - coeficient parţial de transfer de la pereţii interiori la aerul din incintă. El

poate avea următoarele valori:

- pentru pereţi

- pentru platforme şi pardoseli

- reprezintă diferenţa de temperatură luată în calcul

unde: - temperatura exterioară de calcul

- temperatura din incinta climatizată

Vara , iar iarna .

pentru pereţi şi platforme ce separă incinta de aerul atmosferic

pentru pereţi şi platforme ce separă spaţii care comunică cu exteriorul

pentru pereţi şi platforme care nu comunică direct cu exteriorul.

- adaosul de temperatură sau diferenţa de temperatură (aportul termic) datorat intensităţii radiaţiei solare şi se alege în funcţie de orientarea pereţilor pe conturul incintei climatizate şi de sezon (vară sau iarnă), respectiv:

- pentru pereţii orientaţi spre sud:

- pentru pereţii orientaţi spre sud-est şi sud-vest:

- pentru pereţii orientaţi spre est şi vest:

42

- pentru pereţii orientaţi spre nord, nord-est şi nord-vest: - pentru platforme (elemente de construcţie ale unei clădiri cu o suprafaţă plană şi

orizontală) care sunt în acelaşi timp şi acoperiş: .

b) Termenul reprezintă aportul sau deficitul de căldură creat aerului interior

de produsele alimentare depozitate în incintă având în vedere că şi respectiv

( şi sunt temperata iniţială şi finală a produselor la intrare şi respectiv

ieşire din incintă. În acest caz vom avea:

Produsele prezintă ambalaje neetanşe şi are loc şi o pierdere de masă prin evaporarea apei (deshidratare), , fiind căldura latentă de vaporizare. Atât ambalajele cât şi mijloacele de transport îşi modifică temperatura în incintă, respectiv se răcesc sau se încălzesc. În acest caz factorii din relaţia de mai sus reprezintă:

- cantitatea de produse intrate în incinta climatizată - căldura specifică a produselor iniţiale intrate în incinta climatizată

- cantitatea de apă evaporată din produse în contact cu aerul incintei

. Aceste pierderi trebuie să fie practic minime.

- căldura consumată de la aerul incintei pentru vaporizarea cantităţii de apă evaporată din produse

şi - masa ambalajelor, respectiv a mijloacelor de transport

şi - căldurile specifice aferente ambalajelor şi mijloacelor de transport.

Se consideră ca ambele obiecte, respectiv atât ambalajele cât şi mijloacele de transport, au aceeaşi temperatură atât la intrarea cât şi la ieşirea din incintă, respectiv

şi .

c) Termenul reprezintă cantitatea de căldură produsă sau absorbită în urma reacţiilor endoterme sau exoterme care au loc în produs.

unde: - cantitatea de produs care participă la procesele de respiraţie, fermentaţie în secţiunea de degajare de căldură - căldura de reacţie specifică rezultată în urma proceselor de fermentaţie, respiraţie, etc.

43

d) Termenul reprezintă cantitatea totală de căldură schimbată de incinta climatizată cu factorii interiori de exploatare şi respectiv cu aerul fals.

în care: - aportul de căldură datorat corpurilor de iluminat:

unde: - suprafaţa iluminată - cantitatea de căldură degajată de corpurile de iluminat pe m2 suprafaţă într-o oră.

- cantitatea de căldură degajată în spaţiul climatizat de motoarele existente (electrocare, pompe, ventilatoare):

unde: - puterea motoarelor amplasate în spaţiul climatizat - coeficient de simultaneitate. El este funcţie de numărul total de motoare în

lucru .

- cantitatea de căldură degajată în spaţiul climatizat de personalul ce deserveşte incinta:

unde: - numărul maxim de muncitori care se află în spaţiul climatizat - căldura specifică degajată de oamenii din incintă. Ea este funcţie de

activitatea desfăşurată .

- cantitatea de căldură intrată din exterior odată cu aerul fals şi care se vehiculează în spaţiul climatizat:

unde: - debitul masic de aer fals care pătrunde în spaţiul climatizat datorită diferenţelor de presiune la închiderea şi deschiderea uşilor şi - entalpia aerului interior şi respectiv exterior.

În baza bilanţului prezentat, prin contribuţia factorilor interiori şi exteriori, rezultă sarcina termică a spaţiului climatizat, respectiv:

44

- pe timpul verii rezultă (sarcina termică de vară numită şi sarcina de răcire);

- pe timpul iernii rezultă (sarcina termică de iarnă numită şi sarcina de încălzire).

Dacă , contribuţia factorilor externi şi interni în spaţiul climatizat pe

timpul verii face să apară un excedent de căldură, iar dacă , contribuţia factorilor externi şi interni în spaţiul climatizat pe timpul iernii face să apară un deficit de căldură, dar sunt şi cazuri de excepţie.

5.2. Bilanţul de umiditate şi sarcina de umiditate a spaţiilor climatizate

Degajările de umiditate preluate din aerul din spaţiul climatizat se datorează următorilor factori:

1. Evaporarea apei din produsele aflate în spaţiul climatizat (deshidratarea produselor);

2. Degajările de umiditate prin transpiraţie şi respiraţie de personalul ce deserveşte spaţiul climatizat;

3. Degajările de umiditate în timpul operaţiilor de igienizare a spaţiului climatizat;4. Umiditatea aerului pătruns odată cu aerul fals.

în care: - cantitatea de umiditate ce se degajă din produsele depozitate:

unde: - masa produsului aflat în spaţiul climatizat - cantitatea de apă evaporată din produsul supus depozitării

- cantitatea de apă eliminată de oameni prin transpiraţie şi respiraţie:

unde: - numărul de persoane din spaţiul climatizat - cantitatea de apă eliminată de un om în spaţiul climatizat într-o oră. Ea este funcţie de tipul activităţii desfăşurate de fiecare om - cantitatea de apă degajată datorită acţiunilor de igienizare

45

unde: - suprafaţa pardoselii supuse operaţiei de igienizare - coeficient de vaporizare a apei

şi - presiunea la saturaţie a vaporilor de apă şi presiunea la temperatura spaţiului climatizat - durata procesului de igienizare, respectiv cantitatea de apă degajată.

- cantitatea de apă pătrunsă odată cu aerul fals:

unde: - debitul masic de aer fals

şi - conţinutul de umiditate al aerului exterior şi respectiv interior

unde: - secţiunea uşilor deschise - viteza aerului la deschiderea uşilor - densitatea aerului exterior

Sarcina de umiditate exprimă diferenţa dintre suma cantităţilor de umiditate

degajate de diferite surse şi preluate de aerul încăperii climatizate şi suma

cantităţilor de vapori pierdute sau cedate de aerul din incinta climatizată .

Din relaţia de mai sus rezultă sarcina de umiditate pentru vară şi sarcina de

umiditate pentru iarnă .Cantitatea de vapori pierdută sau cedată de aerul din incinta climatizată rezultă:

- prin condensarea aerului interior ca urmare a procesului de amestecare cu aerul fals pătruns din exterior;

- prin condensarea aerului interior pe materialele şi produsele din exterior şi care au temperatura mai mică sau egală cu temperatura punctului de rouă al aerului din incintă;

- prin absorbţie în produsele alimentare depozitate.

Pe baza sarcinii termice şi a sarcinii de umiditate a incintei climatizate se calculează coeficientul de termoumiditate.

Sarcina termică a incintei climatizate include toate aporturile de căldură ca urmare a surselor existente în incintă la care se adaugă aportul termic prin schimb de

46

căldură cu exteriorul prin suprafaţa ce delimitează incinta în cazul sarcinii termice de vară şi a deficitului de căldură în cazul sarcinii termice de iarnă.

Sarcina de umiditate a incintei climatizate include aporturile de umiditate ale surselor existente în incintă precum şi cantităţile de apă degajate la climatizări.

În consecinţă aerul condiţionat care va fi refulat în incintă va trebui să aibă o stare C determinată de parametrii de temperatură şi umiditate şi respectiv un debit în măsură să preia aceste sarcini termice şi de umiditate ale incintei fără a se depăşi temperatura şi umiditatea stabilite pentru incinta climatizată, starea A. Ca urmare el va fi condiţionat (tratat) pentru a avea temperatura şi umiditatea ( şi ) conform cu aceste necesităţi.

În general în sezonul de vară temperatura aerului condiţionat este mai mică ca cea

a aerului evacuat în incinta climatizată , iar în sezonul de iarnă temperatura

aerului condiţionat este mai mare ca cea a aerului evacuat în incinta climatizată

. În ambele situaţii .

47

CAPITOLUL VI.

TRATAREA COMPLEXĂ – CONDIŢIONAREA AERULUI UMED

Prin tratare complexă se înţelege o succesiune de procese simple de tratare la care este supus aerul exterior sau amestecul de aer exterior şi aer recirculat din incinta climatizată, proces care se realizează în centralele de climatizare.

Prin centrală de climatizare se înţelege agregatul de condiţionare în care se realizează procesele de tratare complexă a aerului exterior şi respectiv centrala de frig

şi centrala termică care furnizează agent frigorific şi agent termic necesar

pentru realizarea proceselor de tratare complexă.Tratarea complexă, respectiv condiţionarea aerului exterior, presupune deci

realizarea unui astfel de agregat care să asigure o succesiune de procese simple de tratare uşor controlabile şi de realizat până ce aerul ajunge la starea condiţionată, respectiv parametrii de stare şi pentru a fi refulat în incinta climatizată.

La alegerea schemei de tratare a aerului trebuie să se ţină seama că acelaşi agregat este folosit atât în regim de iarnă cât şi în regim de vară, precum şi de schema de automatizare ce poate fi adoptată.

6.1. Schema de principiu a unei instalaţii de condiţionare a aerului

Considerăm un spaţiu tehnologic, respectiv sala de tranşare a cărnii în care trebuie să se realizeze parametrii de climatizare industrială pentru desfăşurarea normală a procesului tehnologic, respectiv: şi .

În această situaţie valorile minime ale parametrilor aerului interior reprezintă

starea aerului condiţionat C, refulat în incintă , iar valorile

maxime ale parametrilor aerului exterior reprezintă starea aerului uzat

rezultat în urma transferului de căldură şi masă la care este

supus aerul condiţionat refulat în incinta climatizată, aer care este evacuat din incintă.Pentru realizarea acesteia se foloseşte o instalaţie de condiţionare prezentată în

figura 1.Aerul proaspăt, având starea B, este condiţionat de agregatul de condiţionare

având la ieşirea din agregat starea C, respectiv parametrii şi şi refulat de ventilator este distribuit în incinta climatizată.

Aerul condiţionat introdus în incintă participă la un transfer de căldură şi masă

modificându-şi parametrii de stare după raportul de termoumiditate, respectiv .

Aerul, cu parametrii modificaţi, respectiv aerul uzat de stare A este evacuat prin spaţiul climatizat şi în funcţie de regimul de funcţionare a instalaţiei de condiţionare poate fi integral sau parţial evacuat sau reluat integral din circuitul instalaţiei. Din acest punct de vedere pot exista trei regimuri:

48

I – regim de funcţionare în circuit deschis, respectiv cantitatea de aer condiţionat

utilizată este egală cu cantitatea de aer proaspăt , iar aerul

recirculat este nul fiind toxic şi total evacuat, respectiv .

II – regim de funcţionare în circuit închis, respectiv cantitatea de aer condiţionat

utilizată este egală cu cantitatea de aer recirculat şi cantitatea de aer

proaspăt este nulă . Este cel mai avantajos din punct de vedere economic şi

aplicabil în situaţia în care în spaţiul climatizat îşi desfăşoară activitatea un număr redus de oameni şi nu sunt degajări de noxe.

III – regim de funcţionare cu recircularea parţială a aerului uzat, respectiv cantitatea de aer condiţionat este egală cu suma dintre cantitatea de aer proaspăt şi cantitatea de aer recirculat. Este soluţia practică cea mai des întâlnită, o parte din aerul uzat este reluat în agregatul de condiţionare şi prin racordul de alimentare cu aer recirculat (11) intră în camera de amestecare (13) unde se amestecă cu aerul exterior B, respectiv cu cantitatea de aer proaspăt introdus prin racordul de alimentare cu aer proaspăt (10).

Legendă:

Lp – debit de aer proaspăt 6 – baterie de răcire umedă sau cu uscareLr – debit de aer recirculat 7 – centrala frigorificăLev. – debit de aer evacuat 8 – baterie de încălzireCF – centrală frigorifică 9 – centrala termicăCT – centrală termică 10 – racord pentru alimentarea cu aer proaspăt

prevăzut cu o clapetă de reglare1 – sala de fabricaţie 11 – racord pentru alimentarea cu aer recirculat2 – reţea de distribuţie a aerului 12 – ventilator centrifugal de alimentare3 – reţea de colectare a aerului 13 – cameră de amestecare4 – agregat de condiţionare a aerului

14 – ventilator pentru evacuarea totală sau parţială a aerului uzat

5 – filtru de praf cu casete 15, 16 – clapete de opturare circuit şi reglare debit în vederea evacuării şi respectiv recirculării aerului

Fig. 1. Condiţionarea aerului în sistemul de ventilare sus-jos49

În sala de fabricaţie (1) se realizează parametrii şi impuşi de fluxul tehnologic. Sala este izolată termic. În bateria de răcire (6) are loc condensarea.

Raportul de recirculare este stabilit fie prin proiectare, fie reglat (impus în funcţie de condiţiile de funcţionare ale instalaţiei). Amestecul de aer rezultat este în prealabil filtrat prin filtrul de praf cu casete (5) după care este supus unui tratament complex care este diferenţiat funcţie de parametrii aerului exterior. Agregatul de condiţionare are două regimuri distincte: vara şi iarna. Agregatul de condiţionare este dependent de centrala de frig care asigură frigul necesar pentru procesul de răcire şi centrala termică care asigură agentul termic pentru bateria de încălzire.

Pentru stabilirea regimului de condiţionare a aerului se calculează sarcina termică şi de umiditate a spaţiului climatizat şi respectiv raportul de termoumiditate:

Coeficientul de termoumiditate calculat se reperează pe conturul exterior al diagramei i – x, se uneşte polul diagramei „O” cu valoarea coeficientului de termoumiditate calculat reperată obţinându-se raza polară.

6.2. Direcţia modificării parametrilor de stare ai aerului umed în spaţiul climatizat

Aerul condiţionat, având parametrii punctului C introdus în

spaţiul climatizat participă la un transfer complex de căldură şi masă în urma căruia îşi

modifică parametrii, respectiv iese cu parametrii punctului A , conform

schemei:

incinta climatizată

În acest caz modificarea entalpiei aerului va fi:

Din relaţia de mai sus rezultă că este un coeficient sintetic şi exprimă rezultatul transferului complex de căldură şi masă pe care aerul condiţionat îl suferă în spaţiul climatizat.

50

6.3. Zonarea diagramei i – x

Se construieşte în diagrama i – x aerul condiţionat cu parametrii de stare ai

punctului C care trece în spaţiul climatizat în stare A cu parametrii de

stare ai punctului A , respectiv:

.

Dacă prin punctul C se duce izoterma , izentalpa şi dreapta , suprafaţa diagramei este împărţită în şase zone:

Aerul cu parametrii punctului C poate să-şi modifice parametrii

de stare în urma interacţiunilor complexe cu aerul din spaţiul climatizat şi să ajungă în final în una din cele şase zone.

Având în vedere că , şi rezultă:

- pentru zona I: , adică aerul condiţionat

introdus în spaţiul climatizat îşi modifică parametrii corespunzători zonei I după un coeficient primind căldură sensibilă şi căldură latentă de vaporizare;

- pentru zona II: , adică aerul condiţionat îşi

modifică parametrii după o direcţie , pierzând căldură sensibilă şi preluând de la aerul din spaţiul climatizat căldură latentă de vaporizare;

- pentru zona III: , adică aerul condiţionat îşi

modifică parametrii după o direcţie , cedând căldură sensibilă şi preluând căldură latentă de vaporizare.

- pentru zona IV: , adică aerul condiţionat îşi

modifică parametrii după o direcţie , cedând atât căldură sensibilă cât şi căldură latentă de vaporizare.

51

- pentru zona V: , adică aerul condiţionat îşi

modifică parametrii după o direcţie , preluând căldură sensibilă şi cedând căldură latentă de vaporizare.

Fig. 2. Zonarea diagramei i – x în urma interacţiunilor complexe ale aerului condiţionat C cu aerul din spaţiul climatizat A

- pentru zona VI: , adică aerul condiţionat îşi

modifică parametrii după o direcţie , primind căldură sensibilă şi cedând căldură latentă de vaporizare.

52

CAPITOLUL VII.

DEBITUL DE AER CONDIŢIONAT PENTRU SPAŢIUL CLIMATIZAT

7.1. Recomandări privind calculul debitului de aer condiţionat refulat în spaţiul climatizat în perioada de vară pentru sistemul „sus-jos”

Se cunosc sau se calculează:

- temperatura şi umiditatea relativă prescrise pentru interiorul încăperii care coincid cu temperatura şi umiditatea aerului uzat A evacuat din spaţiul climatizat;

- sarcina termică de vară ;

- sarcina de umiditate de vară

- direcţia procesului sau raza procesului care este dreapta dusă din

polul diagramei i – x în continuarea direcţiei de pe conturul exterior al diagramei pe valoarea corespunzătoare coeficientului de termoumiditate calculat, adică ;

- valoarea temperaturii aerului condiţionat .

Alegerea valorii temperaturii aerului condiţionat refulat sau introdus în spaţiul climatizat are implicaţii economice pentru că la diferenţe mari între temperatura aerului

refulat şi temperatura aerului din spaţiul climatizat, respectiv mari, rezultă un

debit mai mic de aer, deci cheltuieli de investiţie şi consum de muncă mic. Apare dezavantajul că se produce senzaţia de curent de aer rece.

Pentru perioada de vară când aerul condiţionat refulat, având , este

îndreptat în zone de lucru, se recomandă ca , cu excepţia refulării

direcţiei în zona de lucru când se recomandă ca . Dacă aerul refulat

este îndreptat înafara zonei de lucru se recomandă ca .

Segmentul este raza polară sau raza procesului. Direcţia procesului este

reprezentată de segmentul , respectiv este paralel cu segmentul .

Pentru calculul debitului de aer se fac următoarele operaţii: se reprezintă în

diagrama i – x starea aerului interior A prin care se duce o paralelă la

segmentul şi se reperează pe conturul exterior al diagramei. Folosind

recomandările anterioare, la temperatura aerului condiţionat refulat în spaţiul climatizat

se trasează izoterma pe diagrama i – x. la intersecţia paralelei la segmentul ,

dusă prin punctul A, cu izoterma se găseşte punctul C şi parametrii acestuia şi .Debitul de aer pentru perioada verii, în baza parametrilor obţinuţi şi a relaţiilor

şi , va fi:

53

Fig. a) Determinarea debitului de aer pentru instalaţii de climatizare pentru sistemul „sus-jos” (situaţia de vară)

7.2. Recomandări privind calculul debitului de aer condiţionat refulat în spaţiul climatizat în perioada de iarnă pentru sistemul „sus-jos”

Pentru perioada de iarnă temperatura aerului condiţionat este mai mare decât temperatura aerului interior din spaţiul climatizat.

Se recomandă ca valoarea maximă a temperaturii aerului condiţionat să fie mai mică de 450C când aerul pătrunde la o distanţă de cel puţin 4 m de locurile de muncă şi este îndreptat în orice direcţie şi mai mică de 700C când aerul pătrunde la o înălţime de minim 3,5 m de la pardoseală şi nu este îndreptat spre zona de muncă.

Dacă se adoptă pentru iarnă debitul de aer calculat pentru perioada de vară

, problema se reduce la determinarea analitică a parametrilor aerului

condiţionat şi , respectiv:

54

Pentru verificare se figurează în diagrama i – x starea aerului interior A

şi a aerului condiţionat C obţinute în relaţiile de mai sus şi se trasează procesul

a cărui direcţie trebuie să fie paralelă cu raza procesului calculată (raza

polară) pentru condiţii de iarnă .

Fig. b) Determinarea debitului de aer pentru instalaţii de climatizare pentru sistemul „sus-jos” (situaţia de iarnă)

Temperatura aerului condiţionat poate fi mai mare, mai mică sau egală cu temperatura aerului interior, în funcţie de bateria termică a încăperii.

Pot apărea următoarele situaţii:

1. Dacă , înseamnă că în spaţiul climatizat există deficit de căldură perceptibilă sau sensibilă (starea C);

2. Dacă , înseamnă că degajările de căldură perceptibilă echilibrează pierderile de căldură (starea C’);

3. Dacă , înseamnă că în spaţiul climatizat este surplus de căldură sensibilă (starea C”).

55

CAPITOLUL VIII.

CONDIŢIONAREA AERULUI ÎN PERIOADA DE VARĂ ŞI IARNĂ. DETERMINAREA PARAMETRILOR AERULUI CONDIŢIONAT

ŞI UZAT ŞI REPREZENTAREA PROCESULUI DE CONDIŢIONARE PE DIAGRAMA i – x

8.1. Zona de microclimat. Transformarea coeficientului de termoumiditate în diagrama i – x

Din cele prezentate anterior rezultă că parametrii de lucru într-un spaţiu climatizat nu se caracterizează printr-o valoare concretă, ci printr-un domeniu definit de o temperatură şi o umiditate relativă , având fiecare o valoare minimă ( şi ) şi

una maximă ( şi ).

În acest caz izotermele şi intersectează curbele şi şi astfel rezultă

domeniile care formează zona 1 2 3 4

, respectiv:

Zona 1 2 3 4 se numeşte zonă de microclimat (fig. A).Orice punct din interiorul acestei zone respectă condiţiile impuse de spaţiul de

microclimat. Pentru trasarea coeficientului de termoumiditate pe diagrama i – x se calculează şi şi se reperează valorile calculate pe conturul exterior al diagonalei după care se unesc cu polul diagramei obţinându-se razele polare (razele proceselor).

În acest mod pentru sezonul de vară se trasează raza polară , apoi prin

zona de microclimat 1 2 3 4 se duce o paralelă la raza polară astfel încât la intersecţia paralelei cu zona 1 2 3 4 rezultă Cv şi Av care definesc parametrii de stare ai aerului condiţionat Cv (la intrarea în incintă) şi uzat Av (la ieşirea din spaţiul climatizat).

În cazul sezonului de iarnă paralela dusă la raza polară (raza procesului) este

plasată astfel încât segmentul , rezultat la intersecţia cu şi , să aibă valoare

maximă.Alături de parametrii de stare ai agregatului proaspăt B, pe timpul verii şi iernii,

parametrii de stare ai aerului condiţionat C şi uzat A sunt elemente de primire pentru calculele de proiectare a agregatului de condiţionare

56

Fig. A. Zona de microclimat admisăDeterminarea parametrilor aerului condiţionat şi uzat în incinta climatizată

în perioadele de vară şi iarnă, respectiv şi

8.2. Condiţionarea aerului pe timpul verii (figura B)

Pentru reprezentarea procesului de condiţionare a aerului, pe perioada verii, pe diagrama i – x se cunosc:

- ;

- direcţia razei polare şi direcţia procesului ;

- parametrii de stare ai aerului condiţionat Cv şi uzat Av, plasaţi pe ;- parametrii de stare ai aerului proaspăt B, în funcţie de localitate, din STAS

6648/2-82 şi debitul de aer pe timpul verii:

şi

În regim de recirculare şi raport de aer proaspăt şi recirculat , în urma

procesului de amestecare rezultă:

57

Fig. B. Condiţionarea aerului pe timpul verii

Se dispune deci de Cv şi Av plasaţi pe şi respectiv punctul M plasat pe dreapta

de amestecare , respectiv . În continuare din punctul M se duce tangentă la

curba şi rezultă domeniul P:

Segmentul intersectează la şi rezultă domeniul D:

58

Se operează cu care reprezintă un coeficient de siguranţă pentru a nu se intra în zona de ceaţă după care urmează zona de condensare.

Condiţiile în timpul verii cu recircularea parţială şi amestecarea cu aer proaspăt constă în transformarea în care au loc următoarele transformări simple:

1. Amestecarea , respectiv dreapta de amestecare ;

2. Răcirea umedă cu condensarea vaporilor de apă de la la , respectiv ;

3. Încălzirea la , respectiv rezultând procesul .

Aceste condiţii se pot realiza într-un agregat ce are în componenţa lui o baterie de răcire umedă BR şi o baterie de încălzire BI.

Dacă debitul de aer este , rezultă:

Debitul de căldură extras aerului de către bateria de răcire este:

unde: - suprafaţa de transfer de căldură

- coeficientul parţial de transfer termic al aerului

- coeficient de depunere condens

- coeficient de proiectare

Fluxul de căldură cedat de bateria de încălzire este:

Atenţionare! Problema recirculării aerului este foarte importantă din punct de vedere al economiei de căldură. Prin recirculare se recuperează o parte din căldură, respectiv frigul conţinute în aerul uzat. Cu toate aceste avantaje recircularea este interzisă în cazul aerului uzat conţinând microorganisme patogene, substanţe radioactive, substanţe foarte toxice (arsenic, mercur, etc.), substanţe explozive sau inflamabile, mirosuri neplăcute accentuate.

8.3. Condiţionarea aerului pe timpul iernii59

Pentru reprezentarea procesului de condiţionare a aerului, pe perioada iernii, pe diagrama i – x se cunosc:

- parametrii aerului condiţionat Ci;- parametrii aerului uzat Ai;

- parametrii aerului proaspăt B .

Dacă agregatul de condiţionare funcţionează în regim de recirculare parţială, în

funcţie de poziţia dreptei de amestecare , condiţionarea aerului se poate realiza în

două variante:

1. Varianta fără preîncălzirea aerului proaspăt;2. Varianta cu preîncălzirea aerului proaspăt.

8.3.1. Varianta fără preîncălzirea aerului proaspăt (figura C)

Această variantă este adoptată când dreapta de amestecare nu intersectează

curba de saturaţie .În regim de recirculare parţială şi amestecare cu aer proaspăt:

Pentru reprezentarea procesului de condiţionare în diagrama i – x se procedează astfel:

- se poziţionează punctul Ci, Ai, şi B;

- se trasează dreapta de amestecare şi se poziţionează punctul M;

- pe direcţia care intersectează curba rezultă domeniul D:

- prin punctul D se duce izentalpa care intersectează , rezultând domeniul E:

60

Fig. C. Condiţionarea aerului pe timpul iernii1. Varianta fără preîncălzire a aerului proaspăt

Condiţionarea se realizează prin încălzirea aerului amestecat cu parametrii punctului M, la , rezultând transformarea . Urmează umidificarea

izentalpică , cu scăderea temperaturii şi încălzirea finală .

La proiectarea agregatului de condiţionare se are în vedere:

- dimensiunile camerei de amestecare a aerului proaspăt cu aerul recirculat, având parametrii punctului Ai;

- calculul bateriei de încălzire:

61

- determinarea randamentului şi dimensiunilor camerei de umidificare:

unde: , iar la .

- dimensionarea bateriei de încălzire, respectiv transformarea :

unde: pentru baterii care funcţionează cu abur.

8.3.2. Varianta cu preîncălzirea aerului proaspăt (figura D)

În acest caz dreapta de amestecare a aerului proaspăt cu aerul recirculat A i

intersectează curba .Se preîncălzeşte aerul proaspăt până la , respectiv transformarea şi

aceasta se amestecă cu aerul uzat Ai. Se stabileşte raportul de recirculare şi, în funcţie de caracteristicile punctului M, se realizează condiţionarea aerului ca şi în cazul precedent.

Faţă de situaţia precedentă se impune calculul de dimensionare a bateriei de preîncălzire :

unde: pentru baterii care funcţionează cu abur.

62

Fig. D. Condiţionarea aerului pe timpul iernii2. Varianta cu preîncălzire a aerului proaspăt

63

CAPITOLUL IX.

ECHIPAMENTUL AGREGATELOR DE VENTILARE ŞI CLIMATIZARE

9.1. Filtre de praf

Filtrul reprezintă elementul unei instalaţii de ventilare destinat reţinerii prafului din aerul atmosferic când concentraţia acestuia nu depăşeşte 20 mg/m3. Când concentraţiile sunt mai mari se prevăd şi separatoare de praf.

9.1.1. Clasificarea filtrelor de praf

Filtrele de praf se clasifică în funcţie de următoarele criterii:

- după mărimea particulelor de praf ( se exprimă în microni):

- filtre: - grosiere

- normale

- fine

- foarte fine

- după gradul de reţinere:

- filtre de categoria A (grosiere) - - filtre de categoria B (fine) - - filtre de categoria C (foarte fine) - - clasa specială S: filtre radioactive, filtre pentru reţinerea

microorganismelor, etc.

- după tipul constructiv: filtre din ţesătură, uscate, metalice cu peliculă de ulei, mecanice, electrice, cu cărbune activ, camere de pulverizare

- filtre diverse pentru grăsimi, reţinerea acizilor, ceaţă de ulei, oxid de carbon

- filtre în mai multe trepte.

9.1.2. Caracteristicile filtrelor

a) Gradul de reţinere (eficienţă) al filtrelor – Dacă concentraţia de praf înainte de filtrare este şi după filtrare este :

64

b) Rezistenţa aeraulică – Ordinele de mărime ale rezistenţei aeraulice sunt:

- pentru filtre grosiere ;

- pentru filtre fine ;

- pentru filtre foarte fine .

c) Debitul specific de aer al filtrelor – Fiecare tip de filtru are o anumită capacitate de filtrare caracterizată prin debitul de aer specific care este debitul de aer proaspăt ce poate fi filtrat de 1 m2 de filtre în condiţii medii de îmbâcsire astfel încât rezistenţa aeraulică să nu depăşească valoarea normală. Cunoscând debitul specific , rezistenţa aeraulică a filtrului ales (din prospect) şi debitul de aer ce trebuie filtrat se poate determina suprafaţa necesară a filtrului:

9.1.3. Alegerea filtrelor

Pentru praf grosier şi normal până la fin se aleg filtre mecanice umezite cu ulei sau filtre din filtre grosiere care se curăţă şi se refolosesc. Viteza aerului prin mediul filtrant este de 1 – 2 m/s. pentru praf fin şi foarte fin se aleg în exclusivitate medii de filtrare uscate confecţionate din filtre organice sau anorganice foarte fine cu dimensiuni de câţiva microni care nu se mai reutilizează. Viteza aerului prin filtre este până la 0,5 m/s.

9.1.4. Tipuri constructive de filtre mai des utilizate la echiparea agregatelor de ventilare şi condiţionare

1. Filtre uscate sunt alcătuite dintr-o ramă şi un material filtrant uscat care poate fi ţesătură, hârtie, filtre de sticlă, etc. Pe o ramă se întinde o ţesătură în V pentru a mări suprafaţa filtrantă (filtre din ţesătură). Eficienţa filtrelor din ţesătură este de 95 – 99%.

2. Filtre cu peliculă de ulei constau în celule alcătuite dintr-o ramă metalică prevăzute pe o parte şi pe alta cu plasă de sârmă între care se introduce o umplutură. Celulele se aşează în formă de V, în rame speciale, în aşa fel încât să poată fi scoase pentru curăţire şi ungere.

Fig. 1. Filtru de aer cu celule în V65

3. Filtre umede sunt camere de tratare a aerului cu apă, respectiv camere cu umplutură şi camere de pulverizare.

4. Filtre cu cărbune activ se folosesc pentru reţinerea gazelor, vaporilor, viruşilor şi pentru îndepărtarea mirosurilor. Se fabrică din cărbune de lemn printr-un procedeu special de activare. Astfel 1 g de cărbune activ are un volum de circa 2 cm 3 şi o suprafaţă de 300 – 400 m2 şi poate reţine o cantitate echivalentă cu 10 – 15% din greutatea proprie. Se livrează sub formă de plăci sau capsule care se montează în baterii.

Legendă:

1 – ştuţ de racord 2 – carcasă exterioară 3 – prefiltru de hârtie4 – cărbune activ 5 – carcasă perforată

Fig. 2. Filtru cu cărbune activ

Este absolut necesară folosirea unui prefiltru, de obicei din hârtie. Viteza de trecere a aerului este de 1 – 1,13 m/s, rezistenţa aeraulică este de 50 – 70 mm H 2O, iar temperatura de folosire este de maxim 35 – 400C. Durata de folosire a filtrelor este de 3 – 12 luni, după care cărbunele se regenerează prin încălzire.

66

9.2. Baterii pentru încălzirea aerului

După agentul primar purtător de căldură se clasifică în baterii de încălzire funcţionând cu abur, apă caldă sau fierbinte, baterii electrice şi baterii funcţionând cu gaze arse. Cele mai folosite sunt cele cu abur şi cu apă caldă sau fierbinte.

Elementul de încălzire al unei baterii este ţeava cu aripioare, ţeava cu bandă spirală sau ţevile din cupru cu lamele de aluminiu. Bateriile de încălzire electrică se folosesc în general ca reîncălzitoare pentru sarcinile termice mici sau când nu se dispune de agent termic (apă caldă sau fierbinte, abur).

Bateria este formată dintr-o carcasă în care sunt montate elementele de încălzire (rezistenţe electrice introduse în ţevi de cupru sau oţel umplute cu masă izolatoare de nisip, cuarţ, magneziu, etc.) printre care trece aerul ce urmează a fi încălzit.

9.2.1. Schimbul de căldură în baterii

Bateriile de încălzire cu apă caldă sau fierbinte sau abur sunt schimbătoare de căldură prin suprafaţă cu curent încrucişat, schimbul de căldură având loc după legea:

în care: - coeficient global de transfer termic - diferenţa medie logaritmică de temperatură pentru schimbătoare cu curent încrucişat de căldură - suprafaţa de schimb de căldură a bateriei.

unde: - coeficient de schimb superficial de căldură la interior

sau - coeficient de schimb superficial de căldură la exterior (pe partea de aer) - suprafaţa exterioară a elementului de încălzire (ţevi şi aripioare)

- suprafaţa interioară a elementului de încălzire (ţevi) - grosimea peretelui ţevii - coeficient de conductibilitate termică a materialului ţevii.

Pentru baterii funcţionând cu abur, relaţia se simplifică, adică deoarece

şi se pot neglija în comparaţie cu sau .

În cazul apei calde coeficientul global de transfer termic se poate calcula cu relaţia:

67

Raportul poate fi considerat pentru ţevile cu aripioare sau cele cu bandă

spirală de .

unde: - temperatura medie a apei care circulă prin ţevi - viteza de circulaţie a apei prin ţevi - diametrul interior al ţevii.

Rezistenţa aeraulică a bateriilor pe partea de aer este în funcţie, în primul rând, de viteza aerului şi respectiv de tipul bateriei:

unde: - constanta experimentală depinzând de tipul bateriei.

9.3. Baterii pentru răcirea aerului

Apa de răcire folosită este furnizată de o staţie frigorifică, mai rar se foloseşte apa din puţurile de adâncime. Tipurile de baterii sunt aceleaşi ca la încălzire. Agentul de răcire este apa cu o temperatură de 50C.

Fig. 3. Schema unei baterii de răcire

68

Fig. 4. Diagrama temperaturilor

9.3.1. Schimburile de căldură în bateriile de răcire

La determinarea coeficientului global de transfer termic se au în vedere două situaţii care pot apărea după cum o parte din vaporii de apă conţinuţi în aerul supus răcirii condensează sau nu.

9.3.1.1. Răcirea uscată (baterii pentru răcirea aerului fără condensarea vaporilor de apă)

Răcirea aerului se produce cu baterii din ţevi cu aripioare prin contact indirect între agentul de răcire şi aer. În acest caz debitul de căldură ce trebuie extras aerului supus răcirii de la temperatura la temperatura se exprimă prin relaţia:

şi trebuie să fie preluat integral de agentul de răcire (apa) care se va încălzi de la temperatura la temperatura :

unde: - debitul de aer şi - entalpiile iniţială şi finală ale aerului

şi - temperaturile iniţială şi finală ale aerului

69

- coeficient global de transfer termic - suprafaţa de schimb de căldură a bateriei - diferenţa medie de temperatură dintre aer şi apă

- debitul de apă de răcire

- căldura specifică a apei

şi - temperaturile iniţială şi finală ale apei de răcire

Suprafaţa bateriei de răcire va fi:

Problema cea mai dificilă este determinarea lui k. În mod aproximativ, coeficientul global de transfer termic se poate determina astfel:

Pentru calculele practice se iau următoarele valori:

-

-

-

-

- pentru .

9.3.1.2. Răcirea umedă (baterii pentru răcirea aerului cu condensarea vaporilor de apă)

Condensarea vaporilor de apă se produce în cazul când temperatura superficială exterioară a bateriei de răcire este mai mică decât temperatura punctului de rouă corespunzătoare stării aerului la intrarea în baterie.

Încălzirea apei de răcire are loc datorită căldurii sensibile şi a căldurii latente prin condensarea vaporilor de apă din aerul supus răcirii

70

unde: - coeficient de termoumiditate limită după care se poate realiza răcirea cu depunere de condens la transformarea de stare.

- coeficient de proiectare

, iar pentru schimbătoare

de căldură cu aripioare .

9.4. Camere de tratare a aerului

Camerele de tratare a aerului cu apa sunt schimbătoare de căldură şi umiditate între aer şi apă. Suprafaţa de schimb este constituită din suprafaţa apei sub formă de picături în cazul camerelor de pulverizare sau de peliculă în cazul camerelor cu umplutură. Concomitent cu schimbarea stării aerului se obţine în oarecare măsură şi o curăţire a acestuia de unele impurităţi ce sunt preluate de apă.

a) Camere cu umplutură sunt verticale, aerul circulând în contracurent cu mişcarea apei printr-un strat de umplutură stropit permanent cu apă. Se creează astfel o peliculă de apă a cărei suprafaţă de contact cu aerul este mult mărită.

Stratul de umplutură este format din inele ceramice cilindrice. Această umplutură este stropită permanent cu ajutorul unui registru prevăzut cu pulverizatoare care formează jeturi cu picături mari de apă.

Deasupra registrului de pulverizare se prevede un separator de picături format tot dintr-un strat de umplutură din inele ceramice. Viteza aerului în secţiunea transversală a camerei se ia de numai 0,60 – 1,20 m/s pentru a nu rezulta pierderi de sarcină prea mari pe circuitul aerului. Din această cauză la acelaşi debit de aer gabaritul acestor camere este mai mare decât al camerelor de pulverizare fără umplutură. Eficienţa schimbului de căldură a camerelor cu umplutură este mai mare decât a camerelor cu pulverizare.

71

Legendă:

Proces de umidificare izentalpică

1 – strat activ de inele ceramice 2 – strat separator de picături 3 – intrarea apei în registrul de pulverizare4 – bazin colector 5 – preaplin pentru menţinerea nivelului

constant de apă6 – sorb cu filtru 7 – pompă centrifugă

Fig. 5. Cameră de tratare cu umplutură

b) Camere de pulverizare – După direcţia de mişcare a aerului camerele de pulverizare pot fi verticale sau orizontale. În secţiunea transversală a corpului camerei se prevăd registre pe care sunt montate pulverizatoare de apă. Corpul camerei are la

72

partea inferioară un bazin de colectare a apei pulverizate, apă care este retrimisă cu o pompă centrifugă la registrele cu pulverizatoare. Înainte de a fi retrimisă la registrul,de pulverizare, apa este filtrată prin plase de sârmă din alamă cu suprafeţe cilindrice pentru reţinerea particulelor solide captate din aer de apa pulverizată şi respectiv pentru a se evita înfundarea pulverizatoarelor. De asemenea la intrarea şi la ieşirea aerului din camere se află separatoare de picături.

Registrele de pulverizare sunt distribuitoare din ţeavă pe care sunt montate pulverizatoarele.

Ca şi pompe de recirculaţie pentru asigurarea debitului şi presiunii necesare pulverizării apei se folosesc pompe centrifuge.

Legendă:

Proces de umidificare izentalpică

1 – corpul camerei 5 – separatoare de picături2 – bazinul camerei 6 – preaplin pentru nivel constant3 – registru de pulverizare 7 – sorb cu filtru4 – pulverizatoare 8 – pompă centrifugă

Fig. 6. Cameră de pulverizare verticală

73

Debitul de apă necesar este:

unde: - coeficient de pulverizare - debitul de aer - numărul total de pulverizatoare - debitul de apă al unui pulverizator.

Înălţimea de pompare necesară este:

unde: - pierderea de sarcină pe conductele de aspiraţie şi refulare

- înălţimea geodezică care reprezintă diferenţa dintre nivelul cel mai înalt de amplasare a registrului de pulverizare şi nivelul de aspirare a apei din colector - presiunea de utilizare în funcţie de caracteristicile pulverizatorului şi a fineţii de pulverizare necesară.

9.5. Ventilatoare

Pentru alegerea unui ventilator ce urmează a fi cuplat trebuie să fie cunoscute

debitul şi presiunea totală respectiv pierderile de presiune

.

9.5.1. Tipuri constructive

Cele mai utilizate tipuri de ventilatoare sunt ventilatoarele radiale monoaspirante şi ventilatoarele axiale.

9.5.2. Acţionarea ventilatoarelor

Cu ajutorul motoarelor electrice se poate face:

- prin cuplaj direct între axul motorului şi axul ventilatorului- prin cuplaj elastic- prin curele trapezoidale- prin acţionare directă prin rotor exterior.

74

9.5.3. Reglarea debitului

Reglarea debitului se realizează:

- prin modificarea turaţiei- prin rezistenţe locale cu ajutorul unei clapete.

9.5.4. Debitul minim de aer proaspăt

Acest debit se calculează pentru asigurarea nedepăşirii concentraţiei admisibile a diferitelor substanţe (CO2, alte gaze, vapori, substanţe toxice) ce se degajă în încăpere.

Astfel dacă degajările de o anumită substanţă sunt şi aceste degajări sunt

constante în timp, iar ventilarea este permanentă, debitul de aer proaspăt fiind:

unde: - concentraţia admisibilă a substanţei respective în aerul încăperii

- concentraţia aceleiaşi substanţe în aerul refulat introdus în încăpere.

Dacă , adică în cazul în care aerul introdus în încăpere nu conţine nocivitatea respectivă, atunci:

Dacă debitul minim de aer proaspăt necesar este mai mic decât debitul necesar prelucrării căldurii şi umidităţii din încăperea climatizată, respectiv , atunci debitul de aer recirculat va fi:

Dacă însă atunci instalaţia de condiţionare a aerului trebuie să funcţioneze numai cu aer proaspăt.

Concentraţia de CO2 în aerul exterior

Felul localităţii Concentraţia de CO2

l/m3 g/kgRurală 0,33 0,50

Oraş mic 0,40 0,60Oraş mare 0,50 0,75

75

Degajările de CO2 ale oamenilorVârsta şi caracterul activităţii Debitul de CO2

l/h g/hAdulţi:

- efort fizic- muncă statică (birou)- repaus

452323

683535

Copii sub 12 ani 12 18

Concentraţiile admisibile de CO2 în aerul încăperii

Denumirea încăperii Concentraţia de CO2

l/m3 g/kgCamere pentru copii sau bolnavi 0,60 0,90

Camere de locuit ocupate continuu

1,00 1,50

Camere cu ocupare periodică (birouri, instituţii, etc.)

1,25 1,75

Încăperi cu ocupare de scurtă durată (săli de spectacole,

conferinţe, etc.)

2,00 3,00

9.5.5. Raţia de aer proaspăt

Debitele de aer calculate trebuie să asigure alimentarea persoanelor din încăpere cu oxigenul necesar respiraţiei şi trebuie să dilueze şi să elimine dioxidul de carbon rezulta prin respiraţie, precum şi mirosul corpurilor.

În acest caz elementul de bază îl constituie debitul de aer necesar pentru om, denumit „raţie de aer proaspăt” şi notat cu . Deci debitul de aer exterior (proaspăt) cu care trebuie ventilată o încăpere cu număr foarte mare de oameni este:

Raţia de aer proaspăt

Categoria persoanelor care ocupă încăperea sau destinaţia încăperii

Spaţiul specific de aerm3/pers.

Raţia de aer proaspătm3/h∙pers. recomandată

Adulţi aşezaţi, în repaus 3 406 2515 20

Muncitori 6 40Birouri - 25

Laboratoare - 35

76

CAPITOLUL X.

PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE A INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE

Instalaţiile frigorifice sunt maşini termice care au rolul de a prelua căldura de la un mediu având temperatura mai scăzută şi de a o ceda unui mediu având temperatura mai ridicată, aşa cum se observă şi pe schema energetică din figura 1.

Acesta poate să fie considerat cel mai simplu model de instalaţie frigorifică, deoarece nu conţine nici un element de natură constructivă. Din acest punct de vedere poate să fie asimilat cu o "cutie neagră", a cărei funcţionare va fi analizată în continuare şi care urmează să fie deschisă pentru a i se studia componenţa şi a i se releva secretele de proiectare, exploatare şi automatizare.

Mediul cu temperatura mai scăzută, de la care se preia căldură este denumit sursa rece, iar mediul cu temperature mai ridicată, căruia i se cedează căldură, este denumit sursa caldă. Este cunoscut că având capacitate termică infinită, temperaturile surselor de căldură rămân constante chiar dacă acestea schimbă căldură.

Fluxul de căldura absorbită de la sursa rece a fost notat cu , iar fluxul de căldură cedată sursei calde, a fost notat cu . Conform principiului doi al termodinamicii, pentru transportul căldurii, în condiţiile prezentate, este necesar şi un consum de energie, notat cu P.

În cazul instalaţiilor frigorifice, sursa rece se găseşte sub temperatura mediului ambiant, iar procesul de coborâre a temperaturii sub această valoare, este denumit răcireartificială.

Agentul de lucru, care evoluează în aceste instalaţii, este denumit agent frigorific.Pentru a putea să preia căldură de la sursa rece, agentul frigorific trebuie să aibă

temperatura mai mică decât aceasta.

77

În timpul preluării de căldură de la sursa rece, agentul frigorific se poate comporta în două moduri diferite:

- se poate încălzi mărindu-şi temperatura;- poate să-şi menţină temperatura constantă.Cele două posibile variaţii de temperatură (t) a agentului de lucru, de-a lungul

suprafeţelor de schimb de căldură (S), sunt prezentate în figurile 2. şi 3. Cu a fost notată temperatura sursei reci, iar săgeţile reprezintă sensul transferului termic (de la sursa rece la agentul frigorific).

Este evident că menţinerea constantă a temperaturii agentului frigorific în timpul preluării de căldură, este posibilă numai în condiţiile în care se produce transformarea stării de agregare şi anume vaporizarea.

Relaţiile pentru calculul căldurii absorbite în cele două situaţii sunt:

(1)

pentru cazul fără schimbarea stării de agregare, unde este cantitatea de agent

de lucru care se încălzeşte, este căldura specifică, iar este

variaţia temperaturii agentului frigorific între stările de ieşire şi intrare, în contact termic cu sursa rece, respectiv:

(2)

pentru cazul cu schimbarea stării de agregare, unde este cantitatea de agent de

lucru care vaporizează, iar este căldura latentă de vaporizare a agentului

frigorific, la temperatura de vaporizare .Pentru a se realiza un transfer termic eficient, este limitat la cel mult câteva

grade. Schimbul de căldură la diferenţe finite de temperatură este însoţit de ireversibilităţi de natură internă şi cu cât diferenţele de temperatură sunt mai mari, cu atât transferul termic este mai puţin eficient. Din această perspectivă este preferabilă

78

varianta cu schimbarea stării de agregare, căreia îi corespunde o temperatură constantă a agentului frigorific şi o diferenţă de temperatură constantă, care poate să fie micşorată prin soluţii tehnologice. În varianta fără schimbarea stării de agregare, pentru a absorbi mai multă căldură, este nevoie de o încălzire mai pronunţată a agentului frigorific, însoţită şi de creşterea diferenţei medii de temperatură, faţă de sursa rece, deci de un caracter ireversibil mai accentuat. În aceste condiţii, pentru orice substanţă .

Comparând relaţiile (1) şi (2) apare evident că pentru a absorbi aceeaşi căldură , fără schimbarea stării de agregare este necesară o cantitate mult mai mare de agent frigorific, decât în cazul cu schimbarea stării de agregare, deci . Acesta este al doilea motiv pentru care este preferabilă varianta cu schimbarea stării de agregare.

Dacă se consideră cazul funcţionării continue a acestor tipuri de instalaţii, mărimea caracteristică pentru intensitatea transferului termic nu mai este căldura, ci fluxul termic absorbit de agentul frigorific de la sursa rece, sau sarcina termică a

vaporizatorului, mărime notată cu . Această mărime este denumită şi putere termică,

iar în cazul instalaţiilor frigorifice putere frigorifică. Pentru a rescrie relaţiile (1) şi (2), folosind această mărime, cantităţile de agent frigorific, m1 şi m2, trebuie să fie înlocuite

cu debitele masice, notate cu respectiv . Dacă se împart cele două relaţii la timp,

se obţine:

(3)

(4)

În această situaţie, transferul termic dintre sursa rece şi agentul frigorific, în condiţiile vaporizării celui din urmă, este caracterizat prin debite masice mult mai reduse decât în absenţa schimbării stării de agregare.

Pentru a putea să cedeze căldură sursei calde, agentul frigorific trebuie să aibătemperatura mai mare decât aceasta.

În timpul cedării de căldură către sursa caldă, agentul frigorific se poate comporta, ca şi în cazul interacţiunii termice cu sursa rece, în aceleaşi două moduri diferite:

- se poate răci micşorându-şi temperatura;- poate să-şi menţină temperatura constantă.Cele două posibile variaţii de temperatură (t) a agentului de lucru, de-a lungul

suprafeţelor de schimb de căldură (S), sunt prezentate în figurile 4. şi 5. Cu a fost notată temperatura sursei calde, iar săgeţile reprezintă sensul transferului termic (de la agentul frigorific spre sursa rece).

Este evident că menţinerea constantă a temperaturii agentului frigorific în timpul cedării de căldură, este posibilă numai în condiţiile în care se produce transformarea stării de agregare şi anume condensarea.

79

Relaţiile pentru calculul căldurii cedate în cele două situaţii sunt:

(5)

pentru cazul fără schimbarea stării de agregare, unde este cantitatea de agent

de lucru care se răceşte, este căldura specifică, iar este

variaţia temperaturii agentului frigorific între stările de intrare şi ieşire, în contact termic cu sursa caldă, respectiv:

(6)

pentru cazul cu schimbarea stării de agregare, unde este cantitatea de agent de

lucru care condensează, iar este căldura latentă de condensare a agentului

frigorific la temperatura de condensare , egală cu căldura latentă de vaporizare la aceeaşi temperatură.

Din aceleaşi considerente menţionate la schimbul de căldură prin vaporizare în contact termic cu sursa rece, pentru a avea un transfer termic eficient cu sursa caldă, este limitat tot la cel mult câteva grade. Din nou este preferabilă varianta cu schimbarea stării de agregare. Acelaşi raţionament aplicat în situaţia preluării de căldură de la sursa rece, evidenţiază şi pentru cazul contactului termic cu sursa caldă, că este necesară o cantitate mai mică de agent frigorific în varianta cu schimbarea stării de agregare, motiv pentru care iarăşi este preferabilă varianta cu schimbarea stării de agregare.

Pentru cazul funcţionării continue a acestor tipuri de instalaţii, utilizând fluxul termic cedat de agentul frigorific sursei calde, sarcina termică, sau puterea termică a

80

condensatorului, mărime notată cu şi debitele masice, notate tot cu respectiv

,

împărţind relaţiile (5) şi (6) la timp, se obţine:

(7)

(8)

Din nou transferul termic dintre sursa de căldură şi agentul frigorific, în condiţiile schimbării stării de agregare, este caracterizat prin debite masice mult mai reduse decât în absenţa acesteia.

Acest aspect are implicaţii importante asupra întregii instalaţii. Debite mai reduse înseamnă consumuri de energie mai reduse pentru vehicularea agentului de lucru, diameter mai reduse pentru conducte, respectiv elemente geometrice mai reduse din punct de vedere dimensional, pentru schimbătoarele de căldură.

Din motivele prezentate anterior, în majoritatea covârşitoare a instalaţiilor frigorifice şi a pompelor de căldură, este preferat transferul termic între agentul de lucru şi sursele de căldură, prin schimbarea stării de agregare.

Cele două aparate ale instalaţiei frigorifice, sau pompei de căldură, aflate în contact cu sursele de căldură, sunt unele dintre cele mai importante părţi ale acestor instalaţii şi se numesc, vaporizator (notat cu V) şi condensator (notat cu K).

Din punct de vedere al instalaţiilor frigorifice, efectul util sau frigul artificial, este realizat în vaporizator, prin preluare de căldură de la sursa rece. Din punct de vedere al pompelor de căldură, efectul util se realizează în condensator, prin cedare de căldură sursei calde.

Conform principiului doi al termodinamicii, căldura nu poate să treacă de la sine, de la o temperatură mai scăzută (sursa rece) la una mai înaltă (sursa caldă), fără un consum de energie (mecanică sau de altă natură) din exterior.

Energia consumată din exterior, pentru funcţionarea instalaţiei, este o putere mecanică sau termică, a fost notată pe figura 1. cu P şi se măsoară în [kW].

81

Dacă se efectuează un bilanţ energetic pentru instalaţiile frigorifice, sau pompele de căldură, respectiv dacă se aplică principiul întâi al termodinamicii, se observă că

suma dintre energiile introduse în sistem, adică sarcina termică a vaporizatorului şi

puterea P, este egală cu energia evacuată din sistem şi anume sarcina termică a

condensatorului . Matematic acest lucru se poate scrie sub forma:

(9)

Temperaturii la care vaporizează agentul frigorific, denumită temperatură de

vaporizare, îi corespunde o presiune de saturaţie unică, notată şi denumită presiune de vaporizare.

Analog, temperaturii la care condensează agentul frigorific, denumită temperatură de condensare, îi corespunde o presiune de saturaţie unică, notată şi denumită presiune de condensare.

În figura 3. se observă că deoarece agentul frigorific are în orice punct al vaporizatorului temperatura mai mică decât temperatura sursei reci, atunci . Analog, în figura 5. se observă că deoarece agentul frigorific are în orice punct al condensatorului temperatura mai mare decât temperatura sursei calde, atunci .

Pentru că temperaturile surselor de căldură sunt în relaţia evidentă , rezultă clar că

temperatura de condensare este mai mare decât temperatura de vaporizare , deci

este evident că şi . Valorile celor două presiuni vor fi asigurate de celelalte aparate ale acestor instalaţii.

82

Ţinând seama de nivelul de temperatură la care se schimbă energie între agentul frigorific şi sursele de căldură, se poate reprezenta, ca în figura 6., o schemă a fluxurilor energetice din instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură.

Ca o aplicaţie a celor prezentate anterior, se poate arăta că vaporizarea se realizează în scopul preluării de căldură de către agentul de lucru aflat iniţial în stare lichidă şi la sfârşit în stare de vapori, iar condensarea se realizează în scopul evacuării de căldură de către agentul de lucru aflat iniţial în stare de vapori şi la sfârşit în stare lichidă. Acest aspect este ilustrat şi în figura 7.

10.1. Părţile componente ale instalaţiilor frigorifice

S-a arătat anterior că presiunea de condensare are o valoare mai ridicată decât cea

de vaporizare , deci în instalaţiile de acest tip, se consumă energie pentru

creşterea presiunii vaporilor furnizaţi de vaporizator, unde s-au format preluând căldură de la sursa rece, până la presiunea din condensator, unde vor ceda căldură sursei calde.

Acest proces se poate realiza într-o maşină denumită compresor, având tocmai rolul de a comprima vapori sau gaze, bineînţeles cu ajutorul unui consum de energie mecanică. Există şi alte soluţii tehnice pentru realizarea comprimării vaporilor în instalaţii frigorifice sau pompe de căldură, utilizând însă energie termică în locul celei mecanice.

Dacă vaporizatorul şi condensatorul sunt schimbătoare de căldură şi prezintă o suprafaţă de transfer termic pentru asigurarea interfeţei dintre agentul frigorific şi sursele de căldură, compresorul este o maşină mai complexă din punct de vedere constructiv, cu piston în interiorul unui cilindru, cu şurub, cu lamele culisante într-un rotor montat excentric faţă de stator, sau având alte construcţii. În toate aceste situaţii, comprimarea se realizează prin micşorarea volumului agentului de lucru antrenat. Există şi turbocompresoare, acestea având funcţionarea bazată pe legile gazodinamicii. Puterea necesară din exterior, pentru desfăşurarea procesului, numită putere de comprimare, se

notează cu .

După comprimare, vaporii de agent frigorific cedează căldură în condensator, sursei reci şi aşa cum s-a arătat condensează, la valoarea a presiunii, deci la sfârşitul

83

procesului părăsesc aparatul schimbător de căldură în stare lichidă. Condensul, pentru a reveni în vaporizator trebuie să-şi micşoreze presiunea până la valoarea .

Din punct de vedere energetic, destinderea se realizează cel mai eficient într-o maşină numită detentor. Aceasta are avantajul că produce energie mecanică, respectiv putere, capabilă să compenseze o parte din consumul necesar pentru antrenarea compresorului. Din punct de vedere constructiv, detentorul este fie o maşină cu piston într-un cilindru, fie una de tip rotativ, cu circulaţia radială sau axială a agentului frigorific. Indiferent de construcţie, agentul de lucru cedează pistonului sau rotorului o parte din energia sa potenţială de presiune şi astfel se destinde până la presiunea de vaporizare. Puterea furnizată în timpul destinderii, numită putere de destindere, se

notează cu .

Agentul frigorific la , în stare lichidă, intră în vaporizator, unde absoarbe căldură de la sursa rece, vaporizează şi apoi pătrunde în compresor, iar în continuare funcţionarea instalaţiei se realizează prin parcurgerea în continuare a celor patru aparate. Procesele de lucru care se desfăşoară în acestea, respectiv vaporizare, comprimare, condensare şi destindere, alcătuiesc împreună ciclul termodinamic inversat, după care funcţionează instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură.

În consecinţă, instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură au în componenţă cel puţin patru elemente componente: vaporizator (V), compresor (C), condensator (K) şi detentor (D), iar cea mai simplă schemă constructivă a instalaţiilor de acest tip poate să fie reprezentată ca în figura 8.

Fig. 8 Schema constructivă a unei instalaţii frigorifice

De cele mai multe ori, sursa rece, sau mediul răcit de vaporizator, este reprezentată de aerul din jurul acestui schimbător de căldură, de apă, sau de alte lichide, denumite generic agenţi intermediari. Practic agentul frigorific vaporizează absorbind căldură de la aceste substanţe.

Pentru condensator, sursa caldă, sau mediul încălzit, este reprezentat de aerul din mediul ambiant, de apă, sau simultan de apă şi aer. Acestea, prin suprafaţa de schimb de căldură, preiau de la agentul frigorific toată căldura latentă de condensare. În practică, de multe ori se spune că apa sau aerul sunt agenţii de răcire ai condensatoarelor.

Atât pentru vaporizator cât şi pentru condensator, există numeroase tipuri şi variante constructive.

84

Energia, sau puterea (P) necesară din exterior pentru funcţionarea acestor instalaţii, este reprezentată de diferenţa dintre puterea de comprimare (Pc) şi puterea de destindere (Pd), deci:

(10)

Ţinând seama de relaţia (10), ecuaţia de bilanţ energetic (9) rămâne valabilă.Din punct de vedere al analizelor energetice, pentru a elimina dependenţa de

cantitatea de substanţă, respectiv de debitul masic al agentului de lucru din instalaţie, vor fi considerate schimburile energetice specifice, adică raportate la un kilogram de substanţă. Acestea sunt:

- puterea frigorifică specifică:

(11)

- lucrul mecanic specific de comprimare:

(12)

- sarcina termică specifică a condensatorului:

(13)

- lucrul mecanic specific de destindere:

(14)

85

CAPITOLUL XI.

SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

11.1. Noţiuni introductive. Clasificare

Principalele schimbătoare de căldură din instalţiile 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;

86

- 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 Condensatoare

Aer şi gaze uscate Baterie cu aripioare Baterie cu aripioare

Aer şi gaze umedeBaterie 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

11.2. 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 răcitrea aerului;- vaporizatoare pentru răcirea lichidelor.Proiectarea şi alegerea corectă a vaporizatoarelor are o importanţă mare pentru

funcţionarea corectă a instalaţiilor frigorifice şi pentru eficenţa 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.

11.2.1. Vaporizatoare pentru răcirea aerului

Aceste vaporizatoare pot să fie utilizate la fel de bine şi pentru răcirea aerului şi pentru răcirea altor gaze. Atunci când aerul conţine umidiate (vapori de apă), la dimensionarea vaporizatoarelor se va ţine seama de acest lucru, deoarece la temperaturi

87

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.

11.2.1.1. Vaporizatoarele cu circulaţie naturală ale aerului

Aceste 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.

88

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 realize 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).

89

11.2.1.2. Vaporizatoarele cu circulaţie forţată a aerului

Aceste 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.

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;

90

- 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.

91

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.

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.

Vaporizatoarele montate pe picioare sunt destinate în special instalaţiilor industriale. În cazul instalţiilor de tip comercial, de obicei sunt montate lângă perete.

92

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.

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.

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.

93

11.2.2. 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).

11.2.2.1. 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.

94

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.

95

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

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.

96

11.2.2.2. 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.

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).

97

- 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.

11.2.2.3. Vaporizatoare cu detentă uscată

Aceste 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.

98

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.

11.3. 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 răciree, 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%.

11.3.1. 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 temperature 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.

99

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.

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

100

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.

11.3.2. 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 temperature aerului, iar variaţia este mai degrabă sezonieră.

11.3.2.1. 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.

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;

101

- 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.

11.3.2.2. Condensatoare multitubulare verticale

Aceste 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;

102

- 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).

11.3.2.3. Condensatoare coaxiale

Aceste 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.

11.3.3. 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).

11.3.3.1. 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.

103

11.3.3.2. 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.

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

104

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.

105

BIBLIOGRAFIE

[1] Arădău,D., Costiuc,L. "Ciclul maşinii frigorifice într-o treaptă cu R134a" Conferinţa naţională de termotehnică ediţia a III-a, Bucureşti (1993), pp. 367-370.[2] Ataer,O.E., Gogus,Y. "Comparative study of irreversibilities in an aqua-ammonia absorption refrigeration system" Int. J. Refrig. (1991), Vol. 14, March, pp. 86-92.[3] Baehr,H.D., Kältechnik, 17, nr. 5, (1965), pp. 143.[4] Barret,M. "La modélisation thermodynamique des fluides frigorigènes" Revue Générale du Froid 12, dec. (1989) pp. 690-695.[5] Bălan,M. "Complemente de proces calcul şi construcţie a instalaţiilor frigorifice. Modelarea ciclurilor frigorifice", At. de multiplicare al UT Cluj-Napoca, 1997.[6] Bălan,M. "Instalaţii frigorifice. Teorie şi programe pentru instruire", Ed. Todesco, Cluj- Napoca, 2000.[7] Bălan,M., Mădărăşan,T. "Software for Thermal Calculus and Teaching of Refrigerating Cycles", Proceedings of the IASTED International Conference Modeling and Simulation, Colombo, Sri Lanka, July 26-28, (1995), ISBN: 0-88986-222-2, pp. 68-71.[8] Bălan,M., Mădărăşan,T., Mrenes,M. "Asupra calculului termic al unor cicluri frigorifice cu freoni în două trepte de comprimare". Conferinţa Naţionala de Termotehnică ediţia a V-a, Cluj- Napoca 26-27 mai (1995), vol. II, pp. 381-388.[9] Bălan,M., Mădărăşan,T. "Pedagogical software for the study of the refrigerating cycles" Meeting of International Institute of Refrigeration, Commissions B1, B2, E1, E2. Research, Design and Construction of Refrigeration and Air Conditioning Equipments in Eastern European Countries, Bucharest, Romania, September 10-13, (1996), ISBN: 2 903 633-89-4, pp. 374-379.[10] Bernier,J. "La réserve de liquide haute pression. Pourquoi? Quand? Combien?" Revue Pratique du froid et du Conditionnement d'air nr. 732, 25 juin (1991), pp. 104-107.[11] Breidert,H.J. "Calcul des chambres froides" PYC Edition, Paris 1998.[12] Casari,R., Marchio,D. "L'enseignement du conditionnement d'air assiste par ordinateur familiarise aux nouvelles techniques de conception et d'exploitation des installations" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1416-1420.[13] Chan,C.Y., Haselden,G.G. "Computer-based refrigerant thermodynamic properties. Part 1: Basic equations" Int. J. Refrig. (1981), Vol. 4, No. 1, January, pp. 7-12.[14] Chan,C.Y., Haselden,G.G. "Computer-based refrigerant thermodynamic properties. Part 2: Program listings" Int. J. Refrig. (1981), Vol. 4, No. 2, March, pp. 52-60.[15] Chan,C.Y., Haselden,G.G. "Computer-based refrigerant thermodynamic properties. Part 3: Use of the program in the computation of standard refrigeration cycles" Int. J. Refrig. (1981), Vol. 4, No. 3, May, pp. 131-134.[16] Chapom,C., Mondot,M. "Water loop heat pump system modelling" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1476-1480.[17] Chiriac,F. "Instalaţii frigorifice", Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti 1981.

106

[18] Chiriac,F., Leca,A., ş.a. "Procese de transfer de căldură şi de masă în instalaţiile industriale", Ed. Tehnică, Bucureşti, 1982.[19] Cleland,A.C. "Computer subroutines for rapid evaluation of refrigerant thermodynamic properties" Int. J. Refrig. (1986), No. 9, pp. 346-351.[20] Cleland,A.C. "A rapid empirical method for estimation of energy savings resulting from refrigeration plant alterations" Refrig. Sci. Technol. (1988), No. 3, pp. 215-221.[21] Cleland,A.C. "Food refrigeration processes: analysis, desidn and simulation" Elsevier Science Publishers, London, (1990), pp. 191-231.[22] Cleland,A.C. "Polynomial curve-fits for refrigerant thermodynamic properties: extension to include R134a" Int. J. Refrig. (1994), Vol. 17, No. 4, pp. 245-249.[23] Colding,L., Holst,J., Danig,P.O., Thuesen,S.E. "Dynamic model of refrigerating systems using air cooled condensers" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1208-1212.[24] Conde,M.R., Suter,P. "HPDesign - A computer program for simulation of domestic heat pumps" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1448-1453.[25] Conde,M.R., Suter,P. "The simulation of direct expansion evaporator coils for air-source heat pumps" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1459-1464.[26] Darrow,J.B., Lovatt,S.J., Cleland,A.C. "Assessment of a simple mathematical model for predicting the transient behaviour of a refrigeration system" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1189-1192.[27] Davidescu,A., Mucica,H. "Schimbul de căldură în instalaţiile industriale", Ed. Tehnică, Bucureşti, 1964.[28] Dănescu,A., ş.a. "Termotehnică şi maşini termice", Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1985.[29] deRossi,F., Mastrullo,R., Mazzei,P. "Exergetic and thermodynamic comparison of R12 and R134a as vapour compression refrigeration working fluids" Int. J. Refrig. (1993), Vol. 16, No. 3, pp. 156-160.[30] Domanski,P.A., McLinden,M.O. "A simplified cycle simulation model for the performance rating of refrigerants and refrigerant mixtures" Int. J. Refrig. (1992), Vol. 15, No. 2, pp. 81-88.[31] Escanes,F., Perez-Segarra,C.D., Oliva,A. "Numerical simulation of capillary-tube expansion devices" Int. J. Refrig. (1995), Vol. 18, No. 2, pp. 113-122.[32] Fikiin,K.A., Fikiin,A.G. "Modèle numérique du refroidissement de matières alimentaires et d'autres corps solides de forme géométrique variée" Int. J. Refrig. (1989), Vol. 12, July, pp. 224-231.[33] Finer,S.I., Cleland,A.C., Lovatt,S.J. "Simple mathematical model for predicting the transient behaviour of an ice-bank system" Int. J. Refrig. (1993), Vol. 16, No. 5, pp. 312-320.[34] Goodwin,A.R.H., Defibaugh,D.R., Weber,L.A. "The vapor pressure of 1, 1, 1, 2- Tetrafluorethane (R134a) and Chlorodifluoromethane (R22)" Int. J. Thermophysics, (1992) Vol.13, No. 5, pp. 837-857.[35] Guallar,J. "Curso sobre aire acondicionado" Universidad de Zaragoza, (1996).

107

[36] Hafner,J., Gaspersic,B. "Simplified model of closed piston compressor" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1265-1268.[37] Hara,T., Shibayama,M., Kogrue,H., Ishiyama,A. "Computer simulation of cooling capacity for a domestic refrigerator-freezer" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1193-1197.[38] Henrion,M., Feidt,M. "Comportement en régime transitoire de divers type d'échangeurs de chaleur; modélisation et conséquences" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1260-1264.[39] Herbas,T.B., Dalvi,E.A., Parise,J.A.R. "Heat recovery from refrigeration plants: Meeting load and temperature requirements" Int. J. Refrig. (1990), Vol. 13, July, pp. 264-269.[40] Huber,M.L., Ely,J.F., "An equation of state formulation of the thermodynamic properties of R134a (1, 1, 1, 2-tetrafluorethane)" Int. J. Refrig. (1992), Vol. 15, No. 6, pp. 393-400.[41] James,S.J., Bailey,C. "Process design data for beef chilling" Int. J. Refrig. (1989), Vol. 12,January, pp. 42-49.[42] Jung,D.S., Radermacher,R. "Performance simulation of single-evaporator domestic refrigerators charged with pure and mixed refrigerants" Int. J. Refrig. (1991), Vol. 14, July, pp. 223-232.[43] Jung,D.S., Radermacher,R. "Performance simulation of a two-evaporator refrigerators charged with pure and mixed refrigerants" Int. J. Refrig. (1991), Vol. 14, September, pp. 254-263.[44] Kabelac,S. "A simple set of equations of state for process calculations and its application to R134a and R152a" Int. J. Refrig. (1991), Vol. 14, July, pp. 217-222.[45] Khan,S.H., Zubair,S.M. "Thermodynamic analyses of the CFC-12 and HFC-134a refrigeration cycles" Energy, (1993), Vol. 18, No. 7, pp. 717-726.[46] Kicighin,M.A., Kostenko,G.N. "Schimbătoare de căldură şi instalaţii de vaporizare", Ed. Tehnică, Bucureşti, 1958.[47] Kotzaoglanian,B. "Manuel du depaneur" Kotzaoglanian SARL, 1998.[48] Kuijpers,L., Miner,S.M. "The CFC issue and the CFC forum at the 1989 Purdue IIR conference" Int. J. Refrig. (1989), Vol. 12, May, pp. 118-124.[49] Lavrenchenko,G.K., Ruvinskij,G.Y., Iljushenko,S.V., Kanaev,V.V. "Thermo physical properties of refrigerant R134a" Int. J. Refrig. (1992), Vol. 15, No. 6, pp. 386-392.[50] Leca,A., Badea,A., ş.a. "Procese si instalatii termice in centrale nucleare electrice", Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucuresti, 1979.[51] MacArthur,J.W. "Transient heat pump behaviour: a theoretical investigation" Int. J. Refrig. (1984), Vol. 7, No. 2, March, pp. 123-132.[52] MacArthur,J.W. "Analytical representation of the transient energy interactions in vapor compression heat pumps"; ASHRAE Transactions, (1984), Vol. 90, No. 1-B, pp. 982-996.

108

[53] MacArthur,J.W., Grald,E.W. "Prediction of cyclic heat pump performance with a fully distributed model and a comparison with experimental data"; ASHRAE Transactions, (1987), Vol. 93, Pt. 2, pp. 1159-1178.[54] Manole,D.M., Lage,J.L. "Thermodynamic optimization method of a triple effect absorption system with wasted heat recovery" Int. J. Heat and Mass Transfer, (1995) Vol. 38, No. 4, pp. 655-663.[55] Marinescu,M., Baran,N., Radcenco,V. "Termodinamică tehnică" Vol.II, Ed. Matrix Rom, Bucureşti, 1998.[56] Martin,J.J., You,Y.C. "Development of an equation of state for gases" AiChe J. (1955) nr. 1, pp. 142-151.[57] Mădărăşan,T., Bălan,M. "Termodinamica tehnică" Ed. Sincron, Cluj-Napoca, 1999.[58] Mădărăşan,T., Bălan,M. "Program for Teaching and Computer Aided Analysis of the Working Cycles of One-Step Refrigerating Plants with R12 in Permanent Regime", Modern Training Methods in Engineering International Symposium Cluj-Napoca (1993), pp. 39-43.[59] Mădărăşan,T., Bălan,M. "Program pentru analiza asistată de calculator a ciclurilor instalaţiilor frigorifice". Conferinţa Naţionala de Termotehnică ediţia a III-a, Bucureşti 28-29 mai (1993), vol. II, pp. 358-361.[60] Mădărăşan,T., Bălan,M. "Set de programe pentru calculul termic al instalaţiilor frigorifice şi reprezentarea proceselor de lucru în diagrame termodinamice", Termotehnică şi maşini termice - 45 de ani de învăţământ superior la Galaţi, Galaţi (1993), pp. 90-97.[61] Mădărăşan,T., Bălan,M. "FRIG-M. Produs informatic pentru calculul termic şi predarea asistată de calculator a ciclurilor de funcţionare ale instalaţiilor frigorifice. Precizie si performanţe". Rev. Termotehnica an II, nr. 1/(1994), pp. 17-67.[62] Mădărăşan,T., Bălan,M. "FRIG-M. Produs informatic pentru calculul termic şi predarea asistată de calculator a ciclurilor de funcţionare ale instalaţiilor frigorifice. Organizare si rezultate". Rev. Termotehnica an II, nr. 1/(1994), pp. 90-126.[63] Mădărăşan,T., Bălan,M., Bălan,G. "Cu privire la optimizarea calculului termic al ciclurilor frigorifice cu comprimare mecanică de vapori". Conferinţa Naţionala de Termotehnică ediţia a IV-a, Timişoara 3-4 iunie (1994), vol. IV, pp. 58-63.[64] Miron,V. "Aparate schimbatoare de calduă. Recomandări privind calculul termic", Ed. Zigotto, Galati,1999.[65] Miyara,A., Koyama,S., Fujii,T. "Performance evaluation of a heat pump cycle using NARMs by a simulation with equations of heat transfer and pressure drop" Int. J. Refrig., (1993), Vol. 16, No. 3, pp. 161-168.[66] Morrison,G., McLinden,M.O. "Azeotropy in refrigerant mixtures" Int. J. Refrig. (1993), Vol. 16, No. 2, pp. 129-137.[67] Morsy, T.E. "Extended Benedic-Webb-Rubin equation of state, application to eight fluorine compounds" J. Chem. Data (1970) nr. 15, pp. 256-265.[68] Moujaes,S.F. "Cyclic simulation of a model describing heat transfer from a ground-coupled water source heat pump, considering transient effects on both soil and water sides" Int. J. Refrig. (1990), Vol. 13, September, pp. 330-335.[69] Mulapi,W., Pilatte,A., Jadot,R. "Algorithmes simples pour l'évaluation rapide des propriétés des mélanges binaires de fluides frigorigènes" Int. J. Refrig. (1990), Vol. 13, November pp. 364-370.

109

[70] Murphy,W.E., Goldschmidt,V.W. "Cyclic characteristics of a typical residential air conditioner - modeling of start-up transients" ASHRAE Transactions, (1985), Vol. 91, pp. 427-444.[71] Murphy,W.E., Goldschmidt,V.W. "Cyclic characteristics of a typical residential air conditioner - modeling of shutdown transients" ASHRAE Transactions, (1986), Vol. 92, pp. 186-202.[72] Niculiţă,P. "Îndrumătorul specialiştilor frigotehnişti din industria alimentară", Ed Ceres, Bucureşti, 1991.[73] Niculiţă,P., Ceangă,E., Bumbaru,S. "Automatizarea în tehnica frigului", Ed. Teora, Bucuresti, 1999.[74] Noack,H., Seidel. "Pratique des installations frigorifiques", PYC Edition, Paris 1991.[75] Nyers,J., Stoyan,G. "A dynamical model adequate for controlling the evaporator of a heat pump" Int. J. Refrig. (1994), Vol. 17, No. 2, pp. 101-108.[76] Peculea,M. “Instalaţii criogenice în zece lecţii”, Ed. Conphys, Rm. Vâlcea, 1997.[77] Pop,M.G, Leca,A. s.a. "Îndrumar. Tabele, nomograme si formule termodinamice" vol I-III, Ed. Tehnică Bucureşti (1987).[78] Popa,B., Vintilă,C. "Termotehnică şi maşini termice", Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1977.[79] Porneală,S. "Stabilirea cu ajutorul calculatorului electronic a condiţiilor optime de funcţionare a instalaţiilor frigorifice cu freon 12" Rev. Chim. 27, nr 2, (1976), pp. 140-146.[80] Porneală, S. s.a "Tehnologia utilizării frigului artificial" Univ. Galati (1986).[81] Porneală, S. "Procese in instalaţii frigorifice. Culegere de probleme" Univ. Galaţi (1989).[82] Porneală,S., Porneală,D. "Instalaţii frigorifice şi climatizări în industria alimentară. Teorie şi aplicaţii numerice" Ed. Alma, Galaţi, 1997.[83] Porneală,S., Porneală,D., Dinache,P. "Tehnica frigului şi climatizării în industria alimentară. Teorie şi aplicaţii numerice", Ed. Fundatiei Universitare “Dunărea de Jos”, Galaţi, 2000.[84] Radcenco,V. s.a. "Procese în instalaţii frigorifice" EDP Bucureşti (1983).[85] Radcenco, V. s.a. "Instalaţii de pompe de căldura" ET Bucureşti (1985).[86] Radcenco,V., Grigoriu,M., Duicu,T., Dobrovicescu,A. "Instalaţii frigorifice si criogenie - Probleme si aplicaţii". Ed. T., Bucureşti (1987).[87] Rane,M.V., Amrane,K., Radermacher,R. "Performance enhancement of a two-stage vapour compression heat pump with solution circuits by eliminating the rectifier" Int. J. Refrig., (1993), Vol. 16, No. 4, pp. 247-257.[88] Rane,M.V., Radermacher,R. "Feasibility study of a two-stage vapour compression heat pump with ammonia-water solution circuits: experimental results" Int. J. Refrig., (1993), Vol. 16, No. 4, pp. 258-264.[89] Rapin,P., Jacquard,P. "Formulaire du froid" 11 édition, Ed. Dunod, Paris 1999.[90] Rajendran,N., Pate,M.B. "A computer model of the startup transients in a vapor-compression refrigeration system" I.I.F.-I.I.R.- Commissions B1, B2, E1, E2 - Purdue (U.S.A.) - (1986)/1 pp. 201-213.[91] Raznjevic,K. "Tabele şi diagrame termodinamice" Bucureşti ET (1978).[92] Răşenescu,I. "Fenomene de transfer", Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucureşti,1984.

110

[93] Rogers,S., Tree,D.R. "Algebraic modelling of components and computer simulation of refrigerator steady state operation" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1225-1230.[94] Rooke,S., Goldschmidt,V.W. "Modeling the transient behavior of heat pump systems: considerations for control" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1465-1470.[95] Serge,S. "SEF: Un système expert pour le froid" Revue Générale du Froid, 5, juin (1991), pp. 49-53.[96] Setlacec,V., Zaharia,C. "Maşini, utilaje si instalaţii din industria alimentară" EDP, Bucureşti, 1978.[97] Sherif,S.A., Raju,S.P., Padki,M.M., Chan,A.B. "A semi-empirical transient method for modelling frost formation on a flat plate" Int. J. Refrig. (1993), Vol. 16, No. 5, pp. 321-329.[98] Stamatescu,C. "Tehnica frigului" vol 1. ET Bucureşti (1972).[99] Stamatescu,C. s.a. "Tehnica frigului" vol 2. Calculul si construcţia maşinilor si instalaţiilor frigorifice industriale. ET Bucureşti (1979).[100] Sugalski,A., Jung,D.S., Radermacher,R. "Quasi-transient simulation of domestic refrigerators" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1244-1248.[101] Svensson,C. "On-line steady-state optimizing control of continuous processes. Application to a heat pump" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1471-1475.[102] Tamatsu,T., Sato,H., Watanabe,K. "An equation of state for 1, 1-difluorethane (HFC 152a)" Int. J. Refrig. (1993), Vol. 16, No. 5, pp. 347-352.[103] Vargas,J.V.C., Parise,J.A.R. "Simulation in transient regime of a heat pump with closed-loop and on-off control" Int. J. Refrig., (1995), Vol. 18, No. 4, pp. 235-243.[104] Vidmar,V., Gaspersic,B. "Dynamic simulation of domestic refrigerators with refrigerants R12 and R134a" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1250-1254.[105] Vlădea,I. "Tratat de termodinamică tehnică şi transmiterea căldurii", Ed. Didactică şi Pedagogică, Bucuresti, 1974.[106] Votsis,P.P., Tassou,S.A., Wilson,D.R., Marquand,C.J. "Dynamic characteristics of an air-towater heat-pump system" Int. J. Refrig (1992), Vol15, No. 2, pp. 89-94.[107] Wang,H., Touber,S. "Saving energy with better capacity control systems" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1218-1224.[108] Wenxue,H., Kraft,H. "A mathematical model of an evaporator based on the step exciting method" Proceedings of the XVIII-th International Congress of Refrigeration, Aug. 10-17, (1991), Montreal, Canada, Vol. III, pp. 1213-1217.[109] *** "Manualul inginerului termotehnician", Vol.II, Ed. Tehnică, Bucureşti,1986.

111

Date post:	12-Dec-2014
Category:	Documents
Upload:	claudia-clau
View:	155 times
Download:	3 times

Principii Si Metode de Conservare a Produselor Alimentare

Documents