carte finala

P r o c e s e î n i n s t a l a ţ i i f r i g o r i f i c e

MARINA VERDEŞ VASILICĂ CIOCAN

PROCESE TERMODINAMICE

ÎN

INSTALAŢIILE FRIGORIFICE

Editura Societăţii Academice “Matei - Teiu Botez” Iaşi - 2009


Referenţi ştiinţifici:

Prof.dr.ing. Constantin Lăzărescu Universitatea Tehnică “Gh. Asachi”din Iaşi.

Facultatea de Constructii si Instalaţii

Conf.dr.ing. Viorel Dragoş Universitatea Tehnică Cluj Napoca

Facultatea de Instalaţii

Descrierea CIP a Bibliotecii Naţionale a României

VERDEŞ, MARINA Procese termodinamice în instalaţiile frigorifice / Marina Verdeş, Vasilică Ciocan - Iaşi, Editura Societăţii Academice "Matei - Teiu Botez", 2009 Bibliogr. ISBN (10) 973-7962-86-9; ISBN (13) 978-973-7962-86-7

I. Ciocan, Vasilică 65.012.4:624

Tehnoredactare: ing. Ramona Senciuc Ilustraţii: ing. Ramona Senciuc Coperta: drd.ing. Vasile Iacob

Editura Societăţii Academice "Matei - Teiu Botez" B-dul Dumitru Mangeron nr. 43 Director: Prof.univ.dr.ing. Constantin Ionescu, e-mail:[email protected]


Prefaţă

1

PREFAŢĂ

Tehnica producerii frigului artificial cunoaşte o dezvoltare

accentuată atât în țara noastră cât şi în întraga lume, în condițiile în

care încălzirea globală este tot mai puternic resimțită de populație,

iar domeniile în care utilizarea frigului se consideră a fi – absolut

indispensabilă – sunt nenumărate.

Putem aprecia că, în prezent – frigul artificial – nu este o

componentă utilă ci şi una absolut necesară existenţei umane.

În aceste condiții, cunoașterea agenților frigorifici precum şi

a proceselor termodinamice care au loc în aceste categorii de

instalaţii, cu diferite destinații, devine o necesitate mereu actuală,

cu atât mai importantă cu cât protecţia mediului şi dezvoltarea

tehnologică reprezintă direcţii prioritare ale energeticii mondiale şi

europene.

Îndeplinirea acestor deziderate, este strâns legată şi de

perfecţionarea metodelor teoretice şi experimentale de investigaţie

a proceselor de lucru care asigură funcţionarea maşinilor şi

instalaţiilor frigorifice.

Aşadar, iată că, diversificarea şi modernizarea tehnologiilor

de utilizare a frigului artificial dar şi valenţele determinate de

aspectele energetice din cadrul proceselor industriale – consecinţă

directă a necesităţii economisirii de energie – determină exigenţe şi

orientări noi privind analiza proceselor frigorifice.

Pe aceste coordonate, de cunoștere a tehnicii producerii

frigului artficial, se înscrie și efortul nostru, concretizat în prezenta

lucrare, şi adresat – în egală măsură – studenților de la specializarea

„Instalații pentru construcții” și tuturor cadrelor tehnice care

activează în acest domeniu.


Prefaţă

2

Orientată pe abordarea unui segment, totuşi limitat – din

ceea ce înseamnă tehnica de de producere a frigului – lucrarea,

înainte de toate, se doreşte a fi o aplicaţie a termodinamicii în

domeniul temperaturilor scăzute, analizând agenţii de lucru şi

procesele frigorifice în contextul performanţei, dar şi al pierderilor

cauzate de ireversibilitatea proceselor funcţionale.

Convinși fiind că, orice demers publicistic este perfectibil,

am fi recunoscători, celor care - studiind lucrarea – prin observaţii

şi sugestii constructive, vor adăuga un plus de valoare conţinutului.

Autorii


Cuprins

3

CUPRINS

Prefaţă ..............................................................................................................1

Cuprins .............................................................................................................3

1. INTRODUCERE ÎN TEHNICA FRIGULUI ARTIFICIAL ......................9

1.1. Evoluţia tehnicii frigului artificial ..............................................................9

1.2. Domenii de utilizare şi tendinţe de progres în tehica frigului artificial ...... 14

1.2.1. Domenii de utilizare a frigului artificial .........................................14

1.2.2. Tendinţe de progres în tehnica frigului artificial ............................. 24

1.3. Clasificarea instalaţiilor frigorifice şi a metodelor de producere a

frigului artificial ...................................................................................... 25

1.3.1. Domenii de temperaturi în tehnica frigului artificial .......................25

1.3.2. Metode de producere a frigului artificial ........................................ 26

2. CONSIDERAŢII GENERALE PRIVIND PRODUCEREA FRIGULUI

ARTIFICIAL ................................................................................................. 29

2.1. Noţiuni de bază privind obţinerea frigului artificial .................................. 29

2.2. Frigul produs prin vaporizarea unui lichid ................................................ 31

2.3. Procese termodinamice în circuit deschis ................................................. 43

2.3.1. Obţinerea temperaturilor scăzute prin evaporarea apei.................... 43

2.3.2. Obţinerea temperaturilor scăzute prin vaporizarea unor lichide

la saturaţie ..................................................................................... 44

2.3.3. Obţinerea temperaturilor scăzute prin procese chimice - soluţii

eutectice şi amestecuri refigerente ................................................. 45

2.3.4. Obţinerea temperaturilor scăzute prin folosirea gheţii de apă şi a

gheţii uscate .................................................................................. 52


Cuprins

4

2.4. Procese termodinamice în circuit închis.................................................... 53

2.4.1. Obţinerea temperaturilor scăzute prin comprimarea mecanică a

unui gaz şi destinderea izentropică a acestuia într-un sistem

detentor (cu producere de lucru mecanic) ....................................... 54


unui gaz şi destinderea izentalpică a acestuia într-un organ de

laminare (efectul Joule-Thompson) ................................................ 58


unui gaz şi destinderea acestuia într-un câmp centrifugal

(efectul Ranque) ............................................................................ 62

2.4.4. Obţinerea temperaturilor scăzute prin efectul electrotermic de

răcire (efectul Peltier) .................................................................... 63

2.5. Procedee termodinamice folosite în domeniul frigului adânc .................... 69

3. AGENŢI DE LUCRU AI INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE..................... 70

3.1. Clasificarea agenţilor frigorifici ............................................................... 70

3.2. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice cu comprimare mecanică de

vapori...................................................................................................... 71

3.2.1. Criterii obiective de alegere a agenţilor frigorifici pentru

maşinile cu comprimare mecanică de vapori .................................. 71

3.2.2. Caracteristicile agenţilor de lucru ai instalaţiilor cu compresie

mecanică de vapori ........................................................................ 78

3.2.3. Acţiunea freonilor asupra mediului ambiant ................................... 88

3.3. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice cu absorbţie ............................ 105

3.4. Agenţi intermediari ............................................................................... 107

3.5. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice cu comprimare de gaze .......... 110

3.6. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice cu comprimare de gaze .......... 112

3.6.1. Reglementări de securitate pentru agenţi frigorifici pe plan

internaţional ................................................................................ 113

3.6.2. Reglementări de securitate pentru agenţi frigorifici în România.... 115


Cuprins

5

4. PROCESE ÎN INSTALAŢIILE FRIGORIFICE CU COMPRIMARE

MECANICĂ DE VAPORI (IFV) ................................................................. 123

4.1. Consideraţii generale ............................................................................. 123

4.2. Clasificarea instalaţiilor frigorifice cu comprimare mecanică de

vapori – IFV.......................................................................................... 124

4.3. Principii de realizare şi funcţionare a IFV ............................................... 125

4.4. Diagrame termodinamice utilizate în tehnica frigului............................. 134

4.4.1. Diagrama p – v a vaporilor de apă ............................................... 136

4.4.2. Diagrama entropică T – s a vaporilor de apă................................ 137

4.4.3. Diagrama lg p – i a vaporilor de apă ............................................. 140

4.4.4. Diagrama i – s a vaporilor de apă ................................................. 141

4.5. Transformări de stare specifice tehnicii frigului şi reprezentarea

acestora în diagramele de stare ............................................................. 142

4.5.1. Comprimarea .............................................................................. 143

4.5.2. Vaporizarea şi condensarea ......................................................... 147

4.5.3. Laminarea .................................................................................. 149

4.6. Procesul de vaporizare a apei şi reprezentarea acestuia în diagramele

de stare (studiu de caz) .......................................................................... 153

4.6.1. Echilibrul fazelor ........................................................................ 153

4.7. Observaţii privind maşinile producătoare şi maşinile consumatoare de

lucru mecanic ....................................................................................... 165

4.7.1. Principii generale ......................................................................... 165

4.7.2. Ciclul Carnot direct .................................................................... 167

4.7.3. Ciclul Carnot inversat (ciclul frigorific ideal) ............................... 170

4.8. Instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică de vapori într-o treaptă ... 177

4.8.1. Ciclul ideal al instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de

vapori într-o treaptă .................................................................... 177

4.8.2. Ciclul teoretic - în domeniul vaporilor umezi - al instalaţiei

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori într-o treaptă ........ 188

4.8.3. Ciclul teoretic - în domeniul vaporilor supraîncălziţi - al

instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de vapori într-o

treaptă ......................................................................................... 192


Cuprins

6

4.8.4. Ameliorări ale instalaţiilor frigorifice cu comprimare mecanică

de vapori într-o treaptă de comprimare ........................................ 197

4.8.4.1. Ciclul teoretic ameliorat prin subrăcire cu apă ................ 197

4.8.4.2. Ciclul teoretic ameliorat prin supraîncălzirea

vaporilor aspiraţi de compresor ...................................... 202

4.8.4.3. Ciclul teoretic ameliorat prin subrăcire internă

(regenerare)..................................................................... 207

4.8.4.4. Ciclul teoretic ameliorat prin separator de lichid ........ 212

4.8.4.5. Calculul termodinamic al procesului teoretic de

producere a frigului prin comprimarea vaporilor de

agent într-o treaptă cu subrăcire ..................................... 216

4.9. Instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică de vapori în două trepte

de comprimare ..................................................................................... 222

4.9.1. Necesitatea comprimării vaporilor în două trepte ......................... 222

4.9.2. Răcirea intermediară ................................................................... 227

4.9.2.1. Răcirea intermediară cu apă ............................................ 227

4.9.2.2. Răcirea intermediară cu agent frigorific .......................... 227

4.9.3. Principiul de funcţionare a instalaţiei frigorifice cu două trepte

de comprimare ............................................................................ 229

4.9.3.1. Ciclul teoretic pentru instalaţia frigorifică în două trepte

– cu două laminări şi răcire intermediară completă

(instalaţie frigorifică în două trepte cu injecţie totală de

lichid .............................................................................. 229

4.9.3.2. Ciclul teoretic pentru instalaţia frigorifică în două

treapte – cu două laminări subrăcire avansată şi răcire

intermediară completă (instalaţie frigorifică în două

trepte cu injecţie parţială de lichid) ................................. 234


treapte – cu două laminări subrăcire avansată şi răcire


trepte cu injecţie parţială de lichid) ................................. 237


Cuprins

7


producere a frigului într-o instalaţie frigorifică în două

trepte cu injecţie parţială de lichid .................................. 240

4.10. Instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică de vapori în trei trepte

de comprimare ................................................................................... 243

4.11. Instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică de vapori în cascadă .. 248

4.12. Funcţionarea reală a instalaţiilor frigorifice cu comprimare mecanică

de vapori ............................................................................................ 253

4.12.1. Consideraţii naturale ............................................................... 253

4.12.2. Termodinamica compresorului volumic .................................. 254

4.12.2.1. Compresorul teoretic ..................................................... 255

4.12.2.2. Compresorul real (tehnic) .............................................. 259

4.12.3. Coeficienţi de lucru volumetrici .............................................. 262

4.12.3.1. Coeficientul de debit (gradul de livrare al

compresorului K) – λ ................................................... 262

4.12.4. Coeficienţi de lucru energetici .................................................. 272

4.12.5. Funcţionarea compresorului în condiţii variabile .................... 279

4.12.6. Bilanţul energetic al instalaţiilor frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori – IFV în funcţionarea reală ........................ 281

4.12.7. Regimuri convenţionale de referinţă ale instalaţiilor

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori .......................... 283

4.12.8. Coeficienţi de lucru volumetrici .............................................. 284

4.12.8.1. Elemente de analiză exergetică ................................ 284

4.12.8.2. Eficienţa frigorifică şi randamentul exergetic al

unui proces frigorific .............................................. 288

4.12.8.3. Pierderile de exergie în instalaţiile frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori .............................. 289


TERMICĂ (INSTALAŢII FRIGORIFICE CU EJECŢIE - IFE) ................... 293

5.1. Consideraţii generale ............................................................................. 293

5.1.1. Apa ca agent frigorific ................................................................ 293


Cuprins

8

5.2. Instalaţia frigorifică cu ejecţie în circuit închis ...................................... 297

5.2.1. Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu ejecţie în

circuit închis ............................................................................... 297

5.2.2. Calculul termodinamic al procesului teoretic de producere a

frigului într-o instalaţie frigorifică cu ejecţie – în circuit închis ... 305

5.3. Funcţionarea reală a instalaţiilor frigorifice cu ejecţie de abur ................ 308


TERMOCHIMICĂ (INSTALAŢII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE -

IFA) ............................................................................................................ 313

6.1. Consideraţii generale............................................................................. 314

6.2. Principiul de funcţionare ...................................................................... 314

6.3. Clasificarea instalaţiilor frigorifice cu absorbţie..................................... 316

6.4. Noţiuni de termodinamica soluţiilor ...................................................... 317

6.4.1. Definiţii ....................................................................................... 319

6.4.2. Vaporizarea şi condensarea soluţiilor binare................................. 319

6.4.3. Căldura de dizolvare .................................................................... 326

6.5. Diagrame folosite la calculul instalaţiilor frigorifice cu absorbţie .......... 328

6.5.1. Diagrama entalpie – concentraţie (i - )........................................ 329

6.5.2. Diagrama presiune - temperatură (p – 1/T) ................................... 332

6.6. Soluţii utilizate în instalaţiile cu absorbţie .............................................. 334

6.7. Instalaţii frigorifice cu absorbţie cu soluţie hidroamoniacală într-o

treaptă .................................................................................................. 338

6.7.1. Instalaţia IFA simplă într-o treaptă ............................................... 338

6.7.2. Instalaţia IFA ameliorată într-o treaptă ......................................... 347

6.8. Instalaţia frigorifică cu resorbţie ........................................................... 362

6.9. Instalaţia frigorifică cu absorbţie în soluţie de bromură de litiu - apă

(BrLi-H2O) ........................................................................................... 366

6.10. Instalaţia frigorifică cu absorbţie şi gaz compensator ........................... 376

Bibliografie .................................................................................................. 389


Capitolul 1. Introducere în tehnica frigului artificial

9

Capitolul 1

INTRODUCERE ÎN TEHNICA FRIGULUI

ARTIFICIAL

1.1. Evoluţia tehnicii frigului artificial

Istoria dezvoltării tehnicii de răcire şi, în special, a răcirii

artificiale este legată de istoria preocupărilor pentru realizarea unui

confort şi a unor condiţii de viaţă mai bune.

Există documente care atestă faptul că, încă din secolul al XI-lea

î.e.n., chinezii se preocupau de colectarea zăpezii şi de

depozitarea acesteia în incinte izolate pentru răcirea alimentelor

şi a băuturilor, ceea ce constituia un adevărat ritual;

Egiptenii, cărora condiţiile naturale nu le permitea folosirea

frigului natural (temperaturile fiind, de regulă, pozitive) s-au

preocupat, în mod deosebit de „descoperirea” unor procedee

artificiale de răcire (de exemplu, utilizând vaporizarea

superficială şi difuzia vaporilor de apă în aer, menţineau în

incinte condiţii optime de confort);

Şi indienii aveau, de asemenea, cunoştinţe despre fenomenul de

răcire prin evaporare şi radiaţie – în nopţile senine aşezau vase

Tehnica frigului constituie un domeniu vast şi

complex al ştiinţei pus în slujba omului.

Aplicaţiile frigului ca metodă de conservare

datează din timpuri străvechi.



10

din lut ars, umplute cu apă, în gropi mici, în pământ, ceea ce

determina o răcire puternică a apei şi, uneori, chiar formarea

unor cruste de gheaţă;

Romanii foloseau gheaţa din munţii Alpi pentru conservarea

alimentelor şi băuturilor (istoricul Plinius povesteşte cum

împăratul Nero poruncea să se aducă zăpadă din munţi, aceasta

fiind apoi depozitată şi utilizată pentru răcirea diverselor

produse) [4];

Începând cu secolul al XVI–lea şi până în sec. XVIII-lea, se

descoperă amestecurile refrigerente – obţinute prin amestecarea

gheţii cu o sare (de exemplu, clorura de calciu – CaCl2 –

amestecată cu zăpadă permite scăderea temperaturii până la circa

–32,8 0C);

În anul 1748, William Cullen de la Universitatea din Glasgow,

Scoţia, realizează prima demonstraţie de producere a frigului

artificial, prin evaporarea unui agent termodinamic în vid parţial

(sub depresiune); în aceeaşi perioadă, germanul Hoell descoperă

răcirea aerului prin destindere. Cele două fenomene:

răcirea prin vaporizarea unui lichid;

răcirea prin destinderea unui gaz;

stau la baza proceselor frigorifice de astăzi;

În anul 1780, fizicienii francezi Louis Clouet şi Gaspard Monge

lichefiază, pentru prima dată, bioxidul de sulf (SO2);

De bazele fizice ale producerii frigului sunt legate

descoperirile privind calorimetria, lichefierea gazelor,

principiile termodinamicii.

Una din aplicaţiile frigului artificial o constituie

lichefierea gazelor.



11

În anul 1805, Oliver Evans din Philadelphia, S.U.A. – realizează

un sistem de răcire în circuit închis, prin comprimare de vapori;

În anul 1824, inginerul francez Sadi Carnot dezvoltă noţiunea de

„maşină perfectă” şi „ciclu reversibil” (ciclul Carnot); savantul

a ajuns astfel la rezultate concrete referitoare atât la

independenţa randamentului termic de natura agentului folosit

într-un ciclu ideal, cât şi la dependenţa acestuia de temperaturile

celor două surse de căldură (rece şi caldă);

În anul 1844, John Gorrie – un medic american – construieşte

prima maşină frigorifică cu compresie mecanică, având aerul ca

agent frigorific. El îşi propune să construiască o instalaţie pentru

răcirea spaţiilor de tratament şi pentru producerea gheţii [3];

În 1860, Ferdinand Carre – unul dintre cei mai mari

frigotehnişti ai vremii – construieşte prima maşină frigorifică cu

absorbţie în soluţie apă-amoniac (hidroamoniacală);

În 1864, acelaşi Ferdinand Carre perfecţionează instalaţia cu

comprimare mecanică, iar în anul 1867 utilizează amoniacul ca

agent frigorific;

La începutul secolului XX – se ştia că, dacă temperatura unui gaz este

mai mică decât o anumită valoare - denumită temperatură critică - atunci

exercitând asupra gazului o anumită presiune, deci comprimându-l, acesta

poate fi lichefiat. Totuşi, o serie de gaze, precum metanul, azotul şi hidrogenul

nu pot fi lichefiate pe această cale. Pentru a trece acest prag critic au fost

folosite mai multe metode. Una dintre acestea – utilizată cu succes – constă în

răcirea succesivă sau în cascadă. Se pleacă de la un gaz care se lichefiază uşor

prin comprimare, apoi lichidul se evaporă coborând temperatura unui alt gaz,

Succesul adevărat în tehnica frigului artificial

este înregistrat odată cu descoperirea ciclului cu

comprimarea vaporilor, a ciclului cu gaze şi a ciclului

cu absorbţie.



12

pus în contact cu primul, până sub temperatura critică a acestuia, lichefiindu-l

astfel pe cel de-al doilea.

Imaginând o succesiune potrivită de gaze şi procese, se pot obţine – din

aproape în aproape – temperaturi tot mai scăzute.

Răcirea unui gaz se poate obţine şi prin destindere adiabatică.

Astfel, dacă avem un gaz la o presiune ridicată, permiţând acestuia să se

destindă – adică să-şi mărească volumul – acesta se va răci, dacă procesul este

adiabatic (adică sistemul este perfect izolat încât nu permite schimb de

căldură).

În starea finală, temperatura gazului va fi mai mică decât cea iniţială. Răcirea prin destindere adiabatică mai poartă numele şi de „efectul

Joule-Thompson” care se produce sub o anumită valoare a temperaturii

gazului, numită şi temperatură de inversiune (având în vedere că efectul este

negativ).

Pentru hidrogen această temperatură este egală cu – 800 C, fenomen

folosit de Linde care a multiplicat ciclul de comprimare şi destindere

adiabatică, realizând astfel, lichefierea gazului.

În baza acestor metode, criogenistul Onnes Kamerlingh a reuşit

în 1908 să lichefieze heliul la 0,8 K (–272,20C);

În anul 1910, Maurice Leblanc (Franţa) construieşte prima

instalaţie frigorifică prin ejecţie de abur;

În anul 1929, Clarence Birdeye (SUA) realizează pentru prima

dată congelarea de produse perisabile;

În a doua jumătate a secolului XIX, producţia frigului artificial

este caracterizată de un avânt deosebit. Astfel, în această

perioadă se instalează primele instalaţii frigorifice pe nave,

aceste echipamente fiind destinate transportului de carne din

Australia şi Argentina, spre Europa;

După al doilea război mondial se extinde mult

industria conservării prin frig, apar numeroase utilaje

şi noi procedee.



13

În 1930, Midgley, Henne, Mc Nary (SUA) utilizează freonii ca

agenţi frigorifici;

În 1946, începe producţia în masă a componentelor capsulate

pentru tehnica frigului;

În 1957, apar pe piaţă maşinile Philips de răcire a aerului;

În 1958, începe să fie utilizat efectul Peltier la maşinile

frigorifice de capacitate foarte mică.

Instalaţiile existente în România se limitau doar la câteva

antrepozite frigorifice generale de stocaj şi câteva camere

frigorifice ale întreprinderilor alimentare.

Formarea specialiştilor în domeniul frigotehnic, precum şi

dezvoltarea unor întreprinderi specializate în producerea şi

furnizarea echipamentelor frigorifice, au permis ca, şi la nivelul

ţării noastre, tehnica frigului să intervină eficient în dezvoltarea

unor ramuri economice, aspect care a contribuit, evident, la

creşterea confortului.

Prin producerea de noi agenţi frigorifici (amestecuri zeotrope

sau azeotrope), s-au pus la dispoziţia constructorilor care realizează

astfel de echipamente, mijloacele de realizare a unor agregate

compacte şi cu dimensiuni reduse.

În ţara noastră nu se poate vorbi de industrie a

frigului înainte de cel de al doilea război mondial.

În acest context, activitatea de cercetare trebuie

orientată spre creşterea eficienţei instalaţiilor

frigorifice atât prin utilizarea de noi cicluri de lucru,

de noi agenţi termici de lucru cât şi de componente

optimizate din punct de vedere constructiv.



14

Pe de altă parte, descoperirea unor materiale cu proprietăţi

izolante superioare, a creat posibilitatea diminuării pierderilor de

energie - ceea ce - a contribuit la creşterea fiabilităţii construcţiilor

şi instalaţiilor frigorifice.

1.2. Domenii de utilizare şi tendinţe de progres în

tehnica frigului artificial

1.2.1. Domenii de utilizare a frigului artificial

Frigul în industria alimentară

În toate domeniile agroalimentare tehnica frigului are un rol

esenţial.

Pentru specialiştii care activează în domeniile agroalimentare

sunt necesare cunoştinţe temeinice de frigotehnică din - cel puţin -

două motive:

Parametrul „temperatură” este de o importanţă majoră în

tehnologiile de conservare a produselor alimentare şi

proceselor biotehnice (practic, nu există tehnologie de

conservare sau instalaţie de biosinteză care să nu necesite

instalaţii de răcire şi de reglare a temperaturilor);

Produsele agroalimentare, materiile prime, mediile de

cultură, microorganismele, etc., sunt conservate folosind

temperaturi scăzute, deci cu aportul direct al frigotehnicii şi

prin procedee şi tehnologii la baza cărora se află frigul

artificial.

Frigotehnica – constituie un domeniu cu aplicaţii

din cele mai diverse, de la cercetarea ştiinţifică

fundamentală şi tehnica aerospaţială, până la cele mai

diferite industrii sau sfere de activitate neindustriale.



15

Noţiunea de “lanţ frigorific” – fig.1.1. – simbolizează

legătura ce trebuie să existe între verigile care asigură prelucrarea

prin frig a produselor, depozitarea acestora la temperaturi scăzute,

transportul frigorific sau izoterm între unităţi, unităţi comerciale de

desfacere şi comerţ public şi mijloacele frigorifice de uz casnic

[17].

Rolul lanţului frigorific este esenţial în asigurarea calităţii

corespunzătoare a produselor alimentare în timpul colectării,

transportului, depozitării şi desfacerii acestora.

Lanţul frigorific este alcătuit din unităţi fixe şi unităţi mobile:

în categoria unităţilor fixe sunt cuprinse: mijloacele de

prelucrare şi conservare prin frig existente la centrele de

colectare (colectarea şi răcirea laptelui, răcirea peştelui la

cherhanale) unităţi de producţie – abatoare, fabrici de bere,

întreprinderi de industrializare a laptelui, antrepozite

frigorifice de stocare şi distribuţie, unităţi comerciale şi

alimentare publice şi frigiderele de uz casnic;

Toate unităţile enumerate, cu excepţia celor comerciale sunt denumite

frigorifere industriale sau depozite frigorifice, având caracteristici comune.

unităţile mobile ale lanţului frigorific sunt constituite din

mijloacele de transport care fac legătura între verigile

(unităţile) fixe;

Totalitatea mijloacelor prin care frigul artificial

este utilizat succesiv, în toate etapele, de la producere

la consum, în vederea conservării raţionale a

produselor perisabile constituie aşa-numitul – “lanţ

frigorific”.



16

Reţea de colectare

Reţea de prelucrare

Reţea de stocaj

Reţea comercială

Prinderea şi răcirea peştelui

Colector ouă

Recoltare fructe

Colectare lapte

Fabrica de peşte

Abator

Fabrica de lapte

Antrepozit frigorific

Hale, dulapuri

frigorifice

Fig. 1.1. – Lanţuri frigorifice

pentru transportul pe distanţe scurte se folosesc mijloace

izoterme (auto sau vagoane de cale ferată);

pentru transportul la distanţe mari se folosesc

autofrigoterme, trenuri frigorifice, nave frigorifice, avioane

cu compartimente frigorifice.

Aceste mijloace de transport au instalaţii frigorifice proprii care asigură

menţinerea temperaturii scăzute pe tot parcursul dintre două verigi fixe –

fig.1.2.

Din punct de vedere al nivelului de temperatură lanţul

frigorific este împărţit în două mari categorii:

lanţul frigorific al produselor refrigerate;

lanţul frigorific al produselor congelate.

. .

.



17

Fig.1.2. – Schema lanţului frigorific pentru legume şi fructe congelate

Refrigerarea – constă în răcirea produselor alimentare până

la temperaturi apropiate de punctul de congelare (ceea ce înseamnă

o răcire fără formare de cristale de gheaţă în produs), însoţit - în

majoritatea cazurilor - de transfer de umiditate de la produsele

alimentare cu temperaturi mai ridicate, la mediul de răcire cu

temperatură mai scăzută.

În cele mai multe cazuri, refrigerarea este aplicată în scopul conservării

propriu-zise a produselor.

Refrigerarea poate fi utilizată şi în scopul asigurării condiţiilor optime

de desfăşurare a proceselor biochimice necesare fabricării unor produse

alimentare (unele produse lactate, unele produse din carne etc.) sau a unor

procese fizico-chimice necesare în anumite faze ale unor tehnologii alimentare.

De asemenea, refrigerarea poate constitui - o fază preliminară de răcire

- în cazul tehnologiilor de congelare a produselor alimentare [18].

Refrigerarea se foloseşte atunci când produsele trebuie păstrate la

temperaturi relativ scăzute, calitatea produselor refrigerate deosebindu-se

foarte puţin de a celor proaspete. Temperatura finală de refrigerare a produselor este, de obicei, deasupra

punctului de solidificare a sucurilor, fiind situată între 00 şi +50C.

astfel, când umiditatea relativă a aerului este scăzută, refrigerarea

decurge mai repede, datorită evaporării mai intense a apei;



18

viteza de refrigerare a produselor depinde de grosimea lor; dacă

grosimea produselor scade la jumătate, şi timpul de refrigerare se

reduce la jumătate;

pentru refrigerarea cărnii, a fructelor şi legumelor se foloseşte - de

obicei - aerul.

La temperatura de 00C şi circulaţia naturală a aerului, refrigerarea

porcilor (de exemplu) după tăierea lor, durează circa 36 ore; acelaşi proces,

dar la –2ºC va dura 24 h.

La circulaţia forţată a aerului (intensă), refrigerarea se reduce la 16 h,

caz în care aerul rece trecând peste suprafaţa produsului preia căldura

acestuia, saturaţia aerului cu vapori scade şi acesta poate absorbi o anumită

cantitate de apă de la produs. Datorită acestor fenomene stratul superficial se

usucă, iar pe suprafaţa produsului se formează aşa-numita “pojghiţă de

uscare” care împiedică dezvoltarea microorganismelor. Totuşi, la unele

produse, micşorarea cantităţii de umezeală duce la o pierdere însemnată în

greutate, iar această “ uscare la refrigerare” este, uneori, vătămătoare. De

aceea, în timpul refrigerării, forţa aerului trebuie să fie reglată astfel încât să

nu producă o uscare prea puternică şi, în acelaşi timp, să nu se creeze condiţii

favorabile pentru dezvoltarea microorganismelor.

Cu cât temperatura de răcire este mai joasă, cu atât forţa aerului poate

fi mai mare, iar uscarea produselor – în acest caz - va fi mai mică.[19].

Congelarea – constă în răcirea produselor alimentare până la

o temperatură finală aflată sub punctul de solidificare a apei

conţinute în produs - adică o răcire cu formare de cristale de gheaţă

în structura produsului – fig.1.3.

Fig. 1.3. – Produse din carne supuse congelării



19

Scopul principal al congelării este conservarea pe o durată mai

îndelungată a produselor alimentare perisabile.

Mărirea duratei de conservare obţinută prin congelare (asigurându-se şi

condiţiile necesare depozitării în stare congelată) se bazează pe efectele

temperaturilor scăzute de încetinire puternică sau inhibare completă a

dezvoltării microorganismelor, de reducere sau stopare a proceselor

metabolice (în cazul proceselor cu viaţă) şi de reducere a reacţiilor chimice şi

biochimice.

în comparaţie cu produsele refrigerate, produsele congelate se

caracterizează printr-o durată mai mare de conservare (5…50 ori

faţă de conservarea prin refrigerare) datorită faptului că apa se

transformă în gheaţă, iar acţiunea unor temperaturi mai joase

împiedică activitatea microorganismelor;

ca aspect, produsele sunt tari şi viu colorate;

Prin îngheţarea sucurilor conţinute în celulele ţesuturilor animale şi

vegetale se pot produce procese complicate care provoacă în structurile

respective modificări fizico-chimice ireversibile.

Frigul pentru condiţionare

Instalaţiile de condiţionare (climatizare) au rolul de a menţine

o anumită stare a aerului (temperatură şi umiditate), un anumit grad

de puritate precum şi o anumită viteză a acestuia în diverse

încăperi, în care staţionează oameni sau au loc procese tehnologice,

independent de condiţiile exterioare.

Spre exemplu, vara, aerul introdus într-o încăpere climatizată trebuie

răcit şi uscat.

Răcirea şi uscarea aerului în procesul de climatizare se poate realiza:

direct – prin intermediul unei baterii de răcire (când între aer şi

agentul de răcire există o suprafaţă de schimb de căldură), în care vaporizează

un agent frigorific sau - prin contactul direct dintre aer şi picături reci de apă

într-o cameră de pulverizare (apa fiind răcită de o instalaţie frigorifică).

În acest tip de instalaţie – fig.1.4. – aerul rezultat din amestecul de aer

exterior cu aer interior recirculat, se filtrează în filtrul 1, se răceşte şi se usucă

în contact cu suprafaţa vaporizatorului instalaţiei, se reîncălzeşte în bateria 6,

după care aerul este refulat în încăpere [4].



20

Fig. 1.4. – Răcirea şi uscarea aerului cu un răcitor

de suprafaţă şi vaporizare directă a agentului frigorific 1 – filtru de aer; 2 – baterie de preîncălzire; 3 – baterie de răcire

4 – cameră de stropire; 5 – separator picături; 6 – baterie de reîncălzire

7 – ventilator; 8 – ventil de reglaj şi distribuitor de lichid; SC – schimbător de căldură

(vaporizator); P – pompă; K – compresor; C – condensator.

Agentul frigorific recomandat a fi utilizat în această instalaţie este un

agent halogenat (freon).

Temperatura de vaporizare se alege în general în jur de +5ºC.

Instalaţiile cu răcirea aerului prin vaporizarea directă a agentului

frigorific se utilizează în cazul în care instalaţia deserveşte un singur

consumator, fiind admisă o variaţie a temperaturii aerului răcit, fără a dăuna

microclimatului solicitat de consumator. Puterile frigorifice ale instalaţiilor

utilizate în acest sistem sunt în mod uzual puteri medii, cu valori până la 50 kW.

indirect – când agentul frigorific vaporizează într-un vaporizator

răcitor de apă - acesta participând apoi la răcirea aerului - proces care poate

avea loc sau într-o baterie de răcire sau într-o cameră de pulverizare (caz în

care aerul este în contact direct cu apa rece cu care este stropit).

Camerele de climatizare care au baterie răcită cu apă sunt utilizate la

puteri frigorifice mari, când aceeaşi instalaţie frigorifică deserveşte mai multe

baterii de răcire prcum şi atunci când se impune o temperatură constantă a

aerului la ieşirea din baterii – fig. 1.5.



21

Fig. 1.5. – Schema instalaţiei frigorifice cu răcire indirectă

pentru climatizarea aerului, folosind baterie cu răcire cu apă: 1 – vaporizator; 2 – pompă; 3 – ventil cu trei căi; 4 – ventil termostatic;

5 – vas de expansiune; K – compresor; C – condensator

Temperatura de vaporizare este în general 0ºC, temperatura apei la

ieşirea din baterie este între 4 şi 8ºC, iar la intrare între 8 şi 14ºC.

Pentru reglajul temperaturii apei de răcire în funcţie de starea aerului se

folosesc ventile de reglaj cu trei căi.

Vaporizatorul pentru răcirea apei este de tip uscat - cu răcirea apei în

spaţiul dintre tuburi şi vaporizarea agentului halogenat în tuburi – sau, de tip

imersat - apa răcindu-se într-un bazin; se recomandă evitarea răcirii apei în

conducte din cauza pericolului de îngheţ a acesteia. Bateriile de răcire a

aerului au caracteristici similare cu cele folosite de la vaporizarea directă.

Camerele de climatizare care realizează pulverizarea apei răcite se

utilizează în aceleaşi condiţii ca tipul precedent de instalaţie.

În acest caz – fig.1.6. – ca agenţi frigorifici se utilizează numai agenţi

halogenaţi (freoni), excluzându-se amoniacul (NH3) care poate vicia apa şi –

implicit - aerul.



22

Fig. 1.6. – Schema instalaţiei frigorifice cu răcire indirectă

folosind pulverizarea apei: 1 – cameră de pulverizare; 2 – separator de picături;

3 – baterie de reîncălzire; 4 – robinet cu trei căi; Vt – ventilator; V – vaporizator;

VR – ventil de reglaj; K – compresor; C – condensator

Reglajul instalaţiei şi celelalte caracteristici constructive sunt similare cu

cele ilustrate în instalaţia precedentă.

Dacă s-ar utiliza amoniacul (NH3) ca agent frigorific, ar fi necesară o

treaptă intermediară de răcire, treaptă în care, amoniacul ar răci un alt agent

intermediar (de exemplu o saramură care – la rândul ei - ar răci apa).

Frigul în industria chimică

Industria chimică reprezintă unul dintre cei mai mari

utilizatori ai frigului artificial.

Frigul este folosit în procese tehnologice precum:

separarea unor săruri în soluţii lichide;

lichefierea gazelor (aer, azot, oxigen, hidrogen, heliu, etc.);

cristalizarea unor săruri;

fabricarea parafinei, a cauciucului, a fibrelor sintetice;

rafinarea uleiurilor;

evacuarea căldurii de reacţie şi a căldurii de amestec etc.



23

Frigul în industria farmaceutică

Se foloseşte în tehnologiile de fabricare a diferitelor

medicamente.

Majoritatea antibioticelor sunt conservate prin liofilizare,

congelarea necesară în procesul de uscare realizându-se la

temperaturi de –500C...–60

0C (de exemplu, extragerea penicilinei

din soluţii are loc la temperatura de 10C, iar congelarea soluţiilor

concentrate de penicilină are loc la circa –600C).

Frigul în construcţii

construcţia patinoarelor artificiale;

construcţia puţurilor, tunelurilor, galeriilor în terenuri cu

infiltraţii de apă;

răcirea masivelor de beton, fie prin prerăcirea elementelor

componente, fie prin răcirea masivului ca atare.

Frigul în industria uşoară

mercerizarea fibrelor textile, prelucrarea cauciucului etc.

Frigul în siderurgie

la fabricarea oţelului (t = –700C);

în diverse tratamente termice;

Frigul în biologie şi medicină

conservarea prin frig a ţesuturilor vii şi a culturilor de

microorganisme;

anestezii în operaţii chirurgicale complicate, cum ar fi

intervenţiile pe cord deschis;

tehnici frigorifice în unele boli ale pielii (crioterapia);

tehnici chirurgicale de vârf (criochirurgia).



24

Frigul în cercetarea ştiinţifică

pentru anabioză (anabioza este o stare a organismului la

care procesele vieţii sunt atât de mult încetinite încât nu se

mai observă manifestări ale vieţii; un organ se aduce în

această stare prin răcire treptată, până la temperaturi situate

mult sub 00C);

studiul rezistenţei diferitelor materiale la temperaturi

scăzute;

studiul funcţionării motoarelor de automobil;

tehnica rachetelor (se foloseşte O2, N2 – în stare lichidă);

menţinerea supraconductoarelor (utilizate în instalaţiile

electrice) la temperaturi joase;

instalaţii de comunicare la distanţă prin sateliţi.

1.2.2. Tendinţe de progres în tehnica frigului artificial

Este firească următoarea întrebare:

Răspunsul a fost dat de profesorul R.Plank:

specialiştii trebuie să aibă în vedere noi materiale de

construcţie, noi aliaje cu caracteristici tehnice, chimice şi

mecanice superioare, adaptate anumitor fenomene specifice

proceselor de producere a frigului;

Care este linia progresului în tehnica frigului,

din punct de vedere ştiinţific?

Această linie se bazează doar pe ameliorări ale

actualelor condiţii de desfăşurare a proceselor sau pot

apărea procedee noi?



25

folosirea pe scară largă a aşa numitelor deşeuri de căldură

din toate ramurile productive (ceea ce poate determina

perspectiva utilizării proceselor de producere a frigului prin

absorbţie şi prin ejecţie - nu doar în scopuri industriale - ci

şi pentru condiţionare);

procedee noi de producere a frigului care se pot dezvolta în

urma cercetărilor efectuate în domeniul fizicii nucleare[27].

Din punct de vedere ştiinţific: tehnica frigului este chemată să

analizeze fenomenele şi procesele care au loc în diferite medii, de

la temperaturi de circa 1000C până în aproprierea lui zero absolut.

Din punct de vedere tehnic: tehnica frigului stabileşte

procesele de calcul şi soluţiile constructive pentru realizarea

maşinilor şi instalaţiilor de producerea a temperaturilor scăzute,

bazate pe procese studiate de termotehnică, fenomene aerodinamice

şi hidrodinamice, procese electrotehnice, procese magnetocalorice.

1.3. Clasificarea instalaţiilor frigorifice şi a metodelor de

producere a frigului artificial

1.3.1. Domenii de temperaturi în tehnica frigului artificial

În funcţie de nivelul temperaturilor scăzute obţinute, sistemele

frigorifice pot fi clasificate, în mod convenţional, în următoarele

domenii:

Tehnica frigului analizează fenomene şi procese

care au loc între circa 1000C – 0K (–273

0C), stabileşte

procedee de calcul şi soluţii constructive pentru

realizarea unei game de maşini şi instalaţii care

lucrează într-un domeniu larg de temperaturi.



26

Domeniul pompelor de căldură t > 40 0C – este acoperit prin

pompele de căldură – maşini termice cu ajutorul cărora se

valorifică fluxul de căldură schimbat la sursa cu temperatură

ridicată a procesului de producere a frigului; căldura este, deci

evacuată la valori superioare temperaturii mediului înconjurător

fiind utilizată, de regulă, pentru obţinerea energiei termice;

Domeniul climatizării t = (0 ...40)0C – este acoperit de

instalaţiile de climatizare, fiind utilizat în scopuri tehnologice

sau de confort;

Domeniul frigului moderat t = (0 …–200)0C – denumit şi frig

industrial – este acoperit în cea mai mare parte de procese de

producere a frigului prin comprimare de vapori sau cu utilizarea

absorbţiei în soluţii binare, prin instalaţii cu ejecţie de abur şi,

mai rar, prin instalaţii de comprimare de aer;

Domeniul frigului adânc (criogenia) t = (–200...273)0C – care

acoperă zona temperaturilor foarte scăzute, ajungând până

aproape de zero absolut (se lucrează cu hidrogen, neon şi heliu

lichid).

Limita superioară de la care se consideră că începe domeniul criogeniei

nu este definită foarte clar; unii autori consideră această limită ca fiind:

77K = –196 0C – temperatura de fierbere a azotului;

80K = –193 0C – temperatura de fierbere a aerului;

120K = –153 0C – temperatura de fierbere a metanului.

1.3.2. Metode de producere a frigului artificial

Scăderea temperaturii şi menţinerea ei la o anumită valoare –

mai coborâtă decât temperatura mediului ambiant – impune

realizarea schimbului de căldură de la mediul cu temperatură mai

scăzută către mediul cu temperatură mai ridicată.



27

În funcţie de natura “lucrului” şi specificul procesului,

metodele de producere a frigului pot fi clasificate astfel:

Metodele termodinamice (de răcire) – se bazează pe

valorile interne a unui fluid numit agent frigorific cu

scopul de a coborî temperatura sub cea a mediului ambiant

(excepţie fac pompele de căldură care lucrează la

temperaturi mai mari decât temperatura mediului

ambiant);

Metodele termoelectrice ;

Metodele magneto-calorice.

Realizarea frigului industrial se bazează, în special, pe metode

termodinamice. În domeniul frigului adânc se folosesc atât metode

termoelectrice, cât şi metode magneto-calorice.

Metode termodinamice de obţinere a frigului cu agent

frigorific

În circuit deschis:

prin evaporarea unor lichide la presiune atmosferică (în

special apa);

prin vaporizarea unor lichide la saturaţie la presiune

atmosferică (agenţi criogenici);

prin utilizarea soluţiilor eutectice şi a amestecurilor

refrigerente;

În acest proces de producere a frigului trebuie

să se aibă în vedere principiul II al termodinamicii,

conform căruia pentru a transporta căldura de la un

mediu cu temperatură scăzută către un mediu cu

temperatură ridicată - trebuie să se consume, din

exterior, o anumită formă de “lucru” (lucru

mecanic, lucru termic, electric, etc.).



28

prin utilizarea gheţii de apă (hidrice);

prin utilizarea gheţii uscate (bioxid de carbon solid);

prin destindere turbionară de gaze în tuburi Vortex-Ranque

(efect Ranque-Hilsch);

prin destindere de gaze în tuburi pulsatoare (efect Gifford-

Longworth);

În circuit închis (ciclice):

Cu vapori:

cu comprimare mecanică de vapori în compresoare mecanice

(instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică – IFV);

cu comprimare de vapori în compresoare termice (instalaţii

frigorifice cu ejecţie de vapori reci – IFE);

cu comprimare de vapori în compresoare termochimice

(instalaţii frigorifice cu absorbţie – IFA).

Cu gaze

cu comprimarea mecanică a unui gaz şi destinderea lui

izentropică într-un sistem detentor;


izentalpică într-un organ de laminare;

cu comprimarea mecanică a unui gaz şi destinderea într-un

câmp centrifugal.

Metode de obţinere a frigului fără agent frigorific

Procedee termoelectrice:

Efectul electrotermic de răcire (efect Peltier).

Procedee magnetice:

Efectul magneto-caloric:

o Prin efect termo-magnetic (Ettinghausen);

o Prin efect magneto-caloric (demagnetizare adiabatică).


Capitolul 2. Consideraţii generale privind procesele de producere a frigului artificial

29

Capitolul 2

CONSIDERAŢII GENERALE PRIVIND

PROCESELE DE PRODUCERE A FRIGULUI

ARTIFICIAL

2.1. Noţiuni de bază privind producerea frigului

artificial

Obţinerea frigului pe cale artificială prezintă, desigur, avantaje

în raport cu frigul natural şi anume:

posibilitatea de răcire a corpurilor până la temperaturi mult

mai scăzute decât cele ale mediului ambiant;

continuitatea proceselor de răcire;

posibilitatea obţinerii frigului în oricare perioadă a anului,

indiferent de condiţiile climatice.

Conform celui de al doilea principiu al termodinamicii,

trecerea căldurii, în mod natural, deci fără consum de energie din

exterior, are loc numai de la corpurile (mediile) cu temperatură mai

ridicată către corpurile (mediile) cu temperaturi mai scăzută.

Obiectul cursului “Instalaţii frigorifice” îl

constituie studiul proceselor şi instalaţiilor care au

rolul de a reduce şi menţine temperatura unui corp

(mediu) sub temperatura mediului ambiant, prin

evacuarea continuă a căldurii de la corpul (sau

mediul) respectiv către mediul ambiant.



30

Trecerea căldurii în sens invers este un proces care se poate

realiza doar pe baza unui consum de energie din exterior, sub

diferite forme: mecanică, termică, cinetică, electrică, etc.

Funcţionarea acestei maşini presupune existenţa şi

interacţiunea a trei elemente şi anume:

corpul cald – care, de cele mai multe ori, este mediul ambiant;

corpul rece – care este mediul sau corpul a cărui temperatură

trebuie coborâtă sau menţinută sub temperatura mediului

ambiant;

corpul de lucru sau agentul frigorific – care, circulând prin

sistemul frigorific, suferă transformări în urma cărora căldura

este transferată în sens invers tendinţei naturale.

Ca orice maşină termică - maşina frigorifică - funcţionează

între două surse de căldură:

sursa rece de la care se extrage căldura – mediul răcit;

sursă caldă căreia i se cedează căldura – mediul de răcire

(care poate fi, de exemplu, apa de răcire sau aerul).

Acest proces este posibil doar dacă agentul frigorific se află,

la intrarea în contact cu mediul răcit, la o temperatura mai joasă

decât a acestuia, iar - la intrarea în contact cu mediul răcitor (apa

Maşina cu ajutorul căreia se poate transfera

căldura de la un corp mai rece către unul mai cald,

consumând energie din exterior, se numeşte „maşină

frigorifică”.

Agentul frigorific – gaz sau vapori, parcurge

circuitul maşinii frigorifice, preluând continuu

căldura de la mediul răcit, pentru a o ceda mediului de

răcire.



31

sau aerul din mediu ambiant) - la o temperatură mai înaltă decât a

acestuia.

Ridicarea temperaturii agentului frigorific după ieşirea din

spaţiul (mediul) răcit la o valoare superioară temperaturii mediului

de răcire, se realizează prin consum de energie din exterior, energie

care se încorporează în masa agentului frigorific sub formă de

energie internă (de exemplu, procesul de comprimare a agentului

frigorific în compresor, în cazul instalaţiilor frigorifice cu

compresie mecanică de vapori).

Readucerea agentului - după părăsirea mediului de răcire la o

temperatură mai joasă decât a mediului răcit - se realizează, de

regulă, printr-un proces de destindere.

Procesul de destindere a agentului frigorific în stare lichidă,

trebuie să coboare presiunea acestuia sub valoarea presiunii de

saturaţie corespunzătoare temperaturii scăzute ce se urmăreşte a se

obţine în mediul răcit.

Astfel, mediului răcitor - respectiv mediului ambiant sau apei

de răcire - i se transmite nu doar căldura preluată de la mediul răcit

ci şi căldura echivalentă cu energia consumată pentru ridicarea

temperaturii. În figura 2.1.este redată schema de principiu a unei

maşini frigorifice cu indicarea fluxurilor energetice [3].

2.2. Frigul produs prin vaporizarea unui lichid

Se au în vedere următoarele două aspecte:

orice fluid, în timpul fierberii, absoarbe o anumită cantitate de

căldură, q0 pentru a se transforma în vapori – fig.2.2 [14].

temperatura de fierbere – sau temperatura de saturaţie ts - este

dependentă de presiunea la care se află fluidul.

Instalaţiile frigorifice, în marea lor majoritate,

produc frigul prin vaporizarea unui fluid.



32

Fig. 2.1. – Schema de principiu a unei instalaţii frigorifice Qo – căldura preluată de la mediul răcit [W];

L – căldura provenită din consumul de energie mecanică sau termică necesară ridicării

temperaturii [W]; Qc – căldura totală cedată mediului înconjurător [W]

Pentru apă:

p = 1 ata → ts = 100ºC

p' = 10 ata → ts' = 180ºC

p" = 0,006 ata → ts" = 0ºC

p"' = 0,0029 ata → ts"' = –10ºC

Dacă printr-un spaţiu izolat termic, de exemplu – vasul V –

trece o serpentină S, prin care circulă apă la presiunea p şi

temperatura ts, apa – pentru a fierbe şi a se transforma în vapori –

are nevoie de o anumită cantitate de căldură q0, corespunzătoare

căldurii de vaporizare – fig.2.2.



33

Se studiază cazul în care vasul V conţine apă cu temperatură

ridicată.

Cum anume se poate răci apa din vasul V ?

Prin evaporarea apei care circulă prin serpentina S, se

absoarbe cantitatea de căldură q0, astfel încât temperatura apei în

vas poate să scadă până - la cel mult - temperatura de saturaţie a

apei ts .

Din acest exemplu rezultă că, temperatura minimă care se

poate obţine în interiorul vasului V, este determinată de temperatura

de saturaţie a fluidului ts – care circulă prin serpentină – fig.2.2,

fig.2.2*, fig.2.2**.

Dacă în locul apei s-ar folosi amoniacul – NH3, s-ar putea

obţine temperaturi mult mai scăzute [14].

De exemplu la:

p = 1 ata → NH3 fierbe la ts = –33,35ºC

Rezultă că, în cazul folosirii amoniacului - NH3 – fig.2.2 (b1),

temperatura în vas ar putea scădea până la valoarea:

t0 = ts = –33,35ºC

Şi în cazul acestui fluid - dacă se micşorează presiunea p, se

diminuează şi temperatura de saturaţie ts corespunzătoare –

fig.2.2**.

De exemplu la:

p = 0,1114 ata → NH3 fierbe la ts = –70ºC



34

Fig. 2.2. – Frigul q0 produs prin vaporizarea unui fluid



35

Fig. 2.2* – Vaporizarea apei în diagrama T – s

Fig. 2.2** – Vaporizarea amoniacului (NH3) în diagrama p – i

Din cele prezentate mai sus, se evidenţiază câteva concluzii

importante [13]:

se poate scădea temperatura unui corp (mediu) prin

extragerea unei cantităţi de căldură – q0 de la corpul

(mediul) respectiv;



36

frigul realizat, respectiv temperatura cea mai coborâtă pe

care vrem s-o obţinem, depinde de temperatura de saturaţie

ts a fluidului care preia cantitatea de căldură – q0;

pentru realizarea unei temperaturi cât mai scăzute este

necesară micşorarea presiunii fluidului în stare de saturaţie

sau, folosirea unor fluide cu temperaturi de saturaţie mai

mici;

fluidul care preia căldura – q0 de la sursa rece se numeşte

agent frigorific (apă, NH3);

cantitatea de căldură – q0 care se preia de la sursa rece

depinde atât de regimul de funcţionare al maşinii frigorifice

cât şi de proprietăţile fluidului (respectiv căldura de

vaporizare).

Cu cât, un fluid va avea căldura de vaporizare – r, mai mare, cu atât va fi

mai mare şi cantitatea de căldura – q0 care poate fi extrasă de la sursa rece.

În timpul preluării căldurii de la sursa rece, agentul frigorific

se poate comporta în două moduri:

îşi poate mări temperatura prin încălzire;

poate să-şi păstreze temperatura constantă (menţinerea

constantă a temperaturii agentului frigorific în timpul

preluării căldurii este posibilă numai în condiţiile în care

se produce şi modificarea stării de agregare – şi anume

– vaporizarea) [1].

Relaţiile pentru calculul căldurii absorbite – 0Q [J] pentru

cele două situaţii sunt:

Pentru a putea prelua căldura de la sursa rece,

agentul frigorific trebuie să aibă temperatura mai mică

decât aceasta.



37

tcmQp10

(2.1)

(în cazul în care starea de agregare nu se modifică)

1m [kg] – cantitatea de agent care se încălzeşte;

p

c [J/kgK] – căldura specifică;

t [K] – variaţia temperaturii agentului frigorific între

stările de intrare şi ieşire, în contact termic cu sursa rece.

rmQ20

(2.2)

(în cazul în care starea de agregare se modifică)

2

m [kg] – cantitatea de agent care vaporizează;

r [J/kg] – căldura latentă de vaporizare a agentului

frigorific la temperatura de vaporizare t0;

Modul în care variază temperatura – t, a agentului de lucru, de-a lungul

suprafeţei de schimb de căldură – S, este prezentat în figurile 2.3a şi 2.3b.

Săgeţile indică sensul transferului termic (de la sursa rece către agentul

frigorific), iar tr – reprezintă temperatura sursei reci [1].

Fig. 2.3a. – Creşterea temperaturii agentului frigorific în timpul

preluării căldurii



38

Fig.2.3b. – Preluarea căldurii de la sursa rece cu păstrarea

constantă a temperaturii

Schimbul de căldură optim se realizează atunci când t este limitat la cel

mult câteva grade.

Atunci când schimbul de căldură se realizează la diferenţe finite de

temperatură, procesul este însoţit de ireversibilităţi de natură internă (cu cât

diferenţele de temperatură sunt mai mari, cu atât transferul termic este mai

puţin eficient).

Acesta este motivul pentru care se recomandă a fi folosită varianta cu

schimbarea stării de agregare (deoarece acesteia îi corespunde atât o

temperatură constantă a agentului de lucru cât şi o diferenţă de temperatură

constantă care poate fi diminuată prin diverse soluţii tehnologice).

În ipoteza în care se foloseşte varianta fără schimbarea stării de

agregare - pentru a absorbi cât mai multă căldură - e necesară o încălzire mai

pronunţată, însoţită şi de creşterea diferenţei medii de temperatură (faţă de

sursa rece), ceea ce determină... ireversibil mai pronunţat.

În acest condiţii pentru orice substanţă .tcr p

Comparând relaţiile 2.1 şi 2.2, este evident faptul că, pentru a absorbi

aceeaşi cantitate de căldură 0Q – fără schimbarea stării de agregare – este

necesară o cantitate mult mai mare de agent frigorific, decât în cazul în care

starea de agregar se modifică, deci: .mm 21

Acesta este cel de-al doilea motiv pentru care este preferabilă varianta

cu schimbarea stării de agregare [1].



39

Luând în considerare ipoteza în care instalaţiile funcţionează

în mod continuu, 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 0

Q .

Această mărime este denumită şi putere termică, iar în cazul

instalaţiilor frigorifice – putere frigorifică – 0

Q [W].

Cu cât un fluid va avea căldura de vaporizare r [J/kg] – mai

mare, cu atât va fi mai mare şi căldura 0

q [J/kg] preluată de la sursa

rece.

Parametrul 0

q [kcal/kg] sau [J/kg] se numeşte “capacitate

frigorifică specifică” a fluidului sau “putere frigorifică specifică”.

Se observă că “puterea frigorifică specifică” este absorbită

de fluid şi este folosită pentru transformarea lui în vapori.

Aceast parametru se determină pe baza diagramei procesului.

La instalaţiile frigorifice se cere, de regulă, să se scoată de la

sursa rece o cantitate de căldură – 0

Q [kcal/h] [W], numită

capacitate frigorifică.

Aşadar, pentru un fluid dat, se poate prelua de la sura rece o

cantitate de căldură 0

Q [kcal/h] [W] egală cu:

000 qDQ m (2.3)

unde:

q0 [kcal/kg] – capacitatea frigorifică specifică

D0m [kg/h] – debitul masic de fluid

Pentru a putea ceda căldura sursei calde, agentul

frigorific trebuie să aibă temperatura mai mare decât

temperatura aceasteia.



40

În timpul cedării căldurii către sursa caldă, agentul frigorific

se poate comporta, de asemenea, în două moduri:

se poate răci micşorându-şi temperatura;

poate să-şi păstreze temperatura constantă (este evident

că, menţinerea constantă a temperaturii agentului

frigorific în timpul cedării căldurii este posibilă numai în

condiţiile în care se produce modificarea stării de

agregare – şi anume – condensarea) [1].

Modul în care variază temperatura – t, a agentului de lucru, de-a lungul

suprafeţei de schimb de căldură – S, este prezentat în figurile 2.4a şi 2.4b.

Săgeţile indică sensul transferului termic (de la agentul frigorific către

sursa caldă), iar tc reprezintă temperatura sursei calde [1].

Relaţiile pentru calculul căldurii cedate – cQ [J], în cele două

situaţii sunt:

tcmQp1c

(2.4)

(în cazul în care starea de agregare nu se modifică)

1

m [kg] – cantitatea de agent care se răceşte;

p

c [J/kgK] – căldura specifică;

t [K] – variaţia temperaturii agentului frigorific între

stările de intrare şi ieşire, în contact cu sursa caldă.

rmQ2c

(2.5)

(în cazul în care starea de agregare se modifică)

2m [kg] – cantitatea de agent care condensează;

r [J/kg] – căldura latentă de condensare a agentului

frigorific la temperatura de condensare ct , egală cu căldura latentă

de vaporizare la aceeaşi temperatură.



41

Fig. 2.4a. – Scăderea temperaturii agentului frigorific

în timpul cedării căldurii

Fig. 2.4b. – Cedarea căldurii către sursa caldă cu menţinerea

constantă a temperaturii

Luând în considerare aceleaşi argumente menţionate la schimbul de

căldură prin vaporizare în contact termic cu sursa rece, pentru realizarea unui

transfer termic eficient cu sursa caldă, t este limitat, de asemenea 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



42

stării de agregare, motiv pentru care, iarăşi, este recomandată varianta cu

schimbarea stării de agregare.

Acest aspect are implicaţii importante asupra întregii instalaţii.

Astfel, dacă debitele sunt diminuate, înseamnă că şi consumurile de

energie pentru vehicularea agentului de lucru sunt mai reduse, diametrele

conductelor sunt mai mici iar, elemente geometrice specifice pentru

schimbătoarele de căldură sunt, de asemenea, mai reduse.

Având în vedere argumentele enunumerate, pentru majoritatea

instalaţiilor frigorifice, este de preferat transferul termic între

agentul de lucru şi sursele de căldură, prin schimbarea stării de

agregare.

Aparatele instalaţiei frigorifice care se află în contact cu

sursele de căldură sunt, schimbătoare de căldură numite,

vaporizator – V şi condensator – C.

Aşa cum s-a mai precizat, conform principiului al doilea al

termodinamicii, căldura nu poate trece de la sine, de la o sursă cu

temperatură mai scăzută – sursa rece – la o sursă cu temperatură

mai ridicată – sursa caldă, fără a consuma energie (mecanică sau

de altă natură) din exterior.

Efectuându-se un bilanţ energetic pentru instalaţiile frigorifice

prin aplicarea – principiului I al termodinamicii, se observă că,

suma dintre energiile introduse în sistem (adică energia termică a

vaporizatorului - 0

Q şi puterea - P), este egală cu energia evacuată

din sistem, adică sarcina termică a condensatorului c

Q [W]:

PQQ

c 0 (2.6)

Din punct de vedere al instalaţiilor frigorifice,

efectul util este realizat în vaporizatorul V, prin

preluare de căldură de la sursa rece.



43

Temperaturii – 0

t ,

la care vaporizează agentul frigorific,

numită temperatură de vaporizare, îi corespunde o presiune de

saturaţie unică, notată cu 0

p , numită presiune de vaporizare.

De asemenea, temperaturii la care condensează agentul

frigorific, numită temperatură de condensare – c

t , îi corespunde o

presiune de saturaţie unică, notată cu c

p , numită presiune de

condensare.

2.3. Procese termodinamice în circuit deschis

2.3.1. Obţinerea temperaturilor scăzute prin evaporarea apei

Răcirea prin evaporare a unui lichid presupune răcirea

acestuia, în urma schimbului de căldură şi masă care are loc la

contactul direct între suprafaţa lichidului şi aerul atmosferic. În

acest caz, coborârea temperaturii lichidului se produce prin cedarea

căldurii prin contact şi prin evaporarea lichidului.

Răcirea prin evaporare se poate realiza:

prin amestecarea aerului cu un curent de apă pulverizată

(procedeu de răcire folosit uneori în condiţionarea aerului).

In acest caz, efectul de răcire se obţine în urma pulverizării apei în aer;

prin evaporare, aceasta absoarbe, de la aer, căldura latentă de vaporizare

(cantitatea de căldură necesară pentru a transforma un kg de lichid la o

presiune dată şi temperatură constantă în vapori uscaţi) egală cu 597 kcal/kg

(2495 kJ/kg).

Temperatura finală (în aer) - care se poate obţine depinde de

caracteristicile acestuia (temperatură iniţială, umiditate relativă etc.).

trimiterea unui curent de aer peste suprafaţa unui lichid

( în general, apă)



44

Acest procedeu constituie - de fapt - baza funcţionării

turnurilor de răcire (care au o mare răspândire în industrie).

Răcirea apei în turnurile de răcire se realizează ca urmare a schimbului

de căldură şi masă dintre apă şi aerul exterior cu care aceasta vine în contact.

Scăderea temperaturii apei este determinată de următoarele fenomene:

cedarea căldurii sensibile ca urmare a diferenţei de temperatură

dintre apă şi aer;

evaporare;

radiaţie.

Contribuţia fiecăruia din fenomene depinde de proprietăţile fizice şi

parametrii lichidului precum şi de cei ai aerului.

Rolul preponderent în răcirea apei în decursul celei mai mari părţi din

cadrul unui an îl are evaporarea; se apreciază că acest proces contribuie în

proporţie de circa 80 – 90% la preluarea căldurii, în perioada de vară.

Căldura sensibilă are un rol preponderent în perioadele friguroase şi

umede când valoarea acesteia este de circa 50 – 70% din căldura totală cedată

de apă.

Radiaţia, în general, se neglijează.

2.3.2. Obţinerea temperaturilor scăzute prin vaporizarea

unor lichide la saturaţie

Vaporizarea unor lichide la saturaţie – la presiune

atmosferică – constituie un alt procedeu termodinamic deschis de

răcire în cadrul căruia, efectul de răcire de obţine prin pulverizare

unor gaze lichefiate (agenţi criogenici) în mediul care trebuie răcit

sau, peste produsul supus răcirii (prin vaporizare, lichidul preia

căldura latentă de vaporizare de la produsul sau mediul supus

răcirii).

Dintre cei mai folosiţi agenţi criogenici amintim: azotul

lichid, bioxidul de carbon lichid, unii freoni lichizi, oxidul de azot

lichid.



45

Azotul lichid obţinut, în principal, în fabricile de oxigen - prin separarea

din aer - este îmbuteliat şi transportat în recipiente sau cisterne speciale, la

presiunea de circa 2 bar şi la temperatura de saturaţie corespunzătoare acestei

presiuni –1890C.

Recipientele de transport sunt bine izolate termic, cu pereţi dubli şi cu

vacuum avansat în spaţiul dintre pereţi; sunt prevăzuţi cu supape de siguranţă

care se deschid şi evacuează vaporii de azot atunci când presiunea tinde să

crească (consecinţă a pătrunderii căldurii din exterior).

Azotul lichid produce un efect de răcire de 44 kcal/kg (185 kJ/kg), la

temperatura de –195,80C atunci când vaporizează la presiune atmosferică.

Bioxidul de carbon lichid este transportat şi depozitat în recipiente

izolate termic, prevăzute, uneori, cu un sistem de răcire pentru a-l menţine la

temperaturi scăzute cuprinse între (–12…–45)0C, ceea ce asigură presiunea de

saturaţie corespunzătoare acestor temperaturi, 8…25 bar. Acest lucru este

necesar deoarece, la temperaturi mai ridicate, presiunile de saturaţie sunt

foarte mari (de exemplu, la 200C presiunea de saturaţie este de circa 58 bar).

Bioxidul de carbon lichid poate produce un efect de răcire de 63,2kcal/kg

(264kJ/kg) la temperatura de –78,50C, atunci când vaporizează la presiune

atmosferică [18][19].

2.3.3. Obţinerea temperaturilor scăzute prin procese

chimice – soluţii eutectice şi amestecuri refrigerente

Soluţiile eutectice se folosesc, de exemplu, pentru transportul

unor alimente la temperaturi joase.

Congelarea soluţiei respective şi aducerea acesteia la

temperatura corespunzătoare „punctului criohidratic” se realizează

în camerele de congelare ale unui depozit frigorific (durata de

aproximativ 20 ore).

Dacă dintr-o soluţie se evacuează căldură,

aceasta se răceşte până la temperatura

corespunzătoare „punctului eutectic”, obţinându-se

astfel aşa-zisa soluţie ”criohidratică” sau „eutectică”

care se prezintă sub formă solidă.



46

Soluţiile eutectice pot fi folosite în combinaţie cu răcirea

mecanică pentru realizarea unui acumulator de frig, ceea ce

constituie un procedeu raţional, în unele împrejurări (ca de

exemplu, în ipoteza în care există un surplus provizoriu de

producţie de frig, se trece la congelarea corespunzătoare a unei

soluţii eutectice iar - în perioadele de vârf de consum - aceste

soluţii pot fi folosite pentru menţinerea temperaturilor scăzute

pentru unele corpuri).

În tabelul 1 sunt prezentate diferite soluţii eutectice uzuale. Tabel nr.1

Sarea care formează

soluţia

Conţinutul

de sare

[ %]

Temperatura de

solidificare

[0C]

Căldura de

topire

[kcal/kg]

Sulfat de magneziu

(MgSO4) 19,0 –3,9 58,2

Sulfat de zinc

(MgSO4) 27,2 –6,5 50,9

Clorură de potasiu

(KCl) 19,7 –11,1 71,9

Clorură de amoniu

(ţipirig) (NH4Cl) 18,7 –15,8 73,8

Nitrat de amoniu

(NH4NO3) 41,2 –17,4 68,4

Nitrat de sodiu

(NaNO3) 36,9 –18,5 57,5

Clorură de sodiu

(NaCl) 22,4 –21,2 56,4

Clorură de magneziu

(MgCl2) 20,6 –33,6 –

Clorură de sodiu

(NaCl) 22,4 –21,2 56,4

Carbonat de potasiu

(K2CO3) 35,5 –37,1 –

Clorură de calciu

(CaCl2) 29,9 –55,0 50,8



47

Amestecuri refrigerente – un amestec refrigerent (frigorific)

este un amestec care se realizează prin efect termic negativ, adică

prin preluarea căldurii necesare procesului de dizolvare chiar - din

însuşi – amestecul respectiv, temperatura scăzând mult sub 00C

dacă procesul are loc într-un spaţiu izolat termic (aşadar, fenomenul

fizic de scădere a temperaturii la dizolvare se explică prin faptul că

întreaga cantitate de căldură necesară dizolvării este preluată de la

masa soluţiei rezultate).

Dizolvarea se poate face într-un amestec de apă cu gheaţă, caz

în care temperatura amestecului scade şi mai mult datorită căldurii

luate prin topirea gheţii.

Fig. 2.6. – Diagrama curbelor de saturaţie pentru apa pură: PT – punctul triplu al apei; PF – punctul de fierbere al apei la 760 mmHg

Pentru apa pură, la diferite presiuni, variaţia temperaturi poate conduce

la schimbări de fază în conformitate cu diagrama curbelor de saturaţie redată

în fig.2.6.



48

Curbele de saturaţie reprezintă condiţiile de temperatură şi presiune la

care coexistă două faze în echilibru termodinamic:

curba vapori – lichid (a-PT);

curba lichid – solid (c-PT);

curba vapori – solid (b-PT);

curba limită a stărilor metastabile de apă subrăcită şi vapori subrăciţi (d-PT).

PT - punctul triplu al apei – punctul de intersecţie a curbelor de saturaţie, este

punctul în care sunt îndeplinite condiţiile de temperatură şi presiune pentru ca

cele trei faze să poată coexista în echilibru termodinamic[17][18].

În tehnica frigului se folosesc soluţii saline formate din

anumite săruri cu efect termic negativ (endotermic) deoarece

acestea prezintă următoarele proprietăţi:

amestecul se formează cu consum de căldură, deci cu scăderea

temperaturii masei soluţiei şi, implicit - a mediului

înconjurător - dacă acesta este izolat termic;

congelarea amestecului se realizează la temperaturi mai mici

decât 00C;

un asemenea amestec constituie un acumulator de frig.

Aceste proprietăţi se pot ilustra cu ajutorul diagramelor de

stare ale soluţiilor din această categorie.

Echilibrul fazelor în cazul soluţiilor apoase cu mai mulţi componenţi este

net diferit şi, mult mai complex, decât cel corespunzător apei pure – fig.2.7.

Dacă se răceşte o soluţie puţin concentrată până la temperatura de

îngheţ, din saramură va începe să se separe apă curată sub formă de gheaţă; cu

cât soluţia este răcită mai mult, cu atât se separă mai multă apă sub formă de

gheaţă, iar soluţia rămasă devine mai concentrată, cu o temperatură de îngheţ

mai coborâtă.

Punctele de îngheţ corespunzătoare concentraţiei soluţiei existente la un

moment dat, se situează pe, aşa-numita „curbă de gheaţă”.

Răcirea are drept limită punctul eutectic (sau criohidratic).



49

Fig. 2.7. – Diagrama curbelor de saturaţie lichid –

solid pentru un sistem binar (apă + sare) la presiunea de 760 mmHg

Punctul eutectic indică cea mai mare concentraţie până la care

temperatura de congelare a apei din amestec scade; mărindu-se concentraţia

soluţiei peste această valoare temperatura de solidificare nu doar că nu mai

scade ci - chiar se măreşte - prin depuneri de sare (deci dacă mai adăugăm

sare, aceasta nu se mai dizolvă).

Temperatura soluţiei rămâne la valoarea tE atâta timp cât se solidifică

întreaga masă după care se poate răci ca orice corp solid.

O masă eutectică în stare solidă constituie un acumulator de frig. Aşezat

într-un mediu cu o temperatură superioară temperaturii eutctice acesta se

topeşte cu schimb de căldură de la acel mediu spre masa eutectică, rămânând

la tE atâta timp cât există substanţă solidă.



50

Diagrama cuprinde:

Curba de echilibru bifazic a-E, între soluţie şi starea solidă a primului

component (apa) care se află în exces (în orice punct al acestei curbe,

soluţia este saturată şi se află în punctul ei de congelare);

Curba de echilibru bifazic b-E, între soluţie şi starea solidă a celui de al

doilea component care se află în exces (în orice punct al acestei curbe,

soluţia este saturată şi se află în punctul ei de congelare);

Punctul E de intersecţie al celor două curbe, numit punct eutectic sau punct

criohidratic, reprezintă concentraţia şi temperatura la care soluţia poate

exista în echilibru termodinamic cu stările solide ale celor două

componente.

Se observă că pentru o concentraţie oarecare a soluţiei, există un singur

punct de congelare. Pentru o altă concentraţie există alt punct de congelare.

Fenomenele se produc similar şi în cazul răcirii unei soluţii cu concentraţie

mai mare decât cea eutectică, faza care se separă, însă din soluţie, la atingerea

temperaturii de congelare, fiind însă cristalele substanţei dizolvate [16].

În figura 2.8, se ilustrează o asemenea diagramă pentru soluţia

de clorură de sodiu (amestec de H2O cu NaCl).

Din această diagramă, rezultă că, temperaturile cele mai

scăzute ce se pot obţine în soluţia de NaCl în H2O variază între

00C şi –21,2

0C, pentru concentraţii variind între 0 şi 22,4%.

Procesul de răcire pentru un anumit amestec este limitat însă

din cauza punctului criohidratic (eutectic) al soluţiei respective, la

care aceasta se solidifică (îngheaţă); o răcire a soluţiei la o

temperatură mai mică decât temperatura punctului criohidratic, prin

modificarea concentraţiei, nu este posibilă [33].

Dacă se face un amestec de gheaţă (în loc de apă) cu o sare, realizând

astfel o soluţie cu efect termic negativ, în soluţie, se obţine o scădere de

temperatură mai mare decât în cazul în care s-ar folosi apă – deoarece – în

cazul procesului care presupune folosirea gheţii, în afara căldurii de dizolvare

care se ia din mediul ambiant, se mai absoarbe şi căldura de topire a gheţii

(pentru a se produce procesul de răcire în condiţii optime, este necesar să se



51

utilizeze gheaţă fărâmiţată, iar amestecul cu sarea respectivă să se facă în

întreaga masă).

Fig.2.8. – Starea soluţiei de clorură de sodiu în apă la diferite

concentraţii

În tabelul 2 sunt prezentate două amestecuri refrigerente

uzuale (folosite – în special - pentru lucrări de laborator). Tabel nr.2

Componenţi

Paticipaţie în

greutate

(părţi)

Căderea de temperatură

de la... 0C la...

0C

Zăpadă

Clorură de sodiu (NaCl)

2 0 -20

1

Zăpadă

Clorură de calciu (CaCl2)

4 0 -40

5



52

2.3.4. Obţinerea temperaturilor scăzute prin folosirea gheţii

de apă şi a gheţii uscate

Efectul de răcire pe care acestea îl produc se bazează pe

fenomenul fizic de schimbare a stării de agregare solid – lichid sau

solid – vapori (în cazul gheţii uscate), fenomen care se produce cu

absorbţia căldurii latente de vaporizare, respectiv de sublimare.

În timpul schimbării stării de agregare, dacă presiunea rămâne

constantă, temperatura substanţei rămâne constantă (de exemplu,

topirea gheţii la presiune atmosferică se produce la temperatura

constantă de 00C).

Gheaţa de apă, obţinută cu ajutorul instalaţiilor frigorifice, se realizează

sub formă de gheaţă blocuri sau gheaţă măruntă (solzi, cilindri, cuburi etc.).

La presiune atmosferică, gheaţa de apă se topeşte la 00C, absorbind

căldura latentă de 335 kJ/kg (79,4kcal/kg).

Gheaţa uscată se obţine în instalaţii speciale şi are avantajul că, la

utilizare, nu rezultă lichid, ca în cazul gheţii de apă. Sublimarea gheţii uscate

are loc la 790C, schimbarea stării de agregare solid – vapori făcându-se cu

absorbţia căldurii latente de circa 573kJ/kg (137kcal/kg).

Gheaţa de apă (hidrică) şi gheaţa uscată (bioxid de

carbon solid), constituie acumulatoare de frig.

Procesele termodinamice deschise au o sferă de

utilizare relativ redusă, fiind folosite preponderent în

laborator şi în scopuri casnice private, pentru consumuri

mici, neînsemnate.

Acest aspect este legat de costul kilocaloriilor evacuate

dintr-un mediu prin procesul „în circuit deschis”, în care

substanţele nu pot fi refolosite, preţ care este incomparabil

mai mare decât costul kilocaloriilor evacuate prin oricare din

procedeele „în circuit închis” (în care agentul se refoloseşte

în procesul de răcire).



53

2.4. Procese termodinamice în circuit închis

Procese termodinamice închise (ciclice) cu vapori (instalaţii

care au la bază vaporizarea unui fluid) – implică existenţa unui

corp de lucru (agentul frigorific) care este supus unor transformări

care au loc prin schimb de lucru mecanic şi căldură cu exteriorul,

astfel:

producerea frigului prin comprimarea vaporilor în „compresor

mecanic” (instalaţii frigorifice cu compresie mecanică) – IFV;


termic” – ejector – (instalaţii frigorifice cu ejecţie de vapori reci)

– IFE;


termochimic” – instalaţie frigorifică cu absorbţie – IFA.

Procese termodinamice închise (ciclice) cu gaze


izentropică într-un sistem detentor (producere de lucru mecanic

exterior);


izentalpică într-un organ de laminare (efect Joule–Thompson);

cu comprimarea mecanică a unui gaz şi destinderea într-un câmp

centrifugal (efect Ranque).

Procese electrice şi magnetice

efectul electrotermic de răcire (efect Peltier);

demagnetizarea adiabatică;

efectul termomecanic în He II şi efectul magnetocaloric în

sperconductori.



54

2.4.1. Obţinerea temperaturilor scăzute prin comprimarea

mecanică a unui gaz şi destinderea lui izentropică într-

un sistem detentor (cu producere de lucru mecanic)

Se consideră un gaz închis cu un piston mobil într-un cilindru

care trece dintr-o stare termodinamică iniţială 1, într-o altă stare

termodinamică 2, fig.2.9 [21].

Starea termodinamică exprimă conţinutul de energie al unui sistem

termodinamic, în acele forme de energie care intervin în procese termice;

starea termodinamică este determinată atât de condiţiile interne ale acestuia –

masa, natura corpurilor care compun sistemul – cât şi de condiţiile externe

care determină schimbul de căldură între elementele componente ale sistemului

şi mediul ambiant.

Pentru o deplasare infinit mică a pistonului pe distanţa dx , în

cursul căreia se poate neglija variaţia presiunii, volumul gazului se

măreşte cu dv .

Lucru mecanic elementar efectuat de gaz prin deplasarea

pistonului pe distanţa dx se exprimă astfel:

dvpdxspdxFL (2.8)

S-a notat δL şi nu dL, deoarece lucru mecanic elementar δL nu

reprezintă variaţia infinit mică a mărimii L (lucru mecanic nu este o mărime de

stare care să sufere variaţii la trecerea sistemului dintr-o stare termodinamică

în alta), ci reprezintă doar o cantitate infinit mică.

Rezultă că expresia δL nu este o diferenţială totală.

Se ştie că lucru mecanic – L, produs de o forţă – F,

care-şi deplasează punctul de aplicaţie pe o distanţă – x,

în direcţia sa este:

L = F . x (2.7)



55

Lucru mecanic absolut efectuat de gaz prin deplasarea

pistonului pe distanţa – x, la trecerea dintr-o stare iniţială 1, într-o

stare finală 2, se obţine prin însumarea (integrarea) cantităţilor

elementare de lucru mecanic – fig.2.9.

2

1

2

1

12dVpLL (2.9)

Dacă se reprezintă variaţia presiunii gazului în cilindru, în

funcţie de volumul ocupat, se poate observa că, lucru mecanic

efectuat de gaz L12, este reprezentat prin aria cuprinsă sub curba 1–2:

2211

2

1

2

1

12 ariadVpLL

(2.10)

Deoarece permite doar reprezentarea grafică a lucrului

mecanic – diagrama p –V, se mai numeşte diagramă mecanică.

Pentru o cantitate de gaz egală cu unitatea, lucru mecanic

absolut efectuat de gaz se exprimă:

2

1

12dvpl (2.11)

Conform acestui principiu, energia transmisă unui sistem sub

forma schimbului de căldură poate servi la creşterea energiei sale

interne şi la efectuarea de lucru mecanic.

Acest principiu demonstrează că, nu poate exista o maşină

care să producă lucru mecanic fără ca, în acelaşi timp să consume

o cantitate de energie echivalentă.

Ecuaţia de definiţie a procesului adiabatic rezultă din

principiul I al termodinamicii:

0dldudq (2.12)



56

Aşadar, prin destinderea adiabatică a unui fluid, conform

principiului I al termodinamicii, lucru mecanic se realizează pe

baza energiei interne a fluidului.

Fig. 2.9. – Deducerea expresiei lucrului mecanic într-o transformare

de stare



57

Pentru un gaz perfect ecuaţia (2.12) va avea următoarea

formă:

0dldtcv (2.13)

Se observă că, la o destindere adiabatică accentuată a fluidului

- cu producere lucru mecanic - energia internă du şi temperatura dt

trebuie să scadă foarte mult pentru a creşte lucru mecanic dl,

efectuat de sistem [35].

În cazul unei destinderi adiabate din starea 1 în starea 2,

temperatura la sfârşitul destinderii, va avea valoarea T2 – fig.2.10

şi va putea fi determinată din ecuaţia:

k

1k

2

1

2

1

P

P

T

T (2.14)

Fig. 2.10. – Procedeul de răcire prin destindere adiabatică

cu producere de lucru mecanic



58

În cazul în care dorim să destindem aer cu temperatura iniţială

T1=(273+20) K şi un exponent adiabatic k = 1,41 de la presiunea p1 = 80 ata

la presiunea p2 = 1 ata, pentru temperatura finală se va obţine valoarea:

C189K84

1

80

1)20273(

P

P

T

T 0

4.1

14,1

k

1k

2

1

2

1

Se remarcă temperatura scăzută de (–1890C) obţinută prin destinderea

aerului.

Pe acest principiu funcţionează maşinile frigorifice cu aer folosite în

metalurgie, la congelarea unor produse alimentare etc.


mecanică a unui gaz şi destinderea lui izentalpică

într-un organ de laminare (efectul Joule–Thompson)

În acest proces presiunea scade de la p1 la p2, iar temperatura

poate creşte sau scade în funcţie de domeniul în care se desfăşoară

procesul (domeniul A sau domeniul B).

Din fig. 2.11 se observă că, un gaz aflat în domeniul A, prin

destindere se răceşte (trecând, de exemplu, de la temperatura t2 la

temperatura t1).

La trecerea unui fluid printr-o rezistenţă locală

se produce fenomenul de laminare (laminarea –

strangularea este o transformare la entalpie

constantă, în timpul căreia se produce o scădere de

presiune şi o creştere de entropie) [3].



59

Fig. 2.11. – Procedeul de răcire prin laminarea unui fluid



60

Variaţia temperaturii în timpul laminării poartă numele de

efectul Joule–Thompson.

În tehnica frigului interesează domeniile în care efectul

Joule–Thompson este pozitiv (scăderea temperaturii prin

laminare).

Principiul I al termodinamicii, aplicat în cazul circulaţiei

unui fluid, se poate scrie:

t

2

dlg2

dwdidq (2.15)

În cazul unei transformări adiabatice (dq = 0) şi fără efectuare

de lucru mecanic tehnic (dlt = 0), ecuaţia de mai sus devine:

0g2

dwdi

2

(2.16)

care, pentru secţiunile 1 şi 2, conduce la expresia:

.22

2

2

2

1 ctg

Wi

g

Wi (2.17)

sau, pentru un gaz perfect:

.ctg2

WTc

g2

WTc

2

2

2p

2

1

1p (2.18)

Vitezele fluidului înainte şi după laminare se consideră

aproximativ egale:

21WW (2.19)

Conform ecuaţiei (2.18), rezultă că laminarea unui gaz perfect

se realizează la entalpie constantă:

ctii21 (2.20)



61

În cazul unui gaz real, se constată o variaţie a temperaturii:

21 TTT cu atât mai mare cu cât gazul real este mai îndepărtat

de gazul perfect.

Efectul Joule–Thompson este folosit pentru obţinerea

temperaturilor foarte joase, la lichefierea gazelor reale.

În figura 2.12a. este reprezentată schema instalaţiei utilizate

de Linde pentru lichefierea aerului.

Fig. 2.12a. – Schema instalaţiei Linde pentru lichefierea aerului

Fig. 2.12b. – Schimbătorul de căldură Linde



62

Un compresor puternic comprimă aerul la 100 at, apoi acesta este lăsat

să se destindă într-un robinet de laminare până la presiunea de 20at. Se

produce astfel o scădere a temperaturii:

Ct 0

2

1 2,18298

2738027,0

T1 = 298 K

Rezultă că, T2 va avea valoarea 279,8 K.

Aerul este apoi, din nou, aspirat de compresor şi comprimat până la 100

at, după care urmează o nouă destindere la 20 at.

Se realizează astfel o scădere a temperaturii:

C8,208,279

2738027,0t 0

2

2

deci, T3 = 259 K.

În acest mod se poate ajunge, prin comprimări şi destinderi succesive,

până la temperatura de lichefiere a aerului, cu condiţia ca aerul să fie răcit cât

mai mult cu putinţă după fiecare comprimare, înainte de a fi destins prin

laminare. De la supapa de laminare până la aspiraţia în compresor, aerul este

condus printr-un schimbător de căldură format din două tuburi concentrice şi

bine izolate faţă de exterior - fig.2.12b. Aerul rece, destins trece prin tubul

interior, iar aerul comprimat – prin cel exterior. În acest schimbător de căldură

aerul comprimat se va răci pentru a ajunge la supapa de laminare cu o

temperatură cât mai mică. Aerul lichid se colectează, pe măsură ce se produce,

într-un rezervor plasat în aval de strangulare. Locul aerului lichid este preluat

de o cantitate echivalentă de aer proaspăt precomprimată, în prealabil.

Instalaţia necesită mai multe ore de funcţionare pentru a intra în regim

permanent.


mecanică a unui gaz şi destinderea într-un câmp

centrifugal (efectul Ranque)

Răcirea unui gaz prin destindere într-un câmp

centrifugal a fost observată de Ranque în anul 1933,

fenomenul fiind denumit efectul Ranque.



63

Răcirea s-a obţinut într-un tub de turbionare – fig.2.13 – de

fapt, o conductă în care se introduce aer comprimat, printr-un

orificiu tangenţial de diametru şi care se turbionează puternic în

zona orificiului [4].

Fig. 2.13. – Tubul Ranque

Datorită forţei centrifuge a turbioanelor se produce la peretele

interior al conductei o puternică compresie, astfel că, în partea stângă

– cu ajutorul unui disc ce are orificii periferice şi este montat la

distanţa de 50D de orificiu de introducere – se poate prelua aer cald.

O parte din lucrul necesar comprimării aerului este preluată de

la aerul din zona centrală, astfel că energia lui scade şi, prin

intermediul unui disc cu orificiul d, se poate prelua – în partea

dreaptă a tubului – aer cu o temperatură suficient de scăzută.

2.4.4. Obţinerea temperaturilor scăzute prin efectul

electrotermic de răcire (efectul Peltier)

Acest efect de răcire a fost descoperit de

ceasornicarul francez Peltier în anul 1934, care a

observat că, în circuitul unui termocuplu format din

două conductoare diferite, sudate la capete, dacă

galvanometrul se înlocuieşte cu o sursă de curent, una

dintre suduri se răceşte şi cealaltă se încălzeşte.



64

Dacă se schimbă sensul curentului, se inversează şi punctele

calde şi reci.

Apariţia diferenţei de temperatură între cele două suduri

poartă numele de efect Peltier.

O schemă a răcirii termoelectrice este alcătuită din

conductoarele 1 şi 2 sudate continuu – fig.2.14.

În condiţiile în care curentul are sensul indicat în figură, la un

capăt se degajă fluxul de căldură c , la temperatura Tc şi la celălalt

capăt se produce absorbţia de flux de căldură 0, la temperatura

T0.

Explicarea efectului Peltier este următoarea: nivelurile de

energie ale electronilor celor două conductoare în contact sunt

diferite [4].

Dacă, sub acţiunea unui câmp electric electronii liberi sunt

obligaţi să treacă din conductorul în care nivelul lor energetic este

mare, în conductorul în care energia lor este mai mică, surplusul de

energie se transformă în căldură la locul de contact; la inversarea

curentului, trecerea electronilor de la un nivel energetic mai mare se

face cu absorbţie de energie din afară şi deci, locul de contact se va

răci.

Se poate spune că efectul de răcire este redus la conductoare şi

semnificativ mărit la termocuple formate din semiconductoare.

Semiconductoarele sunt substanţe de structură cristalină, la

care toţi electronii sunt bine legaţi de nucleele lor, neexistând

electroni liberi, îndeosebi la temperaturi foarte joase, în care caz

materialele semiconductoare sunt izolante.

Odată cu creşterea temperaturii apar - prin smulgere -

electroni de conducţie care, sub influenţa unei diferenţe de

potenţial, sunt dirijaţi de la potenţial scăzut la potenţial ridicat.

Astfel, prin semiconductoare începe să circule un curent.

Deci, la semiconductoare rezistivitatea se micşorează prin

creşterea temperaturii, în timp ce, la metale aceasta creşte.



65

Fig. 2.14. – Schema răcirii termoelectrice

O influenţă însemnată în creşterea conductivităţii electrice o

are introducerea de impurităţi sau de adaosuri. Astfel cantităţi

infime de adaosuri pot mări conductivitatea electrică de mii sau

chiar de milioane de ori.

Există adaosuri donoare cu nivel de energie - al electronilor

legaţi - superior electronilor semiconductorului şi care cedează

electroni în zona de conducţie.

Sunt şi adaosuri acceptoare, cu nivel energetic - al

electronilor legaţi - inferior masei semiconductorului şi care

creează „goluri” în semiconductor prin faptul că, primesc electronii

furnizaţi de către acesta.

Astfel creşte conductivitatea termică a semiconductorului.

Eficacitatea maximă a unui termocuplu folosit la răcire se

obţine când unul din cele două braţe este alcătuit dintr-un

semiconductor cu adaosuri donoare (–), iar celălalt dintr-un

semiconductor cu adaosuri acceptoare (+).



66

Dacă sensul curentului electric este astfel încât electronii

liberi ai semiconductorului 2 (–) merg în întâmpinarea golurilor din

semiconductorul 1(+), la locul de contact diferenţa de energie se

transformă în căldură; când sensul curentului face ca electronii şi

golurile să meargă în sensuri opuse, la locul de contact apare

răcirea.

Deoarece sensul convenţional al curentului este opus sensului

de mişcare al electronilor, rezultă următoarea regulă:

dacă sensul curentului într-un termocuplu este dirijat de la

semiconductorul cu goluri (+) la cel electronic (–), la locul de

contact se degajă căldură;

dacă sensul curentului este dirijat de la semiconductorul

electronic (–) la cel cu goluri (+), locul de contact se răceşte.

Pentru braţul pozitiv al termocuplului se folosesc uzual aliaje

de Sb2Te3 (antimontelurid) şi Bi2Te3 (bismuttelurid), iar pentru

braţul negativ aliaje de Bi2Te3 Bi2Se3. Cu aceste termocuple s-au

obţinut difernţe de temperatură între cele două suduri, de până la

600C.

Fluxul de căldura Φ12 – exprimat în [J] – schimbat cu mediul

ambiant la locul de contact a două semiconductoare, prin efect

Peltier, se expimă cu relaţia:

I2,112

(2.21)

unde:

I

[A] – intensitatea curentului

[s] – timpul

2,1 – coeficientul Peltier, care reprezintă cantitatea de

căldură degajată sau absorbită la locul de sudare, când prin acesta

trece un curent cu intensitatea de 1 A, în timp de 1s.

Pentru coeficientul Peltier – exprimat în [V], W.Thompsonm

stabileşte relaţia:

2,12,12,1 T (2.22)



67

unde:

2,1 [V/K] – coeficientul mutual de forţă electromotoare

2,1T

[K] – temperatura absolută a punctului de contact

Efectul de răcire este diminuat de două fenomene auxiliare:

degajarea de căldură în ramurile termocuplului şi în suduri

prin efectul Joule–Lentz;

transferul de căldură prin conducţie de la sudura caldă la

sudura rece.

Fluxul de căldură – exprimat în [W] – dezvoltat prin efectul

Joule-Lentz este:

2IRj (2.23)

unde:

R [ ] – rezistenţa totală a termocuplului

I [A] – intensitatea curentului

2

2

1

1

sslR

(2.24)

l [m] – lungimea (aceeaşi pentru ambele braţe)

21s,s

[m2] – secţiunile transversale

21, [ m] – rezistivităţile braţelor termocuplului

Se admite că jumătate din această căldură se transmite sudurii

calde şi mediului ambiant iar, cealaltă jumătate – sudurii reci,

contribuind astfel la reducerea efectului de răcire.



68

Transferul de căldură – exprimat în [W] – de la sursa caldă la

cea rece se exprimă prin relaţia:

K0 (Tc-T0) (2.25)

unde:

l

1K (λ1s1 + λ2s2) (2.26)

21 , [W/mK] – conductivitatea termică a braţelor

termocuplului

Puterea frigorifică exprimată în [W] ce se obţine prin efectul

Peltier este:

kRI2

1I 2

1,2o (Tc-T0) (2.27)

Eficienţa instalaţiei de răcire se defineşte ca fiind:

P

Qof

(2.28)

unde:

P – puterea consumată – exprimată în [W] – pentru realizarea

puterii frigorifice 0.

P = RI2 + EI = RI

2 + (α1-α2 )(Tc-T0)I (2.29)

Temperaturile minime obţinute până în prezent cu o singură

baterie sunt de circa (–300C), adică (Tc –T0)max = 60

0C.

Pentru obţinerea unor temperaturi mai scăzute (până la –

1000C) se folosesc baterii de răcire cu mai multe trepte, legate în

serie. Sub această temperatură termoelementele cu semiconductori

nu se mai pot utiliza.



69

2.5. Procedee termodinamice folosite în domeniul

frigului adânc

Până la (–200

0C) se poate folosi laminarea adiabatică în

domeniul unde gazul prezintă un efect Joule–Thomson

pozitiv sau se mai poate folosi destinderea gazului într-un

detentor;

La temperaturi mai mici de (–2000C) se foloseşte efectul

termomagnetic;

La temperaturi foarte joase, sub 10K, se foloseşte efectul

magnetocaloric. Se menţionează că obţinerea unor

temperaturi joase, prin metodele clasice de comprimare şi

destindere, este posibilă doar în domeniul de temperaturi unde

agentul nu se solidifică.

Domeniul criogeniei începe cu temperatura de vaporizare a

metanului în condiţii normale (111,7K) şi tinde către zero absolut.

Faţă de procesele clasice de tehnica frigului bazate pe ciclul

de comprimare cu vapori, procesele de răcire în criogenie prezintă o

serie de particularităţi [2].

Scăderea temperaturii agentului de lucru se poate obţine prin

două procese: laminare (destindere la entalpie constantă), sau prin

detentă (destindere la entropie constantă).

Numai He3 şi He

4 rămân sub 1K, dar la presiuni foarte

scăzute, fapt ce implică dificultăţi din punct de vedere tehnic.

Gazele simple folosite în tehnica frigului adânc, se obţin prin

lichefierea şi separaţia lor din aerul atmosferic.

Bioxidul de carbon mai poate rezulta şi din procesul de

fermentare la fierberea alcoolului.

Gazele se consideră că se află într-o stare de echilibru cu

mediul ambiant, cu parametrii pam şi Tam.

Parametrii critici ai gazului pk şi Tk au valori mult coborâte

sub temperatura mediului ambiant.


Capitolul 3. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice

70

Capitolul 3

AGENŢI DE LUCRU AI INSTALAŢIILOR

FRIGORIFICE

3.1 Clasificarea agenţilor frigorifici

Aceşti agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice reprezintă

substanţe omogene sau amestecuri de substanţe ale căror

proprietăţi termodinamice trebuie să corespundă atât cerinţelor

impuse de schema şi tipul instalaţiei frigorifice cât şi de nivelul de

temperatură al celor două surse de căldură [6].

Agenţii de lucru ai instalaţiilor frigorifice se grupează în

următoarele categorii:

agenţi frigorifici cu temperatură coborâtă de vaporizare la

presiune atmosferică normală, utilizaţi în instalaţiile frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori (IFV);

soluţii ale diferitelor substanţe, utilizate în instalaţiile cu

absorbţie (IFA);

apa utilizată în instalaţiile cu ejecţie (IFE);

aerul, precum şi alte gaze având temperaturi joase de

vaporizare, utilizate în instalaţiile frigorifice cu comprimare de gaze

Agenţii frigorifici sunt substanţe vehiculate prin

instalaţiile frigorifice care reprezintă suportul material

ce preia căldura de la incinta în care se realizează răcirea

şi o cedează - fie mediului ambiant, fie unei alte

instalaţii cu temperaturi mai ridicate [30].



71

comprimare în câmp centrifugal, precum şi în instalaţiile de

lichefiere şi separare a gazelor.

3.2 Agenţi frigorifici utilizaţi în instalaţiile cu compresie

mecanică de vapori

3.2.1. Criterii de alegere a agenţilor frigorifici pentru

instalaţiile cu compresie mecanică de vapori

Alegerea şi utilizarea unui agent într-o instalaţie frigorifică cu compresie

mecanică de vapori IFV are la bază o analiză detaliată care are la baza câteva

criterii importante, şi anume:

Termodinamice şi de transfer de căldură;

Tehnice;

Tehnologice;

Economice;

De securitate (de siguranţă a funcţionării instalaţiei);

Ecologice (de protecţie a mediului).

Criterii termodinamice şi de transfer de căldură

Temperatura de vaporizare – T0 [K] şi temperatura de

condensare – Tc [K] – trebuie să fie cuprinse în zona bifazică

(lichid + vapori), adică între punctul triplu (unde coexistă

cele trei stări de agregare) şi punctul critic K (intersecţia

dintre izoterma critică şi curba de saturaţie; deasupra

punctului critic K este gaz, iar substanţa aflată în această zonă

Cerinţele termodinamice sunt legate – în special –

de condiţia de funcţionare a instalaţiei frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori – IFV.



72

nu s-ar mai putea transforma din vapori in lichid). Astfel,

pentru a putea avea o aplicabilitate cât mai largă, agentul

frigorific trebuie să fie utilizat pentru un domeniu de

temperaturi cât mai extins (adică, punctul triplu şi punctul

critic să fie cât mai distanţate);

Temperatura de vaporizare – T0 [K] – trebuie să fie cât mai

coborâtă dar, presiunea de saturaţie corespunzătoare, să fie

uşor superioară presiunii atmosferice (în acest mod se poate

evita apariţia vacuumului în instalaţie şi, implicit, infiltraţiile

de aer);

Temperatura de refulare a vaporilor din compresor – T2 [K]

– trebuie să fie cât mai redusă, pentru a se realiza o bună

stabilitate a agentului frigorific şi a uleiului de ungere, în

scopul unei utilizări îndelungate a compresorului (indicele

comprimării adiabatice vpcc trebuie să fie cât mai mic);

în caz contrar, uleiul se va descompune formând reziduuri;

Presiunea de saturaţie corespunzătoare temperaturii de

condensare – pc [bar] – trebuie să aibă o valoare cât mai

redusă (asociată temperaturii mediului ambiant), pentru o

siguranţă cât mai sporită a instalaţiei, o etanşare cât mai uşor

de realizat - în scopul limitării pierderilor de agent frigorific -

o reducere a dimensiunilor compresorului şi pentru obţinerea

unei eficienţe frigorifice cât mai ridicate; pc este limitată la 15

– 25 bar din raţiuni constructive pentru instalaţie (atunci când

presiunea are valori mici, se reduce numărul treptelor de

comprimare, pereţii conductelor prin care se vehiculează

agentul frigorific nu sunt prea groşi şi, nu se impun etanşări

suplimentare);



73

Presiunea de vaporizare po [bar] – trebuie să fie superioară

presiunii atmosferice (po > patm), dar apropiată de aceasta ca

valoare, în scopul evitării infiltraţiilor de aer în vaporizator

(odată cu aerul, în instalaţie poate pătrunde şi umezeală –

vapori de apă care intensifică procesul de coroziune). Aşadar,

un agent frigorific trebuie să aibă temperaturi de vaporizare

cât mai scăzute la presiuni de vaporizare uşor superioare

presiunii atmosferice;

Raportul de comprimare teoretic H (adică raportul dintre

presiunea de condensare - pc şi presiunea de vaporizare - po)

să fie cât mai mic:

H = pc / p0 (3.1)

Capacitatea (puterea) frigorifică specifică q0 [kcal/kg]

[kJ/kg] – trebuie să fie cât mai mare (q0 – căldura preluată de

1kg de agent în procesul de realizare a efectului frigorific prin

vaporizare). Această mărime impune debitul masic de agent

frigorific Dom care parcurge instalaţia pentru o putere

frigorifică dată – Q0. Valoarea maximă a lui q0 este căldura

latentă de vaporizare - r.

(la T = To). ( r )To = max (q0)T0

Volumul specific al vaporilor aspiraţi – v” [m3/kg] – trebuie

să fie cât mai redus, în cazul compresoarelor frigorifice cu

piston (în vederea micşorării dimensiunilor acestora) şi, cât

mai mare în cazul turbocompresoarelor frigorifice (pentru

mărirea randamentului intern al procesului de comprimare);

Capacitatea (puterea) frigorifică volumică – qov [kcal/m3]

[kJ/m3] – reprezintă cantitatea de frig produsă de unitatea de



74

volum de agent frigorific aspirat de compresor. Puterea

frigorifică volumică este influenţată de volumul specific al

vaporilor supraîncălziţi. Se recomandă ca volumul specific al

vaporilor supraîncălziţi să fie cât mai mic pentru a obţine o

putere frigorifică volumică cât mai mare. Puterea frigorifică

volumică influenţează debitul volumic de agent frigorific Q0v

din instalaţie, şi – implicit – mărimea diametrului conductelor

şi al utilajelor;

Căldura specifică – c [kcal/kgK]:

a lichidului frigorific – c’ – trebuie să fie cât mai redusă,

în vederea micşorării pierderilor cauzate de

ireversibilitatea procesului de laminare;

căldura specifică a vaporilor saturaţi – c” – trebuie să fie

cât mai scăzută (c – cantitatea de căldură care trebuie

cedată unui kg din acea substanţă pentru a-şi creşte

temperatura cu un grad fără a-şi schimba starea de

agregare);

căldura specifică a vaporilor supraîncălziţi trebuie să fie

cât mai mare.

Punctul de congelare trebuie să fie cât mai scăzut pentru a

se obţine temperaturi cât mai joase la sursa rece (agentul nu

trebuie să îngheţe în instalaţie).

Spre exemplu:

NH3 = –77,7ºC; R13 = –180ºC;

Proprietăţile de transfer de căldură – (coeficientul de

conductivitate termică – λ [W/mk], coeficientul de convecţie

– α [W/m2k] – trebuie să fie cât mai mari, pentru a conduce la



75

un bun transfer de căldură, fapt care poate determina obţinerea

unor suprafeţe de transfer de căldură (ale schimbătoarelor de

căldură: vaporizator, condensator, subrăcitor, etc.) cât mai

reduse;

Vâscozitatea dinamică [m2/s] – trebuie să fie redusă în

scopul diminuării căderilor de presiune pe circuitele de lichid

şi vapori (astfel se va pierde mai puţină energie pentru

vehicularea agentului frigorific şi pierderile de presiune vor fi

mai mici), dar nu foarte scăzută, pentru a nu favoriza

pierderile de agent.

Criterii tehnice şi tehnologice

Acţiunea faţă de ulei – agentul frigorific trebuie să fie

nemiscibil cu uleiul de ungere (se evită astfel antrenarea

acestuia în compresor şi se reduce riscul diminuării

transferului de căldură în condensator şi vaporizator, cu

impact asupra diminuării puterii frigorifice);

Criteriile tehnice şi tehnologice se referă la o

serie de proprietăţi ale agentului frigorific care sunt

necesare pentru funcţionarea cât mai optimă a

instalaţiei în ansamblu (de exemplu

comportamentul fizico-chimic al fluidului frigorific

în prezenţa uleiului care este indispensabil pentru

ungerea compresorului sau, la pătrunderea

accidentală a apei în instalaţie etc.).



76

Acţiunea asupra apei – agentul frigorific nu trebuie să fie

higroscopic (să nu dizolve apa) şi să nu o descompună chimic;

Acţiunea asupra materialelor constituente ale instalaţiei –

agentul frigorific nu trebuie să atace metalele şi materialele

plastice din componenţa instalaţiei (este necesar să se

cunoască agresivitatea fluidului faţă de materialele plastice

sau elastomerii care intră în componenţa instalaţiei frigorifice

sau a instalaţiei electrice de acţionare);

Stabilitatea chimică – fluidul utilizat trebuie să fie perfect

stabil la temperaturile la care este supus pe parcursul unui

ciclu normal, sau chiar accidental, în cazul unei funcţionări

anormale (manevrare greşită, avarie etc.);

Stabilitatea termică bună.

Criterii privind siguranţa în funcţionare(de securitate)

să fie netoxic;

neinflamabil;

fără miros dezagreabil;

inofensiv faţă de organismul uman;

neexploziv în amestec cu aerul;

inofensiv faţă de componenţii aerului atmosferic;

să nu aibă efect coroziv asupra mediului;

să nu provoace efecte cancerigene sau maladii profesionale;

să fie inofensiv pentru produsele supuse răcirii.



77

Criterii ecologice (de protecţie a mediului)

În acest context, agentul frigorific trebuie ales astfel încât:

Acţiunea asupra stratului de ozon stratosferic (ODP - Ozon

Depletion Potential, ceea ce înseamnă „Potenţial de

Distrugere a Ozonului”) să fie nulă;

Efectul de seră direct (GWP – Global Warming Potential –

ceea ce înseamnă „Potential Global de încălzire” prin scăpări

în atmosferă), cât şi indirect (prin CO2 eliminat în atmosferă

la producerea energiei de acţionare) – trebuie să fie cât mai

redus.

Criterii economice

Accesibilitate – agentul frigorific să fie cât mai uşor de produs

şi procurat în cantităţi cât mai mari;

Preţul – să fie cât mai mic;

Transportul şi depozitarea – să nu creeze probleme speciale.

Fluidul frigorific trebuie să fie inofensiv faţă de

mediu ambiant. Pierderile de agent din instalaţie nu

trebuie să contamineze aerul, apa sau solul.

Contribuţia la încălzirea atmosferei trebuie să fie

minimă, iar acţiunea asupra stratului de ozon trebuie

să fie nulă.



78

3.2.2. Caracteristicile agenţilor de lucru ai instalaţiilor cu

compresie mecanică de vapori

Proprietăţile celor mai importanţi agenţi frigorifici utilizaţi în

instalaţiile cu comprimare mecanică de vapori IFV sunt prezentate în

cele ce urmează:

Amoniacul (NH3 – R717)

Este o substanţă anorganică care se fabrică prin sinteza azotului

şi a hidrogenului la un cost redus;

Este cel mai vechi agent frigorific fiind utilizat încă din anul

1873 (pentru fabricarea gheţii în Jeferson – Texas);

Condiţiile enumerate mai sus nu sunt

îndeplinite în totalitate de nici unul dintre agenţii

frigorifici. Din acest motiv, alegerea raţională a unui

astfel de agent se va efectua atât în funcţie de tipul

instalaţiei, de condiţiile de lucru (şi particularităţile

constructive ale acesteia), cât şi în urma unei analize

tehnico-economice a proprietăţilor specifice pentru

diferite substanţe.

A fost descoperit în 1859 de către Ferdinand

Caree; în prezent, este agentul frigorific cel mai

utilizat, atât la noi în ţară cât şi pe plan mondial,

pentru instalaţii mari şi mijlocii.



79

În prezenţa apei (faţă de care este foarte avid) corodează cupru

şi aliajele sale (cu excepţia bronzului fosforos);

Nu corodează oţelul şi fonta – la instalaţiile de NH3, conductele

şi piesele de legătură sunt din oţel şi fontă;

Parametrii critici: Pcr = 115,2 kgf/cm2; Tcr = 132,4ºC; T0 = –

33,35ºC (deci presiunea de vaporizare scade sub presiunea

atmosferică, la temperaturi mai mici –33,35ºC; coborând presiunea

din vaporizator sub presiunea atmosferică, amoniacul se poate

utiliza până la –70ºC);

Lucrează la pc< 16 bar (de regulă 14 bar);

Căldura latentă de vaporizare mare: 1300 kJ/kg;

Având o putere frigorifică specifică volumică ridicată – q0v,

rezultă debite de fluid reduse, fapt ce poate produce unele greutăţi

în reglarea instalaţiei frigorifice de dimensiuni mici (conducte cu

diametre mici); de aceea NH3 se recomandă pentru instalaţiile

industriale mijlocii şi mari – ca dimensiuni - care folosesc

compresoare cu piston (având o greutate moleculară mică, deci un

volum specific mare al vaporilor, folosirea unui compresor

centrifugal ar necesita dimensiuni mari, motiv pentru care se

preferă compresorul cu piston).

Vaporii de NH3 sunt de circa două ori mai uşori decât aerul

(atunci când din diferite motive există scăpări gazoase de fluid din

instalaţie, acestea se ridică rapid în atmosferă, unde se descompun

în câteva zile);

Scăpările de agent frigorific sub formă lichidă se evaporă

aproape instantaneu, fără a exista riscul de contaminare a solului, a

apelor freatice sau de suprafaţă;

Nu are impact negativ asupra stratului de ozon, ODP = 0

(molecula nu conţine atomi de Cl sau Br);

Nu are efect direct asupra încălziri atmosferei (nu absoarbe

radiaţiile infraroşii) – GWPNH3= 0 (prezintă însă, o influenţă



80

indirectă asupra încălzirii atmosferei terestre, prin CO2 degajat la

producerea energiei de acţionare dar, consumul energetic este mai

redus faţă de ceilalţi agenţi frigorifici, iar acest efect este minim);

Este puternic absorbit de apă, în procesul de absorbţie în

instalaţiile frigorifice cu absorbţie (1 litru de apă la t = 0ºC dizolvă

1.150 l NH3, iar la t = 20ºC dizolvă 650 l NH3);

Are o greutate specifică mică (pierderile prin ştrangulare în

conducte vor fi minime);

Are conductivitate termică ridicată;

Are miros caracteristic şi efect asfixiant (la 25...50 ppm),

mirosul caracteristic producând panică şi atunci când concentraţia

este scăzură; are efect sufocant la concentraţii mai mari de 5.000

ppm, iar peste 30.000 ppm produce moartea. STAS 12574-87

indică drept concentraţii maxime admisibile (CMA) pentru NH3:

0,3 mg/m3 pentru expuneri de scurtă durată (sub

30mm);

0,1 mg/m3 pentru expuneri de lungă durată (24ore).

Se descompune la temperaturi mai mari de 4500C;

Poate exploda în amestec cu aerul la concentraţii având valori

de circa 15–30,2% din volum; vaporii de amoniac sunt inflamabili

chiar şi la concentraţii mai mici, dacă în amestec se află şi vapori de

ulei;

Provoacă leziuni mortale - în câteva minute - la concentraţie de

0,5 ÷ 1% în volume de aer;

Are exponent adiabatic mare k = 1,335 (pvk = ct.) ceea ce

conduce la consum mare de lucru mecanic şi temperaturi de

supraîncălzire ridicate (astfel se poate provoca descompunerea

uleiului de ungere şi se poate forma unui amestec exploziv);

Nu este miscibil (nu se dizolvă) în uleiul de ungere;



81

NH3 – se transportă în butelii de oţel, la pres. (10...15) at;

Buteliile sunt vopsite în verde cu o banderolă roşie sau galbenă

la partea superioară;

Este ieftin (rezultă ca produs secundar în industria

îngrăşămintelor; R22 este de circa 5 ori mai scump);

Se utilizează ca agent frigorific, în special la instalaţiile

frigorifice din industrie (antrepozite frigorifice, abatoare, fabrici de

bere, etc.)

Bioxidul de carbon (CO2 – R744)

Are vâscozitate redusă, permiţând utilizarea schimbătoarelor de

căldură cu microcanale, cu un bun transfer termic;

Are COP superior freonului R12;

Nu este inflamabil şi este neagresiv în raport cu cuprul şi

aliajele sale;

Se regăseşte în atmosferă în cantităţi foarte mari, are un preţ

redus şi se transportă uşor;

Nu are impact negativ asupra stratului de ozon, ODP = 0

(molecula nu conţine atomi de Cl sau Br);

A fost descoperit în 1882 de către Carl von

Linde şi se utilizează, în prezent, pentru obţinerea

gheţii carbonice – CO2 solid, prin sublimare

atmosferică (la –780C), în aplicaţii industriale cu

temperaturi scăzute (–500C), precum şi în

transportul frigorific şi feroviar, în domeniul

climatizării automobilelor (în amestec cu R152a),

precum şi la vitrinele frigorifice (în amestec cu

R134a).



82

Are efect direct asupra încălzirii atmosferei - este gaz cu efect

de seră (are capacitatea de a absorbi razele infraroşii), dar cu un

potenţial foarte redus GWPCO2 = 1;

Are căldura latentă de vaporizare de circa 3 ori mai mică decât a

amoniacului, rezultând din acest motiv, la aceleaşi puteri – debite

mult mai mari;

Presiunile de lucru sunt relativ ridicate pentru:

T0= –100C, p0 = 25,5 bar;

Tc = 250C, pc = 64,2 bar;

Temperatura critică este scăzută (tk =31,350C);

Temperatura punctului triplu ridicată (tt = –56,60C);

Este foarte toxic pentru organism (din acest motiv se foloseşte

în instalaţii etanşe de puteri mici);

Hidrocarburi

Propanul (C3H8) – R290

Hidrocarburile sunt agenţi termici de lucru cu o

binecunoscută inflamabilitate, cu proprietăţi

termodinamice favorabile şi cu o bună compatibilitate

cu materialele din care sunt construite echipamentele

frigorifice.

A fost introdus de Mc Cord în anul 1931 şi s-a

utilizat, în special, în instalaţii frigorifice asociate

proceselor specifice industriei petrochimice.



83

Este solubil în uleiurile minerale şi eterice asigurând astfel

circulaţia acestora în instalaţie;

Are coeficienţi de transfer de căldură cuprinşi între cei ai

freonilor şi cei ai amoniacului, ceea ce implică, utilizarea unor

debite reduse de agent frigorific;

Este inflamabil şi exploziv (la concentraţii în aer de 2,2...9,5%

volume, încadrat în normele europene în grupa A3 - se impune

atenţie sporită în utilizare – aceeaşi ca şi la gazele naturale);

Nu are impact negativ asupra stratului de ozon (molecula nu

conţine atomi de Cl sau Br);

Are contribuţie scăzută la încălzirea atmosferei, dar cu un

potenţial scăzut (GWPC3H8 = 3);

Nivelele de presiune şi coeficientul de performanţă sunt

comparabile cu cele ale instalaţiilor care folosesc R22 şi R502;

În instalaţiile care utilizează propan se pot folosi materiale din

cupru, oţel şi elastomeri;

Are preţ relativ redus (cu aproximativ 10% mai redus decât al

freonilor uzuali).

Propilena (C3H6) – R1270

Are temperatura de fierbere mai scăzută decât a propanului;

Este uşor inflamabil, fapt pentru care se urmăresc aceleaşi

condiţii de securitate ca la propan R290;

Are capacitate frigorifică specifică volumică mare;

Are temperaturi scăzute de vaporizare;

Acţiunea asupra mediului poate fi considerată nesemnificativă

datorită valorilor indicilor ODP = 0, GWPC3H6 = 3.

Propilena este un agent frigorific ecologic care

poate înlocui cu succes R22 şi R502.



84

Izobutan (C4H10) – R600a

Are temperatura de fierbere mai ridicată decât a propanului;

Este uşor inflamabil, fapt pentru care se urmăresc aceleaşi

condiţii de securitate ca la R290;

Acţiunea asupra mediului poate fi considerată nesemnificativă

datorită valorilor indicilor ODP = 0, GWPC3H6 = 3.

Freonii

Au fost descoperiţi în 1930 în America;

Denumirea de freoni dată acestor substanţe este denumirea

comercială avansată în 1930 în SUA, când o firmă americană a

lansat pe piaţă aceşti agenţi frigorifici;

Au temperaturi de fierbere în condiţii normale cuprinse între:

T0N = 40 … (–128)ºC;

Tsolidifc = (–36,6) ... (–187)ºC;

Au greutate moleculară mare (pot fi comprimaţi, în condiţii

optime, în turbocompresoare);

Exponenţii adiabatici sunt mici – k = 1,1 – ceea ce determină

temperaturi de comprimare reduse;

Izobutanul este, de asemenea, un posibil

substituent ecologic pentru R22 şi R502.

Freonii sunt derivaţi halogenaţi ai

hidrocarburilor saturate, obţinuţi prin înlocuirea

atomilor de hidrogen ai acestora cu atomi de clor Cl,

fluor Fl şi brom Br.



85

Dizolvă uleiul de ungere (suprafaţa de schimb de căldură se

menţine curată; solubilitatea uleiului creşte odată cu mărirea

presiunii şi scăderea temperaturii);

Nu sunt explozibili;

Nu ard;

Nu formează cu aerul amestecuri explozibile;

Nu sunt otrăvitori;

Nu au miros (la concentraţii > 10% au un miros dulceag);

Au inflamabilitate redusă;

Alimentele puse în contact cu freonii nu se degradează;

Căldură latentă de vaporizare mică (lv=140÷160 kJ/kg);

Putere frigorifică specifică qo este redusă, ceea ce conduce la

debite mari de agent în instalaţie;

Greutate specifică mare (se produc pierderi importante prin

laminare);

Vâscozitate foarte redusă ce favorizează scăpările de agent din

instalaţie;

Densitate mai ridicată decât a NH3, ceea ce contribuie la

creşterea rezistenţelor hidraulice la trecerea prin conducte (pentru

limitarea acestor rezistenţe se măreşte secţiunea de trecere prin

conducte, supape, etc.); diametrul conductelor pentru vehicularea

freonului, R12, va fi de circa 2 ori mai mare decât al conductelor

de NH3, la aceeaşi putere frigorifică);

Au coeficienţi de transfer de căldură mai mici decât ai NH3;

Freonii atacă magneziul Mg şi aliajele din aluminiu Al;

Freonii atacă şi cauciucul, de aceea în instalaţiile cu freoni nu

se folosesc garnituri din acest material (garniturile trebuie să fie

metalice sau din fibre presate cu liant, insolubili în freon –

cloropren, neopren, etc.);



86

În contact cu o flacără deschisă se descompune formând acidul

clorhidric şi acidul fluorhidric;

În contact cu apa, freonii se descompun în acid fluorhidric, acid

clorhidric şi fosgen – aceşti acizi atacă uleiul de ungere şi

materialele din instalaţie (din acest motiv, instalaţia trebuie să fie

foarte uscată şi ferită de pătrunderea vaporilor de apă; surplusul de

apă din agenţii frigorifici care nu a fost dizolvat se depune în

ventile sub formă de gheaţă, ducând la oprirea circulaţiei fluidului);

Cost ridicat;

Freonii provin din hidrocarburi, conţinând în molecule halogeni

– Fl, Cl, etc.;

În contact cu apa – la o concentraţie mai mare de 25mg/kg –freonii

cu hidrogen (HCFC – hidrofloroclorocarburi, HFC –

hidroflorocarburi) se descompun formând acizi foarte corosivi –HCl,

HF. Freonii fără hidrogen, CFC – cloroflorocarburi, nu permit

dizolvarea apei, dar existenţa acesteia în instalaţie, determină obturarea

conductelor şi dispozitivelor de reglare, prin îngheţarea acesteia în

zonele cu temperaturi negative;

Formula chimică generală a hidrocarburilor

saturate este de forma: CmHxFyClz

m = numărul atomilor de carbon;

x = numărul atomilor de hidrogen;

y = numărul atomilor de fluor;

z = numărul atomilor de clor.

Institutul Internaţional al Frigului a stabilit

ca freonii să fie notaţi cu R – N.

R – refrigerent – agent frigorific;

N – numărul freonului urmat de 2 sau 3 cifre.



87

Numărul se stabileşte după următoarele reguli:

La derivaţii fără atomi de hidrogen (x = 0), la început se

regăseşte cifra:

1 – pentru CH4 (metan);

11 – pentru C2H6 (etan);

21 – pentru C3H8 (propan);

31 – pentru C4H10 (butan).

Se continuă apoi cu numărul atomilor de fluor:

y = atomi de fluor

Exemple:

CF2Cl2 (difluordiclormetan)

Este un derivat al metanului şi deci prima cifră este 1;

Numărul atomilor de fluor este 2;

Aşadar, simbolul este deci, R12;

C2F4Cl2 (tetrafluordicloretan)

R114;

CCl3F (fluortriclormetan)

R11;

C2Cl3F3 (trifluortricloretan)

R113.

La derivaţii cu atomi de hidrogen (x = 1,2, …) numărul

acestor atomi se adaugă în felul următor:

la derivaţii metanului la prima cifră;

la ceilalţi derivaţi la cifra a doua.

Exemple:

CHFCl2 (monofluordiclormetan)

R (1+1)1 → R21;

C2H3F3 (trifluorură de etilenă)



88

R1(1+3)3 → R143.

La derivaţii cu atomi de brom (Br) după numărul principal se

pune litera B, după care se scrie numărul atomilor de Br.

Exemplu:

CF2Br2 (difluordibrometan)

R12B2.

După proprietăţile lor fizice, se deosebesc trei categorii de

agenţi frigorifici:

Cu temperatura de vaporizare ridicată > 00C – freonii

R11, R21, R114;

Cu temperatura de vaporizare medie (00C ... –70

0C) –

NH3, freon R22, clorură de metil şi oxid de sulf;

Cu temperatura de vaporizare joasă < (–700C) – etan

C2H6, etilenă, freon R23.

3.2.3. Acţiunea freonilor asupra mediului ambiant

După acţiunea poluantă asupra mediului înconjurător, prin

prisma Protocolului de la Montreal – 1987 şi a Convenţiilor care i-au

urmat Londra – 1990, Copenhaga – 1992, agenţii frigorifici se pot

clasifica astfel:

Sunt cunoscute influenţele negative ale agenţilor

frigorifici, în special ale freonilor (CFC, HCFC, HFC)

asupra mediului ambiant prin cele două efecte:

Diminuarea stratului de ozon atmosferic;

Contribuţia la încălzirea atmosferei, prin efect

de seră la nivel planetar.



89

Freoni cu efect distructiv pronunţat asupra stratului de ozon

stratosferic şi amplificare importantă a efectului de seră

asupra scoarţei terestre – care au în moleculă atomi de Br sau

Cl (Cloro – Floro – Carburi: CFC);

Freoni cu acţiune distructivă redusă asupra stratului de ozon

atmosferic şi amplificare moderată a efectului de seră

asupra scoarţei terestre – efectul distructiv fiind diminuat

datorită prezenţei moleculei de hidrogen H (Hidro – Cloro – Floro

– Carburi: HCFC);

Freoni inofensivi asupra stratului de ozon atmosferic şi fără

amplificare a efectului de seră asupra scoarţei terestre –

fără Cl sau Br în moleculă (Hidro – Floro – Carburi: HFC).

Această clasificare are la bază corelaţia dintre proprietăţile

moleculelor şi compoziţia lor chimică.

În tabelul 3.1. este prezentată clasificarea şi simbolizarea

principalilor agenţi frigorifici iar în tabelul 3.2 proprietăţile

termodinamice ale acestora [39]. Tabelul 3.1

Clasificarea şi simbolizarea principalilor agenţi frigorifici

Simbol Denumire chimică Formula

chimică

CFC

R10 TETRACLOR-METAN CCl4

R11 TRICLOR-MONOFLUOR-METAN CCl3F

R12 DICLOR-DIFLUOR-METAN CCl2F2

R12B1 MONOCLOR-MONOBROM-DIFLUOR-METAN CClBrF2

R13 MONOCLOR-TRIFLUOR-METAN CClF3

R13B1 MONIBROM-TRIFLUOR-METAN CBrF3



90


chimică

CFC

R14 TETRAFLUOR-METAN CF4

R110 HEXACLOR-ETAN C2Cl6

R111 PENTACLOR-MONOFLUOR-ETAN C2Cl5F

R112 TETRACLOR si FLUOR-ETAN C2Cl4F2

R113 TRICLOR-TRIFLUOR-ETAN C2Cl3F3

R114 DICLOR-TETRAFLUOR-ETAN C2Cl2F4

R115 MONOCLOR-PENTAFLUOR-ETAN C2ClF5

R116 HEXAFLUOR-ETAN C2F6

R218 OCTAFLUOR-PROPAN C3F8

RC316 DICLOR-HEXAFLUOR-CICLOBUTAN C4Cl2F6

RC318 OCTAFLUOR-CICLOBUTAN C4F8

HCFC

R20 TRICLOR-METAN CHCl3

R21 DICLOR-MONOFLUOR-METAN CHCl2F

R22 MONOCLOR-DIFLUOR-METAN CHClF2

R30 DICLOR-METAN CH2Cl2

R31 MONOCLOR-MONOFLUOR-METAN CH2ClF

R40 MONOCLOR-METAN CH3Cl

R120 PENTACLOR-ETAN C2HCl5

R123 DICLOR-TRIFLUOR-ETAN C2HCl2F3

R124 MONOCLOR-DIFLUOR-ETAN C2HClF4

R140 a TRICLOR-ETAN C2H3Cl3



91


chimică

HCFC

R142 b MONOCLOR-DIFLUOR-ETAN C2H3ClF2

R150 a DICLOR-ETAN Cl2

R160 MONOCLOR- ETAN C2H5 Cl

HFC

R23 TRIFLUOR-METAN CHF3

R32 DIFLUOR-METAN CH2F2

R41 MONOFLUOR-METAN CH3F

R125 PENTAFLUOR-ETAN C2HF5

R134 a TETRAFLUOR-ETAN CH2F4

R143 a TRIFLUOR-ETAN C2H3F3

R152 a DIFLUOR-ETAN C2H4F2

AMESTECURI AZEOTROPE

R500 R12-R152 a

R501 R22-R12

R502 R22-R115

R503 R13-R23

R507 R143a-R125

AMESTECURI CVASIAZEOTROPE

R410A R32-R125

R404A R134 a-R125-R143 a

AMESTECURI ZEOTROPE

R407 R23-R125-R134a

R50 METAN CH4

R170 ETAN C2H6



92


chimică

HIDROCARBURI

R290 PROPAN C3H8

R600 N-BUTAN C4H10

R600 a IZO-BUTAN (CH3)3CH

R1150 ETILENA C2H4

R1270 PROPILENA C3H6

HALONI

R12B1H121

1 MONOCLOR-MONOBROM-DIFLUOR-METAN CF2BrCl

FLUIDE NATURALE

R717 AMONIAC NH3

R718 APA H2O

R744 BIOXID DE CARBON CO2

Diminuarea stratului de ozon din stratosferă

În zona stratosferei (zona plasată între 15 ÷ 40 km de la sol) adică la o

altitudine > 11.000 m, există un strat consistent de ozon, care poate fi

considerată o barieră de protecţie pentru globul terestru, în calea radiaţiilor

ultraviolete.

Principala ipoteză care explică scăderea rapidă a ozonului este acţiunea

clorului liber asupra sa. Aşadar, clorul, responsabilul direct de procesul de

distrugere a ozonului, provine din două surse posibile:

din descompunerea, în atmosferă a oxidului de clor de origine

naturală (erupţii vulcanice, etc.);

din surse umane artificiale, CFC – având un rol preponderent.



93

Tabelul 3.2 Proprietăţile termodinamice ale principalilor agenţi frigorifici

Denumirea Simbol

chimic

Simbol

conv.

Masa

molara

Temp. de

fierbere [oC]

Densit.

lichid (300C)

[kg/cm3]

Temp.

de

solidific. [oC]

Bioxid de

carbon CO2 R744 44,01

-78,50

(sublimare) 0,594 -56,60

Amoniac NH3 R717 17,03 -33,50 0,590 -77,90

Apa H2O R718 18,02 100,00 - ± 0,00

Propanul C3H8 R290 44,09 -42,20 0,463 -187,10

Izobutan (CH3)3CH R600a 58,10 -11,70 0,527 -159,60

Clorura de

metil CH3Cl - 50,50 - - -77,60

Freoni

CHClF2 R-22 86,48 -40,80 1,170 -160,00

CCl2F2 R-12 120,92 -29,80 1,290 -158,00

CH3Cl R-40 50,49 -24,20 0,901 -97,60

C2Cl2F4 R-114 170,93 3,50 1,440 -94,00

CCl3F R-11 137,38 23,80 6,130 -111,00

C2Cl3F3 R-113 187,39 47,60 1,550 -36,60

C2HCl2F3 R-123 152,90 27,80 1,450 -107,00

C2HClF4 R-124 136,50 -12,10 1,340 -199,15

CH2F2 R-32 52,00 -52,00 0,940 -136,00

C2HF5 R-125 120,00 -48,00 1,159 -103,00

CH2F4 R 134a 102,00 -26,40 1,19 -101,00

C2H3ClF2 R 142b 100,50 -9,80 1,100 -130,80

C2H4F2 R152a 66,00 -25,00 0,886 -117,00

Amestecuri

azeotrope

73,8% R12 +

26,2% R152a R500 99,30 -33,50 1,140 -159,00

R22-R115 R502 111,60 -45,00 1,192 -160,00

R125/134a (50/50)

R507 98,60 -46,50 1,021 -

Amestecuri cvasiazeotrope

R32/125 (50/50)

R410A 72,58 -51,00 1,036 -

R125/143a/134a

(44/52/4) R404A 97,60 -47,00 1,091 -

Amestecuri

zeotrope

R32/125/134a

(23/25/52) R407C 86,20 -44,00 1,115 -



94

Mecanismul de distrugere a ozonului stratsorferic de către CFC este

următorul:

Moleculele de CFC rezultate din 4 sectoare principale de

activitate:

propulsori de aerosoli;

agenţi de expandare din procesul de fabricaţie a spumelor

izolante;

solvenţi utilizaţi în industria electronică;

fluide de lucru folosite în industria frigului şi a căldurii

(sunt foarte stabile).

Ajunse în stratosferă, moleculele de CFC, sub influenţa razelor

ultraviolete solare, suferă o disociere fotolitică, eliberând în

atmosferă clorul care distruge ozonul conform relaţiei:

CFC → Cl2 + CFC

Cl2 + O3 → ClO + O2

ClO + O → Cl + O2

Regenerarea clorului atomic, face ca o singură moleculă de clor

să poată distruge - teoretic vorbind - un număr de 10.000

molecule oxigen.

Un aspect important este legat şi de durata de existenţă a

freonului, care poate atinge chiar sute de ani.

Din acest considerent, majoritatea freonilor eliberaţi în atmosferă

constituie un pericol pentru generaţiile viitoare şi pentru planetă.

Durata de existenţă a unei molecule de CFC este în funcţie de numărul

de atomi de H care au fost înlocuiţi cu atomi de Cl şi F.

Astfel duratele de existenţă estimate sunt pentru:

R22 → 20 ani;

R12 → 120 ani;

R13 → 400 ani.

În consecinţă, din punct de vedere a duratei de existenţă cei mai nocivi

sunt freonii care nu mai conţin hidrogen în moleculă, adică: R11, R12, R113,

R115 şi R502.

În literatura de specialitate există referiri la ordinea nocivităţilor

diferitelor freoni asupra stratului de ozon.

Fiecărei molecule a unui agent halogelat i se atribuie un indice relativ de

nocivitate pentru stratul de ozon devenit “potenţial de distrugere a ozonului

calculat în regim stabil pentru 1 kg de gaz emis anual în atmosferă,



95

comparativ cu efectul realizat de 1 kg de R 1 1” (ODP) – Ozon Depletion

Potential.

Fiind cel mai nociv freonului, R11 i s-a atribuit indicele unitar de

distrugere al ozonului:

ODPR11 = 1

Dacă se consideră 100% nocivitatea pentru stratul de ozon al R11,

atunci, informativ, nocivităţile altor freoni sunt după cum urmează:

R12, R114 → 100%;

R113 → 80%;

R115 → 60%;

R502 → 40%;

R141b → 10%.

Efectul de seră

Efectul de seră constă în reţinerea în atmosfera terestră a radiaţiilor

infraroşii, sosite de la soare şi remise de sol.

Aşadar, acesta rezultă din absorbţia radiaţiilor infraroşii cu λ = 10 μm

şi λ= 20 μm emise de suprafaţa terestră.

Este un fenomen natural - care determină şi reglează temperatura

medie a pământului - în lipsa căruia planeta ar fi fără viaţă (temperatura medie

anuală s-ar reduce de la + 15ºC → – 8ºC).

Deşi efectul de seră este necesar globului terestru, creşterea sa poate

conduce la modificări climatice dezastruoase, motiv pentru care este imperios

necesar a fi ţinut sub control.

Responsabili de efectul de seră, sunt, în principal, vaporii de apă şi CO2,

dar şi alte gaze - printre care - agenţii termici de lucru halogenaţi joacă un rol

important.

Aceste gaze lasă să treacă razele solare incidente, dar absorb razele

infraroşii cu lungimea de undă mare, retrimise de la sol.

În plus, ridicând temperatura aerului, contribuie la creşterea,

conţinutului de vapori de apă în atmosferă.

Toţi agenţii frigorifici (CFC, HCFC, HFC) au o putere de absorbţie a

razelor infraroşii foarte ridicată ( comparativ cu CO2).

Contribuţia însumată, pentru un timp dat, a unui kg de gaz, raportată la

cea a unui kg al CO2, referitor la efectul de seră, este apreciată prin potenţialul



96

global de încălzire – efectul direct asupra încălzirii planetei - GWP (Global

Warming Potential).

Valorile ODP şi GWP pentru principalii agenţi frigorifici sunt date în

detaliu în tabelul 3.3 conform SR EN 378-1/2002.

Tabelul 3.3 Informatii depre efectul agentilor frigorifici asupra mediului

Agent frigorific GWP ODP 1 2 3

R-11 4.000 1

R-12 8.500 1

R12B1 * 3

R-13 11.700 1

R-13B1 5.600 10

R-22 1.700 0,055

R-23 12.100 0

R-113 5.000 0,8

R-114 9.300 1

R-115 9.300 0,6

R-124 480 0,022

R-125 3.200 0

R-134a 1.300 0

R-218 7.000 0

R-C318 9.100 0

R-500 6.300 0,74

R-501 3.400 0,29

R-502 5.600 0,33

R-503 11.900 0,6

R507 3.800 0

R-508A 12.300 0

R-509 4.700 0,024

R-718 0 0

R-744 1 0

R-401A 1.100 0,037

R-401B 1.200 0,040

R-401C 830 0,030

R-402A 2.600 0,021

R-402B 2.200 0.033


R-403A 2.700 0,041

R-403B 3.700 0,031

R-404A 3.800 0

R-405A 4.800 0,028

R-407A 1.900 0

R-407B 2.600 0

R-407C 1.600 0

R-408A 3.100 0,026

R-409A 1.400 0,048

R-409B 1.400 0,048

R-410A 1.900 0

R-410B 2.000 0

R-508B 12.300 0

R-406A 1.800 0,057

R-411A 1.500 0,048

R-411B 1.600 0,052

R-412A 2.000 0,055

R-32 580 0

R-50 24,5 0

R-141b 630 0,11

R-142b 2.000 0,065

R-143a 4.400 0

R-152a 140 0

R-160 * 0

R-123 93 0,02

R-764 * 0

R-30 15 0

R-40 * 0

R-611 * 0



97


R-717 0 0

R-1130 * 0

R-170 3 0

R290 3 0

R-600 3 0


R-600a 3 0

R-1150 * 0

R-4270 * 0

DME * 0

(*) – valori necunoscute; R – numerele sunt în conformitate cu ISO 817; DME - Dimetileter

Paralel cu activitatea directă asupra efectului de seră - apreciată prin

GWP - agentul frigorific exercită şi o acţiune indirectă prin CO2 degajat la

producerea energiei de acţionare a instalaţiei frigorifice, mult mai mare decât

cea direct asociată.

Astfel, la un frigider casnic acţiunea directă este apreciată prin 20%;

7% prin fluidul frigorific CFC-12;

13% prin agentul de expandare din izolaţia de spumă de

poliuretan sau polistiren CFC-11.

Acţiunea indirectă, apreciată prin CO2, degajat în atmosferă în timpul

producerii energiei de acţionare a instalaţiei frigorifice (pe bază de cărbune

sau petrol, într-o centrală electrică) este de 80%.

Se introduce un echivalent al contribuţiei globale de încălzire TEWI

(Total Equivalent Warming Import) care se calculează ţinându-se seama de

toate influenţele, respective - efectul de seră produs de scăpările de agent (efect

direct) dar şi prin dioxidul de carbon rezultat în instalaţiile de producere a

energiei electrice necesare acţionării instalaţiei frigorifice (efect indirect).

Relaţia de calcul pentru TEWI este prezentată în detaliu în SR EN 378-

1/2002 şi ţine cont de cantitatea de agent frigorific din instalaţie, cantitatea de

agent expandabil din izolaţii, de cantitatea de C02 transmis în atmosferă la

producerea unităţii de energie de antrenare a instalaţiei frigorifice, energia

consumată pentru acţionarea instalaţiei frigorifice pe durata ei de funcţionare,

eficienţa cât şi etanşeitatea instalaţiei frigorifice, modul de producere al

energiei electrice de antrenare a instalaţiei frigorifice, de durata de viaţă a

agentului frigorific.

TEWI = xkg CFC-11 · GWP CFC-11 + ykg CFC-12 · GWP CFC-12 + zkg CO2 emis la prod. en. el.



98

In concluzie, din punct de vedere ecologic, agentul frigorific trebuie ales

astfel încât - conform reglementărilor legislaţiei actuale - să aibă ODP nul şi

GWP si TEWI cât mai mici.

Freonul CFC-11 (CCl3F – triclorfluormetan) – R11 este un

agent care se caracterizează prin presiuni reduse de lucru.

Temperatura de vaporizare la presiune atmosferică normală este

de 23,650C. Se păstrează şi se transportă în butelii de oţel. Se

foloseşte în instalaţiile de condiţionare, precum şi în instalaţii de

pompe de căldură, deoarece are temperatură de vaporizare

ridicată;

Freonul CFC-12 (CC12F2 – diclordifluormetan) – R12 este un

lichid incolor, transparent şi se foloseşte în majoritatea

instalaţiilor frigorifice de puteri mici şi mijlocii, echipate cu

compresoare cu piston (casnice, comerciale, de climatizare,

pompe termice). Lucrează cu presiuni reduse în vaporizator (p0<1

ata pentru t0 = –30 0C) şi în condensator (pc = 6...9 atm). Având

greutate specifică mare (mult mai mare decât a amoniacului)

pentru a reduce pierderile de presiune pe conductele de aspiraţie

şi refulare, vaporii de freon trebuie să circule cu viteze moderate

(aproximativ jumătate din viteza vaporilor de amoniac). De

aceea secţiunea conductelor trebuie să fie de 4 ori mai mari

decât cele corespunzătoare instalaţiilor cu amoniac. Este

solubil în uleiul de ungere ceea ce conduce la micşorarea

vâscozităţii acestuia, în special, la presiunui înalte şi temperaturi

joase. Are o mare capacitate de a trece prin neetanşeităţi şi chiar

prin porii metalelor, necesitănd astfel, etanşări deosebite. Se

transportă şi se păstrează în stare lichidă, în butelii de oţel

vopsite în argintiu;

Freonul CFC-113 (C2C13F3 – triclortrifloretan) – R113 are

greutate specifică mare şi cea mai ridicată temperatură de



99

saturaţie la presiune atmosferică normală – tf = 470C. Este

utilizat în instalaţiile de condiţionare şi în pompe de căldură;

Freonul CFC-114 (C2C12F4 – diclortetrafluoretan) – R114

este un agent de lucru cu temperatură de fierbere joasă – tf =

4,10C, motiv pentru care se recomandă folosirea lui la

temperaturi de vaporizare joase T0 = –20 ... –30oC. Deoarece

se caracterizează printr-o capacitate redusă de dizolvare a

apei, în cazul utilizării la temperaturi sub 0oC, în circuit

trebuie prevăzut un agent de uscare pentru a preîntâmpina

formarea dopurilor de gheaţă. Este neinflamabil, neexploziv

şi nevătămător; se foloseşte la pompele de căldură cu

temperaturi ridicate de vaporizare şi de condensare care

funcţionează cu turbocompresoare;

Freonul CFC-12B1 (CClBrF2) – R12B1 este un agent de

lucru de joasă presiune, recomandat pentru regimuri de

temperatură relativ ridicate. Puterea sa volumetrică este cu

circa 40% mai mare decât a freonului R114, ceea ce

înseamnă că, într-o instalaţie de aceeaşi putere termică totală

compresorul are dimensiuni mult mai mici. Un dezavantaj

important îl constituie instabilitatea amestecului agent –

uleiul de ungere. La temperaturi de condensare Tc>600C se

formează produse de reacţie, care determină descompunerea

freonului şi creşterea gradului de aciditate al uleiului de

ungere;

Freonul de tranziţie HCFC-21 (CHC12F –

monofluordiclormetan) – R21 se utilizează în cazul

sistemelor de climatizare reversibile şi a pompelor termice

(la temperaturi de condensare ridicate). Prezintă o

capacitate mare de reţinere a apei – 550 mg/kg la 00C – ceea ce

impune luarea unor măsuri severe de evitare a creşterii

conţinutului de apă în agent (cantitatea de apă în agent nu trebuie



100

să depăşească 25mg/kg, în caz contrar, intervine pericolul de

coroziune). Ca substanţă de uscare se foloseşte sulfatul de calciu.

Agentul R21 se caracterizează prin stabilitate chimică

foarte mare;

Freonul de tranziţie HCFC-22 (CHClF2 –

monoclordiflormetan) – R22 este utilizat atât în instalaţiile

frigorifice cu comprimare de vapori, cât şi în sistemele de

climatizare reversibile. Prezintă o capacitate mare de captare a

apei (570 mg/kg la 00C), ceea ce impune luarea aceloraşi măsuri

restrictive de evitare a combinării cu apa. Fiind un compus din

categoria HCFC are un efect mai puţin dăunător asupra

mediului decât CFC-urile. Astfel, HCFC-22, reprezintă o

alternativă pe termen lung a CFC-urilor;

Freonul de lungă durată HFC – 32 (CH2F2 – difluormetan)

– R32 este un bun înlocuitor pe termen lung pentru R22,

având ODP = 0 şi GWP mai mic (GWPR32 = 650, GWPR22 =

1.600). Se utilizează pentru aplicaţii în instalaţii de

condiţionare, pompe de căldură, refrigerare industrială;

Freonul de lungă durată HFC – 134a (CH2F-CF3 -

tetrafluoretan) – R134a este considerat ca un înlocuitor - de

lungă durată - pentru R12 şi R22 în cazul aplicaţiilor cu

temperaturi mai ridicate t0 = –26,40C. Are proprietăţi

termofizice aproape similare cu R12 (motiv pentru care a intrat

masiv pe piaţa agenţilor frigorifici). Datorită sensibilităţii la apă,

instalaţia necesită o uscare perfectă. Uleiurile minerale nu sunt

miscibile cu R134a, fapt care impune folosirea unor uleiuri de

sinteză speciale. Este un freon ecologic, cu factorul de

distrugere a stratului de ozon destul de scăzut ODP = 0. De

asemenea, contribuţia sa la efectul de seră este mai redusă decât



101

la R12 sau R22 (GWP = 1300), iar durata de viaţă atmosferică

este relativ mică;

Freoni ecologici R125 (C2HF5 – pentafluoretan) şi R143a

(C2H2F4 – tetrafluoretan) au proprietăţi similare cu R502 şi

R22 au ODP = 0, dar GWP-ul lor este de circa 3 ori mai

mare decât în cazul R134a.

Ca urmare a reglementărilor internaţionale referitoare la

impactul diverşilor agenţi asupra mediului, în industria frigorifică a

apărut o nouă orientare privind utilizarea acestor agenţi de lucru.

Se poate spune că, agenţi precum R11 şi R12 (CFC-uri) vor

fi schimbaţi cu agenţi de tipul R123 (HCFC-uri) şi respectiv R134

(HFC-uri), care au acţiune redusă şi chiar nulă asupra stratului de

ozon din atmosferă. Această alternativă este atractivă, deoarece

substituenţii au proprietăţi - temperatură, presiune - similare cu agenţii

care trebuie înlocuiţi.

Există şi agenţi pentru care nu s-au găsit încă substituienţi simpli

de lungă durată (spre exemplu R502, care este constituit dintr-un

amestec de R22 şi R115).

Amestecuri alcătuite din diverşi agenţi de lucru

Vâscozitate foarte redusă ce favorizează scăpările de agent

din instalaţie;

Amestecurile alcătuite din diverşi agenţi de

lucru reprezintă o alternativă importantă a CFC-

urilor, atât pentru înlocuirea acestora în instalaţiile

existente, cât şi în instalaţiile noi. Amestecurile pot fi

alcătuite din două sau mai multe fluide pure şi pot fi

zeotrope sau azeotrope.



102

Amestecurile, în general sunt ”zeotrope” (cuvânt de origine

greacă, ce semnifică faptul că „se modifică în timpul

fierberii”) adică, prezintă o variaţie a temperaturii în timpul

schimbării de fază (vaporizare sau condensare). Altfel spus

acestea pot avea un comportament termodinamic identic cu

un corp pur. Aceste modificări de compoziţie pot reduce

eficienţa instalaţiei şi pot determina – totodată - formarea

unui amestec inflamabil. Pentru a diminua acest pericol se

poate folosi o a treia componentă (prin adăugarea – alături

de o componentă uşor volatilă – şi a unei componente greu

volatile). De exemplu: HFC134a, HFC143a, HFC125.

Acelaşi lucru se poate obţine şi prin introducerea unei

componente neinflamabile, astfel încât, punctul de fierbere

să fie acelaşi ca al componentei inflamabile, de exemplu:

HFC134a, HFC125, HFC32;

Amestecurile „azeotrope” (cuvânt de origine greacă, ce

semnifică faptul că „nu se modifică în timpul fierberii”) –

adică nu prezintă o variaţie a temperaturii în timpul

schimbării de fază. Schimbarea compoziţiei nu implică

modificări esenţiale, deoarece acestea au un comportament

termodinamic asemănător cu substanţele pure. Totuşi,

compoziţia azeotropă se modifică o dată cu presiunea, ceea ce

înseamnă că, atunci când presiunea creşte, punctul azeotropic

se deplasează într-un sens sau altul până la dispariţie.

Folosirea unui amestec azeotrop poate determina atât reducerea

semnificativă (până la circa 35%) a consumurilor energetice, cât şi diminuarea

suprafeţei de condensare (cu circa 25%) – în comparaţie cu un R22.

Totuşi, presiunile de vaporizare şi condensare ale amestecurilor

azeotrope sunt superioare celor care sunt specifice pentru fiecare componentă.



103

Se recomandă ca, la utilizarea acestor amestecuri, să se

folosească schimbătoare de căldură cu circulaţia agentului în

interiorul ţevilor şi în contracurent.

Cele mai recomandate amestecuri azeotrope – pentru a fi

vehiculate – în instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură – sunt

următoarele:

R507 este un amestec azeotrop, binar, compus din două

HFC: R125 şi R143a.

Temperatură normală de vaporizare T0N= –46,50C;

ODPR507 = 0;

GWP100 (CO2=1) = 3.300 (GWPR507 = 0,94);

Nu este inflamabil.

R507 este un refrigerant alternativ pentru R 22 şi R 502 în sistemele de

refrigerare comercială; performanţele acestuia sunt foarte asemanatoare cu

cele ale lui R 502 pentru intreaga plajă de valori operaţionale.

R404A este un amestec cvasiazeotrop ternar având o

compoziţie de 44% – R125, 52% – R143a şi 4% – R134a.

Temperatură normală de vaporizare T0N = –46,50C;

Componenţii sunt freoni de tipul HFC (cu molecule

fără atomi de clor, deci ODPR404A =0;

GWP100 (CO2=1) = 3.260 (GWPR404A = 0,94);

Toxicitate = 1.000 ppm.

R 404A este un agent frigorific, care - în continuare - reprezintă

standardul industrial în domeniul refrigerării pentru aplicaţii comerciale noi;

capacitatea şi eficienta acestui refrigerant îl recomandă pentru înlocuirea

refrigeranţilor R502 şi R22 în aplicaţii comerciale.



104

R410A este un amestec cvasiazeotrop, binar, compus din:

50% – R32 şi 50% – R125.


ODPR410A= 0;

GWP100 (CO2= 1) = 1.725 (GWPR410A = 0,44);

Are presiuni mari de vehiculare dar bune proprietăţi

de transfer de căldură.

R 410 A este principalul refrigerant folosit în locul freonului R22 in

aplicaţii cum sunt aparatele de aer condiţionat casnice şi comerciale şi

pompele de căldură.

R407C este un amestec zeotrop ternar având o compoziţie de

23% – R32, 25% – R125 şi 52% – R132a.


ODPR407C = 0;

GWP100 (CO2= 1) = 1.525 ( GWPR407C = 0,37);

Toxicitate = 1.000 ppm.

R 407C este un înlocuitor pentru R22 în sisteme rezidenţiale de aer

condiţionat noi sau existente sau în pompele de căldură; R 407C ofera

performanţe similare cu R22 şi poate fi folosit la înlocuirea acestuia in

aplicaţiile deja existente.

Paradoxal, cu toate că unii dintre agenţii puri sunt inflamabili,

unele dintre amestecurile formate pot fi neinflamabile.

Modificând concentraţia constituenţilor amestecului se pot

obţine substituenţi foarte apropiaţi de cei iniţiali (care urmează a se

înlocui) putându-se astfel urmări specificitatea agentului frigorific

în aplicaţia respectivă.



105

*Observaţie:

Datorită eventualelor scăpări de agent din instalaţie, compoziţia

iniţială se poate schimba, ceea ce poate determina alterarea proprietăţilor

şi uneori chiar inflamabilitatea amestecului rămas (în funcţie de

cantitatea de agent eliminată în exterior).

Urmare a evidenţierii efectului negativ asupra mediului ambiant a

agenţilor frigorifici halogenaţi, s-a hotărât de către majoritatea guvernelor

statelor lumii (în urma semnării Protocolului de la Montreal – Canada)

să se lanseze o vastă campanie mondială de cercetări privind găsirea de

noi agenţi frigorifici care să înlocuiască freonii, dar şi de conceperea,

fundamentarea şi punerea în aplicare de noi sisteme frigorifice.

Dintre agenţii frigorifici halogenaţi – R11 şi R12 – (precum şi

amestecurile azeotrope din care fac parte), fiind cei mai nocivi, au

fost eliminaţi.

Se impune, deci, o nouă stretegie în realizarea sistemelor

frigorifice: să fie executate cât mai etanş, cu agenţi frigorifici cu un

potenţial cât mai redus de încălzire a atmosferei, dar şi cât mai

eficiente energetic (utilizarea unor compresoare cu un consum minim

de energie şi a unor schimbătoare de căldură mai performante).

3.3. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice cu ejecţie

(IFE)

Pentru instalaţiile frigorifice de puteri medii şi

mari amoniacul - NH3 va rămâne, cel puţin pentru o

perioadă, agentul frigorific cel mai utilizat.

Instalaţia frigorifică cu ejecţie IFE, foloseşte pentru

funcţionare, direct energia termică, respectiv vapori motori de

apă (abur) care se destind într-un ejector – E, realizându-se

astfel antrenarea vaporilor reci (de apă) produşi în instalaţie.



106

Deşi instalaţiile frigorifice cu ejecţie IFE pot funcţiona cu

orice tip de agent frigorific, singurele instalaţii de acest tip care s-au

impus sunt cele cu vapori de apă.

Din punct de vedere termodinamic, apa poate fi considerată ca

un agent frigorific foarte bun deoarece:

Prezintă cele mai bune proprietăţi termodinamice, de transfer de

căldură şi de masă (λ, ά – având valori foarte ridicate);

Este inertă faţă de uleiuri şi materiale plastice;

Vaporii de apă sunt neinflamabili şi neexplozivi;

Este ieftină;

Nu prezintă risc de contaminare pentru produsele supuse răcirii

şi pentru organismul uman.

În schimb, apa în stare de vapori are şi câteva mari dezavantaje

care se regăsesc în tabelul 3.4:

Presiunea de vaporizare foarte scăzută la temperaturi de

vaporizare uzuale, ceea ce conduce la pătrunderi de aer în instalaţie

prin neetanşeităţi;

Vaporii de apă absorb radiaţiile infraroşii, contribuind astfel la

efectul de seră;

Volumul masic al vaporilor este foarte mare, la temperaturi

uzuale pentru tehnica frigului, ceea ce implică debite volumice

enorme;

Punct triplu ridicat (tT = 0,010C)

Tabelul 3.4.

Comparaţii între agenţi frigorifici, la 00C

Parametrul

Agent frigorific NH3 Freon-12 H2O

Presiunea de saturaţie la temperatura

de 00C [mPa]

0,4294 0,3086 0,00061

Volum specific v” [m3/kg] 0,29 0,051 206,32



107

Menţinerea unui vid înaintat de valoarea celui ce rezultă din

tabelul 3.4. pentru apa folosită ca agent frigorific, se realizează cu

ajutorul unui echipament frigorific auxiliar şi consumuri

suplimentare de energie care complică şi scumpesc instalaţia

respectivă.

Rezultă că, sfera de utilizare a apei ca agent frigorific este

redusă doar pentru temperaturi de vaporizare mai mari de 00C

(uneori sub 40C, obişnuit între 8 … 11

0C), temperaturi necesare

instalaţiei de climatizare.

3.4. Agenţi de lucru ai instalaţiilor frigorifice cu absorbţie

(IFA)

Soluţiile binare sunt sisteme termodinamice formate din doi

componenţi care alcătuiesc un amestec, de obicei bifazic (lichid şi

vapori).

La soluţiile binare aflate în echilibru termodinamic, parametrii

fizici şi chimici sunt aceeaşi în orice punct din masa fiecărei faze (în

realitate, proprietăţile fizice pot avea o variaţie redusă, de la un punct

la altul, fără ca aceasta să influenţeze, considerabil, desfăşurarea

proceselor). La limita se separaţie a fazelor, compoziţia chimică şi

proprietăţile fizice se modifică brusc. Instalaţiile frigorifice cu

absorbţie permit, aşadar, utilizarea acelor agenţi de lucru pentru care

Agenţii de lucru pentru instalaţiile frigorifice

bazate pe fenomenul absorbţiei (comprimare

termochimică) sunt, de obicei, soluţii alcătuite din

două (soluţii binare) sau mai multe substanţe.

.



108

există absorbanţi corespunzători. Ţinând seama de specificul acestor

instalaţii care constă în realizarea succesivă a reacţiilor chimice de

absorbţie şi, respectiv, de desorbţie a agentului, este necesară

respectarea unor condiţii suplimentare:

diferenţă mică de presiune între condensator şi vaporizator, în

vederea diminuării consumului de energie necesar pentru pomparea

soluţiei;

căldură de vaporizare cât mai mare, pentru reducerea

dimensiunilor schimbătoarelor de căldură şi conductelor precum şi

a debitului de agent;

căldură specifică mică a absorbantului, pentru reducerea

suprafeţei schimbătorului de căldură;

diferenţă mare între temperaturile normale de vaporizare ale

agentului de lucru şi a absorbantului, ceea ce permite reducerea

gradului de antrenare a absorbantului de către vaporii agentului de

lucru şi micşorarea dimensiunilor aparatelor de rectificare;

viteză de absorbţie mare, pentru reducerea dimensiunilor absorbitorului.

În cazul instalaţiilor frigorifice care utilizează procesul de

absorbţie, cei doi componenţi ai soluţiei binare sunt:

agentul absorbant (solventul) – care este componentul cu

temperatura normală de saturaţie (tf) mai ridicată;

agentul de lucru propriu-zis (agentul termic sau dizolvantul),

care este componentul mai volatil, caracterizat prin

temperatură normală de saturaţie (tf), mai coborâtă.

Spre exemplu, în cazul celei mai utilizate soluţii binare, soluţia

hidroamoniacală, agentul absorbant (solventul), este apa, care are temperatura

normală de vaporizare tf = 100 0C, iar agentul de lucru (dizolvatul) este amoniacul

(NH3), cu temperatură normală de vaporizare tf = –33,35 0C.

În cazul soluţiei bromură de litiu – apă (BrLi–H2O), agentul absorbant este

bromura de litiu (BrLi) iar dizolvatul este apa (H2O).



109

Numărul subsanţelor chimice care pot fi utilizate ca absorbanţi

este mult mai mare decât cel al agenţilor frigorifici.

În cazul instalaţiilor frigorifice care utilizează procesul de

absorbţie, cei doi componenţi ai soluţiei binare sunt:

în special săruri şi soluţii de săruri (pentru agenţii

frigorifici: apă, metanol, amoniac şi metilamină);

apă;

acizi şi baze anorganice;

substanţe organice, chimic stabile care au punctul de

fierbere ridicat;

metalele – pentru hidrogen, ca agent termic de lucru.

Compatibilitatea absorbantului cu agentul termic se determină,

în mod experimental şi, este limitată numai la acel agent termic de

lucru pentru care sunt îndeplinite condiţiile:

stabilitate chimică;

capacitate ridicată de absorbţie;

solubilitate cât mai ridicată;

entalpie de dizolvare scăzută, de preferinţă negativă.

În instalaţiile cu absorbţie (comprimare termochimică) IFA -

cele mai utilizate soluţii binare (agenţi de lucru şi absorbanţi) sunt

următoarele:

soluţia hidroamoniacală – compusă din agentul frigorific

amoniacul NH3 şi absorbantul apa H2O, utilizată atât în

instalaţiile frigorifice pentru obţinerea unor temperaturi de

0...–60 0C cât şi în cele de pompe de căldură; diferenţa

temperaturilor normale de vaporizare ale apei şi amoniacului

fiind de circa 330C (în faza de vapori a soluţiei

hidroamoniacale se află ambii componenţi; aceast aspect



110

impune rectificarea soluţiei, ceea ce determină reducerea

coeficientului termic până la 0,5...0,7);

soluţia de bromură de litiu-apă, compusă din agentul

frigorific apa H2O şi absorbantul – bromura de litiu LiBr,

utilizată în instalaţiile frigorifice la nivel de condiţionare a

aerului şi răcire a apei pentru realizarea unor temperaturi

de 0...+100C. Diferenţa temperaturilor normale de vaporizare

ale celor doi componenţi fiind de circa 1.165 0C, se constată

că, în faza de vapori a soluţiei de BrLi, se află numai vapori de

apă, ceea ce permite realizarea unor coeficienţi termici ai

instalaţiei foarte mari.

3.5. Agenţi intermediari

Agenţii intermediari sunt fluide utilizate, de obicei, în stare

lichidă, în instalaţiile frigorifice cu răcire indirectă. Prin

intermediul acestora, căldura este preluată de la obiectul (mediul)

supus răcirii şi transferată la sursa rece (vaporizator), atunci când

contactul agentului frigorific (din circuitul primar) cu corpul (mediul)

răcit poate avea efecte negative [38].

Pentru transportul frigului de la generatorul de frig la

consumator sunt utilizaţi agenţi purtători de frig (intermediari) care

trebuie să satisfacă următoarele cerinţe:

temperaturi joase de congelare;

vâscozitate mică pentru reducerea pierderilor hidraulice la

circulaţia prin conducte;

căldură specifică mare pentru diminuarea debitului de agent

intermediar;

acţiune corosivă redusă în raport cu metalele feroase şi neferoase;

stabilitate chimică;

toxicitate redusă, neinflamabilitate etc.



111

Pe lângă apă şi aer, se folosesc ca agenţi intermediari de răcire

soluţii apoase de alcooli (propilenglicol, etilenglicol, alcool etilic,

glicerina) şi soluţii apoase de săruri minerale, denumite şi saramuri

(clorură de calciu, clorură de sodiu, ş.a.) precum şi freonii R30 şi

R11.

Concentraţia agentului intermediar corespunde la diverse puncte

de congelare a soluţiei şi trebuie astfel aleasă încât să se evite pericolul

de congelare al soluţiei. Pentru reducerea efectului corosiv se

recomandă ca soluţiile să fie uşor alcaline cu pH = 7...8.

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

soluţiei de etilen glicol pentru temperaturi de – 750C.

De asemenea, se poate folosi R30 pentru temperaturi de –40... –90 0C şi

chiar freonul R11 pentru temperaturi de –105 0C.

Principalele proprietăţi termofizice ale soluţiilor de etilen

glicol-apă şi propilenglicol-apă sunt redate în tabelele 3.5 şi 3.6.

Tabelul 3.5

Proprietăţi termofizice ale soluţiei de etilenglicol-apă

Proprietatea

CONŢINUTUL DE ETILENGLICOL ÎN GREUTATE,

ÎN SOLUŢIE, [%]

4,6 12,2 16,0 19,8 23,6 27,4 31,2 35,0 38,8 42,6 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Temp.solidific.

ts [°C] -2 -5 -7 -10 -13 -15 -17 -21 -26 -29

Densit.la+20°C

ρ [kg/m3] 1005 1015 1020 1025 1030 1035 1040 1045 1050 1055

Căldura specică

la +20°C,

c [kJ/kgK] 41436 40181 39344 38925 38507 37670 37251 36414 35577 34740

Conductivitatea

termică la

+20°C °C,

λ [W/(mK)]

0,581 0,547 0,535 0,523 0,500 0,488 0,477 0,465 0,453 0,442



112

Tabelul 3.6

Proprietăţi termofizice ale soluţiei de propilenglicol-apă

Proprietatea

CONŢINUTUL DE PROPILENGLICOL ÎN GREUTATE,

ÎN SOLUŢIE, [%]

10 20 30 40 50 60

1 2 3 4 5 6 7

Temp.solidific.

ts [°C] -3,3 -7,2 -12,8 -20,8 -32,2 -52

Densit.la+20°C

ρ [kg/m3] 1005,5 1014,4 1023,3 1031,5 1078,8 1042,2

Căldura specică

la +20°C,

c [kJ/kgK] 4,144 4,018 3,893 3,599 3,516 3,265

Conductivitatea

termică la +20°C,

λ [W/(mK)] 0,531 0,494 0,46 0,427 -

3.6. Reglementări de securitate pentru agenţi frigorifici

inflamabili

Referitor la cerinţele de siguranţă pe care trebuie să Ie

îndeplinească agenţii frigorifici acestea sunt prevăzute prin

standarde atât la nivel naţional cât şi internaţional şi se referă la:

inflamabilitate;

pericolul de explozie;

toxicitate;

pericol de contaminare biologică;

efectele pe care le pot avea asupra produselor care trebuie

răcite.

De asemenea trebuie ţinut cont de locul de amplasare al

instalaţiei frigorifice (locuinţe, locuri publice, zone industriale) cât

şi de cantitatea de agent frigorific conţinută în instalaţie.



113

3.6.1. Reglementări de securitate pentru agenţi frigorifici pe

plan internaţional

În tabelul 3.7 şi tabelul 3.8 se prezintă un eşantion din

normele de securitate care conţine clasificarea agenţilor frigorifici

inflamabili şi reguli de securitate pentru utilizarea lor.

Reglementările actuale autosesizează utilizarea de agenţi

frigorifici inflamabili din Grupa 2, sub rezerva unor măsuri de

securitate particulare, iar în ceea ce priveşte Grupa a 3-a cu măsuri

de securitate suplimentare [35].

Notaţiile care le întâlnim în cadrul standardului sunt

explicitate astfel:

LSI – limita superioară de inflamabilitate;

Lii – limita inferioară de inflamabilitate;

D – zonă de inflamabilitate = LSi-Lii;

%V/V – procentajul volumului de agent frigorific pe

volumul de aer;

CC – căldura de ardere (reacţie);

Reglementările de securitate pentru agenţii

frigorifici inflamabili au în vedere două cerinţe

fundamentale:

definesc care dintre agenţii frigorifici sunt

inflamabili şi în ce condiţii;

definesc condiţiile în care se pot utiliza, fără

pericol, agenţii frigorifici.



114

ASHRAE recomandă temperatura de încercare de

100°C/60 °C pentru armonizarea cu normele UL 2182;

Umiditatea aerului este fixată la 0,0068 ±0,0004 grame de

aer pentru un gram de aer uscat;

La aplicarea Lii, toate reglementările se referă la procentaj

în volume (excepţie făcând ASHARE care se referă la mase

de agent frigorific pe unitatea de volum (kg/m3).

Tabelul 3.7.

Exemple de norme de clasificare şi utilizare a agenţilor frigorifici

inflamabili

Clasificarea agenţilor

frigorifici inflamabili

Norme de securitate pentru

utilizarea agenţilor frigorifici

inflamabili

SUA ASHRAE 34

USDOT (49CFR173)

ASHRAE 15

UL1995: materiale de frig

EUROPA

BS4434

DIN 8960 (proiect)

NF E35-400

prEN 378 (proiect)

BS 4434

DIN 8975 şi DIN7003 (proiect)

NF E35 400 şi 402

Pr EN378 (proiect)

IEC 60335-2-24

IEC 60335-2-40

(pompe de căldură)

JAPONIA

Reglementări asupra

securităţii folosirii gazului la

presiuni înalte

Reglementări asupra securităţii

în frig



115

Tabelul 3.8

Clasificare, condiţii de încercare şi

criterii de inflamabilitate a agenţilor frigorifici

Norma

NFE35-400

pr EN 378

BS 4434

DIN 8960

ASHRAE 34

(USA)

49CFR23

(USDOT)

Reglementări

japoneze

asupra

securităţii în

frig

Clasificare

Grupa 1

Neinflamabili Grupa 1

Neinflamabili Neinflamabili Neinflamabili

Grupa 2

Puţin

inflamabili

Grupa 2

Puţin

inflamabili

Lii≤13%

sau D≥12%

inflamabile

Lii≤10%

sau D≥20%

Grupa 3

Foarte

inflamabili

Lii < 3,5%

Grupa 3

Foarte

inflamabili

Lii<0,10 kg/m3

CC>19MJ/kg

Inflamabile

Condiţii de

încercare

20°C

aer uscat

23°C (1)

aer umed (2)

20°C

aer uscat

20°C

aer uscat

Criterii (3) Lii (%v/v) Lii (masă/vol.

aer) şi CC

Lii (%v/v)

şi D

Lii (%v/v)

şi D

3.6.2. Reglementări de securitate pentru agenţi frigorifici în

România

În tabelul 3.9 se prezintă clasificarea agenţilor frigorifici din

punct de vedere a securităţii (ISO 5149/1998).

Utilizarea agenţilor frigorifici inflamabili este posibilă, dar cu

măsuri deosebite de securitate şi, după efectuarea unor studii

aprofundate.



116

Tabel 3.9

Clasificarea agenţilor frigorifici utilizaţi în climatizare, din punctul de

vedere al securităţii (ISO 5149/1998)

Fluidul

Inflamabilitate Toxicitate

Obs Concentr.

în aer la

care poate

exploda

Concentraţia

admisibilă în aer

Temp.

de

autoinfl

Leziuni

mortale

sau foarte

grave după

câteva

minute

Periculos

în

intervalul

30-60 min

Fără leziuni

după

1-2 ore

(% vol) (%vol

) (g/m3) 0C La o concentraţie în aer, ( % vol)

GRUPA I – fluide care nu ard şi care au un efect toxic nul

R 744

(CO2) – 5 95 – 8 5-6 2-4 c

R 11 – 10 570 – – – 10 a

R 12 – 10 500 – – – 20-30 b

R 21 – 2,5 100 – – 10 5 a

R 22 – 10 360 – – – 20 b

R 113 – 2,5 185 – – 5-10 2,5 a

R 114 – 10 720 – – – 20-30 b

R 500 – 10 410 – – – 20 b

GRUPA II – fluide cu acţiune toxică, care ard în concentraţii în aerul de peste

3,5 %, volumic

R 717

(NH3) 15-28 8 65,17 630 0,5 - 1 0,2 - 0,3 0,01-0,03

d

e

R 40

(clorura

de metil)

7,1-18,5 4 90 625 15 - 30 2 - 4 0,005-0,100 f

R 764

(SO2) – – – – 0,2 - 1 0,04-0,05 0,005-0,040

d

e

GRUPA III – fluide care se aprind uşor, în amestec cu aerul, la concentraţii sub

3,5 % volumic

R 290

(propan) 2,1-9,5 1,2 23,65 470 – 6,3 4,7-5,5 g

R 600

(izobutan

)

1,8-8,5 0,9 23,65 460 – – 4,7-5,5 g



117

Grupa 1: Agenţi frigorifici neinflamabili care nu sunt în mod

substanţial nocivi pentru sănătatea persoanelor.

În conformitate cu standardele specificate mai sus, Grupa 1

cuprinde agenţii frigorifici neinflamabili şi care pot fi utilizaţi în

sistemele frigorifice a căror încărcătura totală poate fi degajată în

spaţiile ocupate de persoane, fără a depăşi limitele indicate în

tabelul 3.9.

În sistemele cu răcire directă în spaţiile ocupate de persoane,

cantităţile specifice de agent frigorific sunt limitate - din

considerente de toxicitate sau risc de asfixiere - conform

prevederilor stabilite în SR ISO 5149/98.

În anumite condiţii - la contactul acestor agenţi cu flăcăra sau

diverse suprafeţe fierbinţi - pot rezulta produşi toxici de

descompunere.

Principalii produşi de descompunere ai agenţilor frigorifici din

Grupa 1 (exceptând dioxidului de carbon) sunt:

acidul clorhidric (HCl);

acidul fluorhidric (HF).

Prezenţa acestor compuşi toxici este uşor detectabilă datorită

mirosului excesiv de iritant (chiar şi la concentraţii reduse).

Încărcătura maximă (ilustrată în tabelul 3.7) are în vedere cel

mai mic spaţiu ocupat de persoane, şi utilizează - ca şi criteriu -

volumul total al încăperilor răcite (cu aerul provenit dintr-un sistem

de circulaţie a aerului); condiţia impusă este aceea că, alimentarea

cu aer a fiecărei încăperi să fie de minimum 25% din debitul de aer

al încăperii respective (această condiţie ar putea limita concentraţia

scurgerilor de agent frigorific, în cazul unor accidente).

Un sistem care poate conţine o cantitate mai mare de agent

frigorific din Grupa 1 (decât cea precizată în tabelul 3.7), va fi de

tip indirect, iar instalaţia va fi astfel conformată, încât toate părţile



118

componente ale acesteia (care conţin agent frigorific - cu excepţia

tubulaturii) să fie instalate într-o sală a maşinilor sau, în exteriorul

clădirii.

De asemenea, se va avea în vedere evitarea formării pungilor

stagnante de agent frigorific (mai grele decât aerul),

recomandându-se, de fiecare dată, luarea unor măsuri drastice de

siguranţă, pentru a diminua descărcările de agent frigorific în

atmosferă [37].

Grupa 2: Agenţi frigorifici toxici sau corozivi a căror

limită inferioară de explozie este egală sau mai mare de 3,5% din

volum când formează un amestec cu aerul.

Această grupă cuprinde acei agenţi frigorifici a căror

caracteristică dominantă este toxicitatea.

O parte din agenţii frigorifici ai aceastei grupe sunt

inflamabili, dar limita inferioară de explozie egală sau mai mare

de 3.5% în volum - ceea ce impune restricţii suplimentare [37].

Singurul agent frigorific - utilizat pe scară largă – şi care

aparţine Grupei 2 este amoniacul - NH3.

Avantajul folosirii acestuia este acela de a fi uşor detectabil

în cazul unor scurgeri, datorită mirosului caracteristic (chiar şi la

concentraţii mult inferioare concentraţiilor periculoase).

Amoniacul - NH3 este inflamabil doar pentru un domeniu foarte

restrâns de concentraţie mărită şi la o temperatură de inflamabilitate

ridicată.

Toţi ceilalţi agenţi frigorifici din această grupă sunt utilizaţi

destul de rar, astfel încât, studierea lor prezintă interes doar din

punct de vedere teoretic.



119

Grupa 3: Agenţi frigorifici a căror limita inferioară de

explozie este mai mică de 3,5% din volum atunci când formează

un amestec cu aerul.

Grupa 3 cuprinde agenţi frigorifici ale căror caracteristici

dominante sunt puterea de explozie şi inflamabilitatea, cu o limită

inferioară de explozie la concentraţii sub 3,5% în volum.

Aceşti agenţi au – în general – o toxicitate redusă.

Pentru sistemele frigorifice în care se folosesc agenţi

frigorifici din grupe diferite, se aplică regulile specifice fiecărei

grupe în parte (reguli care sunt cuprinse în standardele menţionate).

Ţinând cont de gradul de inflamabilitate şi de toxicitate s-a

realizat gruparea prezentată în tabelul 3.10.

Tabel 3.10

Grupe de siguranţă Puternic inflamabili A3 B3

Slab inflamabili A2 B2

Neinflamabili Al Bl

Toxicitate redusă crescută

Prevederile standardului european SR EN 378-1:2000 indică

gruparea agenţilor frigorifici în trei grupe notate cu:

L1 = A1; L2 = A2, B1, B2; L3 = A3, B3.

Ca o observaţie Grupei L1 îi corespund cei mai puţin nocivi

agenţi frigorifici (neinflamabili şi de toxicitate redusă), iar Grupei

L3 îi corespund cei mai nocivi din aceleaşi puncte de vedere -

tabelul 3.11 [38].



120

Tabel 3.11 Informaţii depre efectul agenţilor frigorifici asupra mediului

Agent frigorific Grupa L Grupa de

siguranţă 1 2 3

R-11 1 Al

R-12 1 Al

R12B1 1 Al

R-13 1 Al

R-13B1 1 A1

R-22 1 A1

R-23 1 Al

R-113 1 Al

R-114 l Al

R-115 ] Al

R-124 1 Al

R-125 1 Al

R-134a 1 Al

R-218 ] Al

R-C318 1 Al

R-500 1 Al

R-501 1 Al

R-502 1 Al

R-503 1 Al

R507 1 Al

R-508A I Al

R-509 1 Al

R-718 1 Al

R-744 1 Al

R-401A 1 Al/Al

R-401B 1 Al/Al

R-401C 1 Al/Al

R-402A 1 Al/Al

R-402B 1 Al/Al

R-403A 1 Al/Al

R-403B 1 Al/Al

R-404A 1 Al/Al

R-405A 1 Al/Al


siguranţă 1 2 3

R-407A 1 Al/Al

R-407B 1 Al/Al

R-407C 1 Al/Al

R-408A 1 Al/Al

R-409A 1 Al/Al

R-409B 1 Al/Al

R-410A 1 Al/Al

R-410B 1 Al/Al

R-508B 1 Al/Al

R-406A 2 A1/A2

R-411A 2 A1/A2

R-411B 2 A1/A2

R-412A 2 A1/A2

R-32 2 -. A2

R-50 2 A2

R-141b 2 A2

R-142b 2 A2

R-143a 2 A2

R-152a 2 A2

R-160 2 A2

R-123 2 Bl

R-764 2 Bl

R-30 2 B2

R-40 2 B2

R-407A 1 Al/Al

R-407B 1 Al/Al

R-407C 1 Al/Al

R-408A 1 Al/Al

R-409A 1 Al/Al

R-409B 1 Al/Al

R-410A 1 Al/Al

R-410B 1 Al/Al

R-508B 1 Al/Al



121


siguranţă 1 2 3

R-406A 2 A1/A2

R-411A 2 A1/A2

R-411B 2 A1/A2

R-412A 2 A1/A2

R-32 2 -. A2

R-50 2 A2

R-141b 2 A2

R-142b 2 A2

R-143a 2 A2

R-152a 2 A2

R-160 2 A2

R-123 2 Bl

R-764 2 Bl


siguranţă 1 2 3

R-30 2 B2

R-40 2 B2

R-611 2 B2

R-717 2 B2

R-1130 2 B2

R-170 3 A3

R290 3 A3

R-600 3 A3

R-600a 3 A3

R-1150 3 A3

R-4270 3 A3

DME 3 A3

Aşadar, agenţii frigorifici sunt clasificaţi – conform tabel. 3.10

- din punct de vedere:

al gradului de inflamabilitate:

Grupa 1: Agenţi frigorifici neinflamabili în orice

concentraţie în aer;

Grupa 2: Agenţi frigorifici a căror limită inferioară de

inflamabilitate este egală sau mai mare de 3,5% din volum, atunci

când formează un amestec cu aerul;

Grupa 3: Agenţi frigorifici a căror limită inferioară de

inflamabilitate este mai mică de 3,5% din volum, atunci când

formează un amestec cu aerul.



122

al toxicităţii:

Grupa A: Agenţi frigorifici care nu sunt în mod

substanţial nocivi pentru sănătatea personalului muncitor care

este expus 8 ore pe zi (40 de ore pe săptămână), la o valoare egală

sau mai mare de 400 ml/m3 – 400 ppm (V/V);

Grupa B: Agenţi frigorifici care nu sunt în mod

substanţial nocivi pentru sănătatea personalului muncitor care

este expus 8 ore pe zi (40 de ore pe săptămână), la o valoare mai

mică de 400 ml/m3 – 400 ppm(V/V).


Capitolul 4. Procese în instalaţiile frigorifice cu comprimare mecanică de vapori

(IFV)

123

Capitolul 4

PROCESE TERMODINAMICE ÎN INSTALAŢIILE

FRIGORIFICE CU COMPRIMARE MECANICĂ DE

VAPORI (IFV)

4.1. Consideraţii generale

În tehnica frigului, instalaţiile frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori au o largă răspândire datorită fiabilităţii şi

eficienţei ridicate în exploatare.

Cu ajutorul acestor instalaţii se pot obţine temperaturi de până

la – 800C şi chiar mai scăzute.

Pentru realizarea acestor transformări - la care este supus

agentul frigorific - se consumă lucru mecanic sau căldură.

Domeniul larg de utilizare a IFV se explică prin aceea că,

agenţii de lucru evoluează în domeniul vaporilor umezi, permiţând

astfel, realizarea proceselor izoterme prin vaporizare la preluarea

Instalaţiile frigorifice cu comprimare mecanică

de vapori – IFV – folosesc ca agent de lucru un

agent frigorific care, după ce este supus unor

transformări succesive, este adus la o temperatură

suficient de scăzută, astfel încât - prin contact cu alt

corp (mediu) care trebuie răcit - să poată prelua

căldura de la acesta.



(IFV)

124

căldurii de la sursa rece şi prin condensare la evacuarea căldurii

către mediul ambiant [25].

Avantajele utilizării acestor categorii de maşini frigorifice

sunt următoarele:

dimensiuni reduse ale suprafeţelor de schimb de căldură

(deoarece coeficienţii de schimb de căldură au valori ridicate la

schimbarea stării de agregare);

cantităţi mici de agent de lucru (datorită valorilor ridicate ale

capacităţilor frigorifice specifice) şi - în consecinţă - dimensiuni

reduse ale compresoarelor şi conductelor;

indici economici ridicaţi (prin apropierea ciclului teoretic de cel

al maşinii frigorifice ideale), deoarece transformările izoterme

ale agentului sunt posibile doar ca transformări de fază [3].

4.2. Clasificarea instalaţiilor frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori - IFV

După numărul treptelor de comprimare aceste instalaţii pot fi:

cu comprimare într-o treaptă utilizate pentru obţinerea de

temperaturi de până la (–20…–30) 0C; pentru obţinerea unor

temperaturi mai joase se recurge la perfecţionarea ciclului

(utilizând un schimbător de căldură regenerativ), îmbunătăţirea

construcţiei compresoarelor (prin reducerea spaţiului vătămător),

utilizarea unor agenţi frigorifici cu caracteristici superioare etc.

cu comprimare în două trepte (–30…–600 C);

cu comprimare în trei trepte (–60…–900 C);

în cascadă, instalaţii la care treptele sunt parcurse de agenţii

frigorifici diferiţi.



(IFV)

125

4.3. Principii de realizare şi funcţionare a IFV

Ca agent de lucru – lichidele, în timpul proceselor de lucru în

IFV - oferă o serie de avantaje:

efectul de răcire poate fi demarat şi oprit relativ uşor;

puterea frigorifică poate fi determinată cu suficientă precizie;

nivelul temperaturii de vaporizare poate fi controlat prin

intermediul presiunii la care vaporizează lichidul;

vaporii rezultaţi sunt colectaţi şi condensaţi asigurându-se, astfel

ciclicitatea procesului.

Alegerea şi utilizarea lichidelor reale ca agenţi frigorifici se

realizează în funcţie de proprietăţile lor termofizice, respectiv - de

dificultăţile tehnice - pe care acestea le ridică în instalaţii.

Spre exemplu – apa (H2O), care are căldură latentă de vaporizare foarte

mare, în raport cu alte lichide - nu este utilizată în IFV datorită faptului că are:

presiuni de vaporizare foarte coborâte la temperaturi scăzute;

la t = 0ºC → p = 0,0061 bar

volum specific al vaporilor foarte mare;

H2O la 0ºC → 206,3 m3/kg

comparativ cu

NH3 la 0ºC → 0,29 m3/kg.

Capacitatea lichidelor reale a absoarbi cantităţi

mari de căldură pentru a vaporiza, constituie baza

funcţionării sistemelor frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori.



(IFV)

126

Schema cea mai simplă a unui instalaţii frigorifice cu vapori

conţine patru elemente principale:

Compresorul – K

Condensatorul – C;

Ventilul de laminare (reglaj) – VL;

Vaporizatorul – V.

În – fig.4.1a,b – este prezentată schema de principiu a unei

maşimi frigorifice cu compresie mecanică de vapori - IFV, cu

indicarea stării fizice a agentului frigorific [3].

Fig.4.1a. – Schema de principiu a unei maşini frigorifice cu indicarea

stării fizice a agentului frigorific

Ansamblul de agregate şi aparate, dispozitive,

conducte şi armături, montate împreună, prin

intermediul cărora care se realizează schimbul de lucru

mecanic şi căldură între agentul frigorific şi mediile

aflate la două nivele de temperatură diferită, constituie

„instalaţia cu comprimare mecanică de vapori” sau

“instalaţia cu vapori reci”.



(IFV)

127

Fig.4.1b. – Schema de principiu a unei maşini frigorifice

cu comprimare mecanică de vapori – IFV

K –Compresor; C – Condensator; V – Vaporizator; VL – Ventil de laminare

Elementele de bază ale unei maşini frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori IFV sunt următoarele:

Vaporizatorul V – schimbătorul de căldură la sursa rece –

fig.4.2 – este aparatul în care agentul frigorific aflat la p0 (adică

presiunea de saturaţie corespunzător temperaturii t0), vaporizează

prin schimb de căldură q0, cu mediul exterior, într-un spaţiu izolat

termic, în care trebuie păstrată temperatura 0 (sau trebuie creată)

0 < ma ( ma – temperatura mediului ambiant).

Schimbul de căldură (care se referă, în acest caz, la evacuarea

de căldurii din spaţiul frigorific) se impune din două motive:

în cazul în care în spaţiul frigorific, izolat termic, temperatura 0

poate fi atinsă, aceasta nu poate rămâne constantă decât prin

evacuarea continuă a căldurii din mediul răcit spre exterior (atât

datorită proceselor care au loc în aceste spaţii cât şi datorită

imperfecţiunii izolaţiei termice).



(IFV)

128

în cazul în care în spaţiul izolat termic trebuie realizată o

temperatură 0 < ma – evacuarea de căldură se impune şi mai

mult – în primul rând, pentru micşorarea energiei interne a

mediului iar apoi, pentru păstrarea temperaturii scăzute dorite.

Fig.4.2. – Schema de principiu pentru vaporizatorul V al unei maşini

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori – IFV

Condensatorul C – schimbătorul de căldură la sursa caldă

fig.4.3 – este aparatul în care agentul frigorific sub formă de vapori

condensează prin schimb de căldură qc cu mediul ambiant.

La trecerea prin condensatorul C, vaporii de agent frigorific

de înaltă presiune cedează căldura de supraîncălzire sursei calde

(căldura este preluată în cazurile cele mai frecvente de către apă

sau aer).

Fig.4.3. – Schema de principiu pentru condensatorul C al unei maşini




(IFV)

129

Compresorul (K) – este o maşină mai complexă din punct de

vedere constructiv – fig.4.4 a,b,c – cu piston (în interiorul unui

cilindru), cu şurub, cu lamele culisante într-un rotor montat

excentric faţă de stator, sau având alte construcţii – capabil să

introducă lucru mecanic în sistem; în compresor are loc procesul

de comprimare a vaporilor (cu schimb de lucru mecanic cu

exteriorul), proces care determină creşterea temperaturii şi presiunii

(de la valorile corespunzătoare vaporizării – p0,t0, la cele

corespunzătoare procesului de condensare – pc,tc ).

a. ermetic b. semiermetic c. Deschis

Fig.4.4. – Difertite tipuri de compresoare mecanice cu piston utilizate

în instalţiile frigorifice cu comprimare mecanică de vapori - IFV

Ventilul de laminare VL – un dispozitiv în care are loc

procesul de laminare fig.4.5, proces în urma căruia are loc scăderea

presiunii şi temperaturii – de la valorile corespunzătoare

condensării – pc,tc, la cele corespunzătoare procesului de vaporizare

– p0,t0.

Fig.4.5. – Schemă de principiu pentru ventilul de laminare VL al

unei maşini frigorifice cu comprimare mecanică de vapori – IFV



(IFV)

130

Din punct de vedere al modului de răcire, instalaţiile

frigorifice pot fi cu:

răcire directă;

răcire indirectă.

Instalaţiile cu răcire directă au generatorul de frig –

vaporizatorul V – amplasat în mediul ce urmează a fi răcit,

vaporizarea agentului frigorific făcându-se direct la locul de

consum – fig.4.6 a,b.

Fig.4.6a. – Schema simplificată a instalaţiei frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori IFV, cu răcire directă



(IFV)

131

Fig. 4.6b. – Schema de lucru a instalaţiei frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori, cu răcire directă



(IFV)

132

În cazul instalaţiilor frigorifice cu răcire indirectă, vaporizatorul

V se află în sala maşinilor – deci vaporizatorul nu este amplasat

direct la consumatorul de frig – iar răcirea spaţiului respectiv se

realizează cu un agent intermediar care este vehiculat prin

intermediul pompelor – fig.4.7.

Fig.4.7. – Schema instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de

vapori, cu răcire indirectă V – vaporizator; SL – separator de lichid; K – compresor; SU – separator de ulei;

C – condensator; RL – rezervor de lichid; SR – subrăcitor; F – filtru; S1 – staţie de

distribuţie a agentului frigorific din circuitul principal; VRF – ventilul de reglaj cu

flotor de joasă presiune; VRM – ventilul de reglaj manual; BR – bazin de răcire;

P – pompă pentru vehicularea agentului intermediar; S2 – staţia de distribuţie a

agentului intermediar din circuitul secundar; A – agitator; CS – consumator de frig.



(IFV)

133

Folosirea acestei instalaţie conduce la preluarea căldurii de la

agentul intermediar. Pentru realizarea acestui proces, se utilizează

un agent frigorific care - în urma preluării căldurii – vaporizează.

Vaporii formaţi în vaporizatorul V sunt aspiraţi de

compresorul K prin intermediul separatorului de lichid SL şi sunt

comprimaţi până la presiunea de condensare. Vaporii refulaţi de

compresor se separă de uleiul antrenat în separatorul de ulei SU şi

pătrund în condensatroul C unde se răcesc şi apoi condensează,

cedând căldura mediului de răcire (apa, în acest caz).

Condensul rezultat se acumulează în rezervorul de lichid RL,

trece apoi în subrăcitorul SR, este filtrat în filtrul de lichid F,

alimentează staţia de distribuţie a agentului frigorific S1, şi ajunge

apoi în separatorul de lichid SL, fie prin ventilul de reglaj manual

VRM, fie prin ventilul de reglaj cu flotor de joasă presiune VRF.

Din SL agentul lichid alimentează prin gravitaţie

vaporizatorul V, iar vaporii formaţi prin preluarea căldurii de la

agentul intermediar sunt aspiraţi de compresorul K, trecuţi din nou

prin SL iar - în final - ciclul se închide. Vaporizatorul este imersat

în agentul intermediar aflat într-un bazin de răcire BR. Acest agent

de răcire intermediar (care poate fi o saramură), după răcire, este

trimis de către pompa P, în staţia de distribuţie a agentului

intermediar S2 şi, apoi la consumatorul de frig CS. Agentul

intermediar, după preluarea căldurii de la consumatorul de frig CS,

se reîntoarce în bazinul de răcire BR (pentru uniformizarea

temperaturii în cadrul bazinului, se foloseşte agitatorul A).

Observaţii:

La instalaţiile de puteri mici, atât rezervorul de lichid RL cât

şi subrăcitorul de lichid SR – pot lipsi, rolul acestora fiind

preluat de condensatorul C, prin dimensionarea

corespunzătoare a acestuia;

Presiunea de refulare a compresorului K depinde de

temperatura mediului de răcire a condensatorului C (dacă



(IFV)

134

temperatura mediului de răcire este scăzută şi presiunea de

refulare va fi scăzută şi invers);

Separarea uleiului de vaporii de agent frigorific în separatorul

de ulei SU, evită murdărirea suprafeţelor de schimb de

căldură, contribuind astfel la recuperarea uleiului şi la

securitatea în funcţionare a compresorului K;

Introducerea subrăcirii este motivată prin considerente

tehnico-economice (răcirea agentului frigorific lichid în SR se

realizează până la o valoare a temperaturii inferioare

temperaturii corespunzătoare presiunii la care se află lichidul);

În ventilul de reglaj VR, se reduce presiunea şi temperatura

agentului frigorific lichid până la valorile necesare procesului

din vaporizatorul V;

Separatorul de lichid SL, facilitează alimentarea

compresorului K cu vapori uscaţi;

Pentru creşterea eficienţei în funcţionare, în instalaţie mai pot

fi montate şi alte aparate auxiliare (deshidratorul, dezaeratrul

etc.) [3].

4.4. Diagrame termodinamice utilizate în tehnica

frigului

Dintre toţi vaporii, cei mai importanţi pentru tehnică sunt

vaporii de apă (aburul).

Determinarea parametrilor termodinamici ai vaporilor care

intervin în aplicaţiile practice – utilizând relaţiile de calcul pentru

aceste mărimi (prezentate în cursurile de termotehnică) - sau

Legile deduse pentru abur sunt aplicabile calitativ

tuturor vaporilor, deosebirile constând doar în

mărimile caracteristice.



(IFV)

135

ecuaţiile de stare ale gazelor reale este destul de dificilă şi –

totodată - laborioasă.

În vederea simplificării - pentru agenţii frigorifici - valorile

parametrilor şi ale mărimilor termodinamice de stare, au fost

calculate în diferite condiţii de presiune şi temperatură, fiind

prezentate în tabele termodinamice. Deşi uşor de întrebuinţat,

tabelele vaporilor saturaţi redau mărimile numerice numai pentru

starea de saturaţie şi, implică – aproape în toate cazurile –

efectuarea unor inerpolări [21].

Din acest motiv, pentru estimarea mărimilor de stare ale

vaporilor se preferă utilizarea diagramelor de vapori, obţinute prin

reprezentarea grafică a tabelelor, în diagrame cu două axe de

coordonate, în care sunt trasate - în general - fascicule de curbe:

v = ct; p = ct; t = ct; i = ct; s = ct; x = ct; e = ct.

Se numesc vapori, gazele reale monofazice aflate în apropierea punctului

lor de lichefiere.

Deoarece un gaz poate fi adus, în anumite condiţii de presiune şi

temperatură, în stare de lichefiere, înseamnă că acel gaz se poate comporta

precum vaporii.

Experimental, s-a dovedit că, menţinând presiunea constantă, procesul

de vaporizare se desfăşoară izobar – izoterm.

Temperatura la care are loc vaporizarea se numeşte temperatură de

saturaţie iar valoarea acesteia depinde de presiunea la care se

desfăşoară procesul;

În natură se deosebesc trei categorii de vapori: umezi, saturaţi şi

supraîncălziţi.

Vaporii se pot obţine, în mod succesiv din apă, la p = ct.

Pentru agenţii frigorifici, cele mai utilizate diagrame

termodinamice sunt T–s, h–s şi, în special, lg p–h.

Aceste diagrame permit determinarea directă şi

uşoară a mărimilor termodinamice în domeniul

vaporilor, pe cale grafică.



(IFV)

136

4.4.1. Diagrama p – v a vaporilor de apă

În diagrama de mai jos – fig.4.8 – sunt trasate cele două

ramuri ale curbelor limită, familiile de curbe izoterme şi de curbe

de titlu constant.

Fig.4.8. – Diagrama p – v a vaporilor de apă

Utilizarea diagramei p – v a aburului, dă

posibilitatea evaluării lucrului mecanic pe care

vaporii de apă îl schimbă cu exteriorul, în cursul

transformărilor la care aceştia sunt supuşi (evaluarea

se realizează prin planimetrarea suprafeţelor care

reprezintă lucrul mecanic).



(IFV)

137

4.4.2. Diagrama entropică T – s a vaporilor de apă

Spre deosebire de lucrul mecanic care se poate reprezenta în

diagrama p – v, schimbul de căldură nu poate fi ilustrat obiectiv în

această diagramă;

Schimbul de căldură poate fi foarte bine reprezentat în

sistemul de coordonate: temperatură – entropie (T – s)- fig.4.9.

Fig.4.9. – Diagrama T–s a vaporilor de apă



(IFV)

138

Pentru toate fluidele, ramura din stânga curbei limită –

lichid saturat – din diagrama T–s, are aceeaşi formă, identică cu

cea reprezentată în fig. 4.9.

Curba limită a vaporilor saturaţi – ramura din dreapta

curbei limită – are forme care diferă de la un fluid la altul (curba de

saturaţie a vaporilor se obţine adăugând segmente orizontale egale

cu lv/Ts, punctelor de pe ramura lichidului saturat);

În domeniul vaporilor umezi (între stările de lichid saturat şi

vapori saturaţi uscaţi), izobarele sunt orizontale – pentru că sunt şi

izoterme – iar izocorele formează un fascicul de curbe care converg

spre punctul de îngheţ.

În domeniul vaporilor supraîncălziţi – izobarele şi izocorele

au o formă logaritmică, subtangentele la aceste curbe reprezentând

căldura specifică cp şi respectiv - cv .

După cum se observă, în fig. 4.10 – izocorele sunt mai

înclinate decât izobarele [21].

Alura logaritmică a izobarelor este deformată datorită variaţiei cu

presiunea a căldurii specifice cp. Deformarea este mai accentuată în preajma

regiunilor de lichefiere, cu atât mai mult cu cât presiunea este mai ridicată; în

punctul critic în care cp devine infinită, izobare prezintă un punct de inflexiune

cu tangenta orizontală.

Diagrama T–s prezintă o caracteristică

deosebită: căldura schimbată de agent cu exteriorul

în decursul unei transformări de stare se prezintă - la

scara diagramei - prin suprafaţa de sub curba

transformării.



(IFV)

139

Fig.4.10. – Reprezentarea proceselor de încălzire şi vaporizare în

diagrama T–s a vaporilor de apă



(IFV)

140

4.4.3. Diagrama lg p – i a vaporilor de apă

În fig. 4.11 este reprezentată alura curbelor izoterme şi

izentrope, foarte utile - de altfel - mai ales în domeniul vaporilor

supraîncălziţi, unde se desfăşoară procesele de comprimare -

teoretic adiabatice - din ciclurile maşinilor frigorifice.

Fig.4.11. – Diagrama lg p – i a vaporilor de apă

Diagrama entalpică lg p – i, a vaporilor este

foarte mult utilizată în tehnica frigului (există

asemenea diagrame pentru toţi agenţii frigorifici).



(IFV)

141

Se observă că, în diagrama entalpică lg p–i, ca şi în diagrama

entropică, T–s, punctul critic K, este punct de maxim. În domeniul

vaporilor umezi sunt reprezentate curbele de titlu constant.

Această diagramă este foarte mult folosită în calculele

termotehnice specifice tehnicii frigului.

4.4.4. Diagrama i – s a vaporilor de apă

Deşi mai rar utilizată în tehnica frigului, diagrama este, totuşi,

eficientă pentru reprezentarea proceselor de lucru care compun

cicluri termodinamice inversate – fig.4.12.

Diagrama a fost propusă în anul 1904 de către Mollier şi are

curba limită a lichidului saturat pornind din origine (aceeaşi pentru

entalpie şi entropie).

Punctul critic – K, nu mai este punct de maxim al curbelor

limită, ci un punct de inflexiune situat lateral, spre stânga curbei

limită.

Pe întregul câmp al diagramei, izocorele au o formă apropiată

de cea a curbelor logaritmice.

În zona vaporilor saturaţi umezi izotermele se suprapun peste

izobare care sunt drepte înclinate.

În zona vaporilor supraîncălziţi, izobarele devin curbe

logaritmice, a căror pantă este mai mică decât a izocorelor, iar

izotermele devin curbe cu concavitatea în jos, tinzând către

asimptote orizontale.

Diagrama i–s a vaporilor de apă permite

determinarea – cu uşurinţă – atât a lucrului mecanic

produs prin destinderea adiabatică a aburului în

turbine cât şi a vitezei de curgere a aburului în

destinderea adiabatică (în cazul apei este utilizază

doar porţiunea din dreapta a punctului critic K).



(IFV)

142

Fig. 4.12. – Diagrama i–s a vaporilor de apă

4.5. Transformări de stare specifice tehnicii frigului şi

reprezentarea acestora în diagramele de stare

Cele mai reprezentative transformări de stare şi procese

specifice tehnicii frigului care vor fi analizate în continuare sunt

următoarele:

Comprimarea

Condensarea

Laminarea

Vaporizarea



(IFV)

143

4.5.1. Comprimarea

În cazul general, comprimarea este un proces politropic

exprimat prin:

.ctpV n

n = exponentul politropic pentru gazul respectiv în condiţii precizate.

Dacă ne referim la transformările simple ale vaporilor, transformarea

politropică reprezintă procesul termodinamic de variaţie a parametrilor de

stare ai agentului termic, în cursul căreia exponentul politropic – n, poate lua

orice valoare de la (– ∞) la (+ ∞).

Procesul politropic privind valorile particulare ale lui – n, generalizează

toate celelalte patru procese; astfel încât, pentru valori diferite de ale lui – n,

se obţin toate celelalte transformări simple de stare.

pentru n = 0 .ctppVpV 0n

(transformare izobară)

pentru n = +∞ pVpV n sau .1 ctVVp

(transformare izocoră)

pentru n = 1 .ctpVpVpV 1n

(transformare izotermă)

pentru n = k .ctpVpV kn

(transformare adiabatică).

Pentru aceeaşi destindere a gazului ΔV, presiunea scade mai repede

într-un proces adiabatic, decât în unul izoterm. (Δpadiabatic>Δpizoterm) – fig.4.13

Comprimarea este procesul de micşorare a

volumului unui fluid, odată cu mărirea presiunii

acestuia, sub acţiunea forţelor exterioare.



(IFV)

144

Fig.4.13. – Transformarea politropă

În practică, pentru instalaţiile care folosesc compresoare cu

piston, comprimarea este considerată – fără a greşi prea mult – ca

fiind o transformare adiabatică reversibilă, deci cu schimb nul de

căldură cu exteriorul (transformarea adiabatică se reprezintă ca o

dreaptă verticală atunci când adiabata este concomitent şi

izentropă).

0Q (4.1)

Având în vedere cel de-al doilea principiul al termodinamicii

aplicat pentru 1 kg agent frigorific,

Tdsdq

(4.2)

deoarece:

0dq (4.3)



(IFV)

145

rezultă

0Tds (4.4)

adică:

0ds (4.5)

Notând cu indicele 1 starea agentului la începutul comprimării

adiabatice şi cu 2 starea finală, rezultă:

21ss (4.6)

ceea ce înseamnă că, în condiţii adiabatice, comprimarea este şi

izentropă.

Din primul principiu al termodinamicii exprimat sub forma:

tipiq

dldvddd (4.7)

rezultă că, în condiţii adiabatice ( 0dq

) există relaţia:

tidld

(4.8)

Deci, în cazul comprimării adiabate, lucru mecanic de

comprimare - lc este dat de variaţia entalpiei în timpul

comprimării:

12ciil

(4.9)

În fig.4.14a,b este reprezentat procesul de comprimare în

diagramele lg p–i şi T–s [18].



(IFV)

146

Fig. 4.14a. – Reprezentarea procesului de comprimare în

diagrama p–i

Fig. 4.14b. – Reprezentarea procesului de comprimare în

diagrama T–s



(IFV)

147

4.5.2. Vaporizarea şi condensarea

Lichidul cu starea 1 - de saturaţie, pe baza căldurii primite,

începe să vaporizeze şi să îşi modifice poziţia către dreapta, pe

izobara – izotermă 1–2, fig.4.15a,b.

Pentru starea 1′ agentul este un amestec bifazic de vapori (cu

starea 2) şi lichid (cu starea 1), într-o proporţie dată – exprimat prin

titlul vaporilor x1′:

12

11'

1x

Astfel - 1kg amestec bifazic de stare 1′ - cuprinde:

'

1x

– kg vapori de stare 2;

(1 -'

1x ) – kg lichid de stare 1.

După ce toată cantitatea de lichid s-a vaporizat, starea

fluidului este reprezentată de punctul 2 – vapori saturaţi uscaţi.

Cantitatea de căldură necesară vaporizării complete pentru

1kg lichid este dată de segmentul AB (respectiv segmentul 1-2), în

diagrama p–i şi de aria (1243) în diagrama T–s.

Procesele de vaporizare şi de condensare sunt

transformări de fază la care, dacă presiunea – p este

constantă şi temperatura – t este constantă..

Vaporizarea - este procesul termodinamic prin

care agentul de lucru suferă o transformare de fază

(din lichid în vapori); procesul are loc prin preluare

de căldură latentă de vaporizare.



(IFV)

148

Fig. 4.15a. – Reprezentarea procesului de vaporizare în

diagrama p–i

Fig. 4.15b. – Reprezentarea procesului de vaporizare în

diagrama T–s



(IFV)

149

Vaporii parcurg stările 2–1′–1 până la condensarea completă.

Cantităţile de căldură cvaporizare şi ccondensare exprimate prin:

)ss(Tiicc 2112condvap (4.10)

reprezintă căldura latentă specifică de vaporizare – cvap şi

respectiv căldura latentă specifică de condensare – ccond,

corespunzătoare presiunii p şi, implicit, temperaturii de saturaţie T.

Căldura latentă specifică de vaporizare şi de condensare diferă

de la o presiune la alta şi sunt diferite pentru fluide diferite [17].

4.5.3. Laminarea

În timpul curgerii unui curent de gaz printr-un canal, în multe

cazuri pot apărea obstacole (de exemplu, sub forma diafragmelor

care micşorează secţiunea de curgere - fig.4.16).

Experimental s-a stabilit, că presiunea p2 după diafragmă este

mai mică decât presiunea p1 dinaintea diafragmei.

Condensarea este transformarea de fază - inversă

vaporizării - care se produce cu cedare de căldură

parcurgând starea 2 – 1′ – 1, până la completa

condensare.

Laminarea - este procesul de scădere a presiunii

unui fluid la trecerea acestuia printr-o secţiune de

curgere îngustă, proces în care, entalpia – i, rămâne

constantă.



(IFV)

150

Este o transformare de stare adiabatică, deci fără schimb

de căldură cu exteriorul ( 0Q ); Având în vedere că - în timpul realizării acestui proces

termodinamic - nu se manifestă interacţiuni sub formă de

lucru mecanic, se poate spune că entalpia rămâne

constantă, cti ; Laminarea adiabatică este un proces tipic ireversibil –

indiferent de dispozitivul în care se realizează – şi

întotdeauna, determină creşterea entropiei.

Fig.4.16. – Reprezentarea procesului de laminare

În timpul laminării se consumă căldură - datorită frecărilor -

sub formă de lucru mecanic disipativ astfel încât există egalitatea:

vdpdqfrecare

(4.11)

Conform principiului I se poate scrie:

vdpdidqfrecare

(4.12)



(IFV)

151

Dar, deoarece există relaţia:

vdpdqfrecare

(4.13)

rezultă că:

0di (4.14)

iar

21ii (4.15)

în care i1 şi i2 sunt entalpiile specifice ale agentului frigorific la

sfârşitul – respectiv - începutul laminării.

Conform principiului al II al termodinamicii - există relaţia:

Tdsvdpdi (4.16)

Având în vedere că:

21ii → 0di (4.17)

rezultă:

vdpTds (4.18)

sau dp)T/v(ds (4.19)

care exprimă variaţia entropiei – s, în timpul procesului de

laminare.

Aşadar, procesul de laminare – în orice situaţie – este însoţit

de o scădere de temperatură – fig. 4.17 a,b.



(IFV)

152

Fig. 4.17a. – Reprezentarea procesului de laminare

în diagrama p–i

Fig. 4.17b. – Reprezentarea procesului de laminare

în diagrama T–s



(IFV)

153

4.6. Procesul de vaporizare a apei şi reprezentarea

acestuia în diagramele de stare (studiu de caz)

4.6.1. Echilibrul fazelor

S-a dovedit experimental că, prin menţinerea constantă a

presiunii, procesul de vaporizare se desfăşoară izobar – izoterm.

În cursul vaporizării, lichidul şi vaporii săi, se află în echilibru

termodinamic:

starea de saturaţie reprezintă starea de echilibru dintre

lichid şi vapori;

temperatura de vaporizare se numeşte temperatură de

saturaţie.

Procesul de vaporizare a apei la presiune constantă

În fig. 4.18 se poate urmări modul de obţinere a vaporilor de apă.

Aşa cum s-a precizat anterior „dintre toţi

vaporii utilizaţi în tehnică, cei mai importanţi sunt

vaporii de apă; legile deduse pentru aceşti vapori

sunt aplicabile calitativ tuturor vaporilor,

deosebirile constând doar în mărimile

caracteristice”.

Aşadar, studiind procesul de vaporizare a

apei şi, totodată, reprezentându-l în diagramele

termodinamice, putem avea o descriere generică a

proceselor termodinamice pentru agenţii de lucru

folosiţi în tehnica frigului.



(IFV)

154

Pentru a urmări desfăşurarea procesului izobar de încălzire şi

vaporizare a unui kilogram de lichid, se consideră că acesta este închis într-un

cilindru obturat cu un piston mobil.

Se presupune că în cilindru se găseşte 1 kg apă la t = 0ºC şi p = ct.

(presiune care va rămâne constantă pe întreaga perioadă de derulare a

experimentului).

Dacă se încălzeşte vasul cu o sursă exterioară de căldură, menţinând

p=ct., se constată că volumul apei înregistrează o uşoară creştere (apa

constituie o excepţie unică deoarece volumul specific al acesteia scade odată

creşterea temperaturii, de la 0ºC la + 4ºC, la presiunea normală - 1,013 bar,

menţinută constantă; după atingerea acestui minim, volumul specific al apei

începe să crească; acest lucru se explică prin aceea că, la + 4ºC, conţinutul de

molecule grele D2O – deuteriu D2, fiind un izotop al hidrogenului care intră în

compoziţia apei alături de moleculele de H2O – prezintă o valoare maximă).

Procesul de vaporizare (fierbere) începe în momentul atingerii

temperaturii de saturaţie ts.

Lichidul aflat la presiunea p1 şi temperatura de saturaţie

corespunzătoare Ts se numeşte lichid la stare de saturaţie sau lichid saturat.

Fig.4.18. – Procesul izobar de încălzire şi vaporizare a apei



(IFV)

155

La atingerea temperaturii – Ts, pistonul se desprinde de pe suprafaţa

apei datorită faptului că are loc o creştere puternică a volumului (volumul

specific al vaporilor este mult mai mare decât cel al lichidului, astfel încât, la

p = 760 mmHg şi t = 100ºC, volumul specific al vaporilor este de circa 1650 ori

mai mare decât al apei).

Din momentul apariţiei primilor vapori temperatura nu mai creşte (dacă

presiunea continuă să rămână neschimbată) şi toată căldura înmagazinată de

apă - în acest timp - serveşte doar pentru vaporizarea acesteia. Se constată, de

asemenea că, atât temperatura apei cât şi cea a vaporilor formaţi – sunt egale.

Se poate spune că, în timpul procesului de vaporizare apa se găseşte în

echilibru de fază cu vaporii săi.

Vaporii care se separă la suprafaţa liberă a lichidului şi care antrenează

cu ei şi picături fine de lichid se numesc vapori saturaţi umezi.

Procesul continuă până la transformarea integrală a lichidului în vapori.

Vaporii care nu mai conţin lichid şi se află la temperatura de saturaţie ts

corespunzătoare presiunii p1 se numesc vapori saturaţi uscaţi.

Izobara 2 – 3 – 4 din fig. 4.18 este - deci în procesul de vaporizare - şi

izotermă.

Continuând încălzirea cilindrului după terminarea procesului de

vaporizare, căldura absorbită de vapori serveşte la creşterea temperaturii lor;

aceşti vapori de temperatură Tsi > Ts – se numesc vapori supraîncălziţi.

Reprezentând în diagrama p –V, fig. 4.19, procesul izobar descris mai

sus, pentru presiunea p1 se obţine:

starea iniţială a apei de temperatură T1<Ts1 este reprezentată prin

punctul a;

starea de lichid saturat prin punctul 1';

starea de vapori saturaţi uscaţi punctul 1”;

procesul de vaporizare 1' – 1” este caracterizat printr-o creştere

puternică de volum şi se reprezintă printr-o transformare izobar – izotermă;

starea de vapori supraîncălziţi (T >Ts1) este reprezentată prin punctul b.

Dacă experimentul se va efectua la o presiune p2 > p1 se va observa că

apariţia vaporilor are loc la o temperatură T2 > T1 care va rămâne constantă

până când toată apa s-a vaporizat.

Aşadar, cu cât presiunea la care vaporizează apa este mai mare, cu atât

temperatura de vaporizare (de saturaţie) este mai mare.



(IFV)

156

Fig.4.19. – Diagrama p–v a procesului de încălzire şi vaporizare la

presiune constantă

Aşadar, se confirmă dependenţa univocă a presiunii - în timpul

echilibrului de fază - de temperatură.

În timpul procesului de vaporizare temperatura rămâne constantă şi

egală cu TS1.

Repetând procesul de vaporizare la presiuni mai mari (p2, p3…pn)

experimentul arată că, volum specific al lichidului saturat (v') înregistrează o

creştere uşoară, iar volumul specific al vaporilor (v”) saturaţi uscaţi scade.

Prin urmare, diferenţa dintre volumul specific al lichidului şi cel al

vaporilor scade odată cu creşterea presiunii la care se desfăşoară procesul de

vaporizare, tinzând către zero.

În termotehnică s-a stabilit să se noteze parametrii lichidului saturat cu

(v’, i’, u’, s’) iar parametrii vaporilor saturaţi uscaţi cu (v”,i”, u”,s”).

Unind punctele 1', 2', 3' se obţine o curbă numită curba limită inferioară

pe care sunt reprezentate valorile apei la saturaţie pentru diferite procese.

În mod analog curba care uneşte punctele 1”, 2”, 3” va exprima starea

vaporilor saturaţi uscaţi şi se numeşte curbă limită superioară.



(IFV)

157

Cele două curbe tind spre un punct comun numit punctul critic K

(caracterizat prin v” – v' = 0), în care condensarea, respectiv vaporizarea se

produce brusc, fără modificarea volumului.

Punctul critic este caracterizat de următorii parametri:

volum critic (vk = 3,3 x 10 -3

m3/kg);

temperatură critică (tk = 374,150C);

presiune critică (pk = 221,29 bar).

În aceste condiţii de presiune şi temperatură, densitatea vaporilor devine

egală cu cea a lichidului.

Pentru temperaturi mai mari decât Tk, gazul nu mai poate fi transformat

în lichid prin comprimare, indiferent de presiunea la care se realizează

procesul.

Temperaturile şi presiunile critice depind de natura substanţei.

În tabelul de mai jos sunt date temperaturile şi presiunile critice pentru

câteva din substanţe care pot fi utilizate în tehnica frigului.

Substanţă Tk [ºC] Pk [at]

Azot –147 34

Aer –140,7 37,2

Hidrogen –239,9 12,8

Cu ajutorul Tk punem în evidenţă un criteriu pe baza căruia deosebim

un gaz de vapori şi anume:

dacă temperatura substanţei Ts > Tk, substanţa se va găsi în stare

gazoasă, indiferent de presiunea la care se află aceasta;

dacă Ts < Tk substanţa se va găsi în stare de vapori până la presiunea

la care apare faza lichidă.

vaporii sunt saturaţi numai dacă faza de vapori se află în echilibru cu

faza lichidă a sistemului.

Cele două curbe împart diagrama în următoarele zone - fig.4.20):

în partea stângă a curbei limită inferioară → apă în stare lichidă;

între cele două curbe un amestec de picături de apă şi vapori

saturaţi umezi;

în dreapta curbei limita superioară → vapori supraîncălziţi.



(IFV)

158

Fig.4.20. – Stările apei în diagrama p–v

După cum s-a precizat, schimbul de căldură poate fi reprezentat, în

sistemul de coordonate: temperatură – entropie (T–s), diagramă numită

diagrama entropică.

Procesul de vaporizare - în ipoteza în care p = ct. - este reprezentat în

diagrama T–s, fig. 4.21 fig. 4.22.

Schimbul de căldură poate fi exprimat sub forma:

Tdsdq (4.20)

În diagrama T–s, o transformare reversibilă de stare se reprezintă

grafic, printr-o curbă ce exprimă legea de variaţie a entropiei în funcţie de

temperatura absolută.

)T(fS (4.21)

De exemplu, pentru p = p1 = ct, variaţia de etropie a apei de la

temperatura Ta la Ts (saturaţie) este:



(IFV)

159

T

dTc

T

dqds 1

(4.22)

s

a

T

T a

sa

T

Tc

T

dTcSS ln11

' (4.23)

c1 – căldura specifică a lichidului, considerată a fi constantă;

Sa – entropia apei aflată în starea a (lichid saturat);

S’ – entropia apei la saturaţie;

Din relaţia de mai sus rezultă că:

izobara de încălzire a apei este o curbă logaritmică (a – 1′);

procesul de vaporizare a apei are loc la TS1 şi p1 = ct ( proces

izoterm – izobar,) reprezentat prin segmentul 1′ – 1”.

Variaţia de entropie a vaporilor la supraîncălzire 1” – b la p = ct,

va fi:

T

dTcp

T

dqds (4.24)

1

ln''

1S

bpm

t

T

pbT

Tc

T

dTcSS

B

s

(4.25)

Tb – temperatura vaporilor supraîncălziţi

cpm – căldura specifică medie la p = ct, a vaporilor supraîncălziţi;

S” – entropia vaporilor saturaţi uscaţi;

Sb – entropia vaporilor în starea b (vapori supraîncălziţi)



(IFV)

160

Fig. 4.21. – Diagrama T – s a procesului de încălzire

şi vaporizare a apei la presiune constantă

Fig. 4.22. – Stările apei în diagrama T–s

Conform relaţiei de mai sus, izobara de supraîncălzire este tot o

curbă logaritmică 1” – b.



(IFV)

161

Repetând procesul la diferite presiuni p1, p2, p3…, prin unirea

punctelor 1′, 2

′, 3...

′ şi a punctelor 1”, 2”, 3”... se obţine curba

limită inferioară, respectiv curba limită superioară în T – s;

Curbele limită în T – s sunt aproape simetrice, având punctul

critic K ca punct de maxim (fig.4.22);

Transformările izocore - în această diagramă - se vor

reprezenta sub forma unor curbe logaritmice;

Transformările izobare se vor reprezenta tot sub forma unor

curbe logaritmice dar, cu o pantă mai mică decât panta

izocorelor;

Transformările adiabatice se vor reprezenta sub forma unor

drepte verticale numai atunci când adiabata este, concomitent,

şi izentropă (de-a lungul unei transformări adiabatice

reversibile, variaţia entropiei este nulă, deoarece dq = 0 şi, din

acest motiv, transformarea adiabatică se numeşte si izentropă);

Transformările politropice se reprezintă sub forma unor curbe

logaritmice a căror pantă depinde de valoarea exponentului

politropic n.

Evaluarea cantităţii de căldură necesară pentru producerea

vaporilor de apă

Pentru a evalua căldura necesară producerii vaporilor, s-a adoptat – în

mod convenţional, o stare de referinţă care - pentru apă - este starea de lichid

saturat de parametrii t0 = 00C şi p0 = 0,0061 bar (p0 = 0,0061 bar este

presiunea de saturaţie la care apa fierbe la 00C).

Această stare se reprezintă în diagrama T-s prin punctul 0’ - fig.4.23.

În starea de referinţă se admite că valorile mărimilor calorice de stare

sunt nule: i1’ = u0 ’= s0’ = 0 [19]. Cantitatea de căldură necesară pentru transformarea izobară a unui kg

de apă (care iniţial nu se găseşte la starea de saturaţie) în abur supraîncălzit

se compune din:



(IFV)

162

Căldura de încălzire a apei (qi) – necesară pentru a ridica la p = ct.,

temperatura unui kg de apă de la valoarea iniţială, până la

temperatura de saturaţie corespunzătoare presiunii la care se face

încălzirea;

Căldura de vaporizare (r)– care este înmagazinată de 1 kg de apă

adus la saturaţie pentru ca, la aceeaşi presiune, să se transforme în

vapori saturaţi uscaţi;

Căldura de supraîncălzire (qsi) – cerută de 1 kg de abur uscat pentru

ca - la aceeaşi presiune - să-şi ridice temperatura de la temperatura

de saturaţie ts, până la temperatura de supraîncălzire.

Aceste cantităţi de căldură se pot urmări în diagrama T – s a vaporilor

de apă fig.4.23.

Determinarea căldurii de încălzire (ql) se poate realiza cu ajutorul

entalpiilor (care exprimă conţinutul de căldură al apei la un moment

dat).

s st t

lpl dtcdtcq0 0

(4.26)

lp cc → căldura specifică a lichidului la presiune constantă ( este

considerată a fi aproximativ constantă).

Pe de altă parte, din expresia matematică a principiului I al

termodinamicii, în funcţie de entalpie, se obţine: '

'

1

t

a

aii iidvdpqd

(4.27)

pentru:

.ctp şi li qd (4.28)

sau prin integrare:



(IFV)

163

'1

'

1

a

al iidiq (4.29)

în care ia – este entalpia apei la 0 0C şi presiunea p.

Fig.4.23. – Căldura de producere a vaporilor în diagrama T-s.

Izobara a – 1’ este foarte apropiată de curba 0’ – 1’, deci:

-0ii '

0a (4.30)

şi, prin urmare:

efaariaitcq sl '111 (4.31)

În diagrama T–s, căldura schimbată cu exteriorul în procesul izobar

0 – 1’ reprezintă aria de sub curba respectivă.



(IFV)

164

Căldura necesară vaporizării (r) unui kg de apă va fi dată de relaţia:

de''1'1aria)'s''s(TTdsr S

''1

'1

(4.32)

Deoarece vaporizarea se desfăşoară izobar, căldura – r, mai poate fi

exprimată şi sub forma diferenţelor de entalpie:

'i''ir

(4.33)

Cantitate de căldură necesară supraîncălzirii vaporilor va fi:

bcdariaTdsdtcq

b b

psi ''1"1 ''1

(4.34)

''iiq bsi (4.35)

Calculând căldura totală consumată pentru a transforma 1 kg de apă

de la temperatura de 00C, în abur supraîncălzit se obţine relaţia:

bbsilv iiiiiiqrqq ''

1

'

1

''

1

'

1 (4.36)

şi, de asemenea:

bcfaariabcdariadeariaefaariaqv "1'1"1111 ''''

(4.36*)

Adică, în diagrama T-s: ib = aria a1’1”bcf

Aşadar, căldura de producere a vaporilor de apă caracterizaţi printr-o

anumită stare, este egală cu entalpia stării respective [19].

Măsurarea corectă a ciclului reprezentat în diagrama T – s prin arii,

se citeşte în diagrama p – i cu ajutorul unor segmente (diferenţe de

entalpie).



(IFV)

165

4.7. Observaţii privind maşinile producătoare şi

maşinile consumatoare de lucru mecanic

4.7.1. Principii generale

Maşinile termice pot fi sau producătoare sau

consumatoare de lucru mecanic;

Producerea continuă de lucru mecanic în aceste maşini

necesită revenirea agentului de lucru (termic sau frigorific)

la starea iniţială pentru reluarea proceselor;

Agentul de lucru suferă transformări de stare în circuit

închis, transformări numite cicluri termodinamice.

Astfel, transformarea pe care o parcurge un corp, astfel încât starea sa

iniţială să fie identică cu cea finală, se reprezintă printr-o curbă închisă numită

ciclu termodinamic

Din punct de vedere al sensului de parcurgere a acestor cicluri

deosebim:

Cicluri directe (parcurse în sens orar); în acest caz,

maşina se numeşte – maşină motoare; dacă la această

maşină motoare fluidul schimbă - cu mediul exterior -

numai căldură şi lucru mecanic, maşina se numeşte

maşină motoare termică (sau motor termic);

Cicluri indirecte (parcurse în sens antiorar); în acest caz,

maşina se numeşte – maşină generatoare; această

maşină consumă lucru mecanic şi produce căldură

Maşinile termice funcţionează între două

surse de căldură:

Sursa caldă (cu temperatura ridicată) – Q1;

Sursa rece (cu temperatura scăzută) – Q2;



(IFV)

166

(pompe de căldură), energie pneumatică (compresoare),

energie hidraulică (pompe hidraulice).[20]

Dintre ciclurile teoretice cunoscute, o importanţă deosebită o

are ciclul Carnot.

Observaţii:

Principiul I al termodinamiocii – expresie particulară a legii

conservării energiei, arată că, o maşină care produce lucru

mecanic trebuie să consume, în timpul parcurgerii ciclului

motor, o cantitate de energie echivalentă (totodată, acest

principiu, arată imposibilitatea realizării unui perpetuum

mobile de speţa întâi – adică un agregat care să furnizeze

lucru mecanic fără a consuma energie).

LQ (4.37)

Principiul II al termodinamiocii – precizează că, o maşină

termică, pentru a putea produce lucru mecanic are nevoie de

două surse de căldură: una de la care să primească căldura,

sursa caldă - Q1 şi, alta sursă rece - Q2, căreia să i se

cedeze căldura.

Diferenţa dintre cantităţile de căldură intrate şi ieşite din

sistem reprezintă lucru mecanic efectuat:

2,121

LQQ (4.38)

2,121LQQ (4.39)

Relaţia 4.39 ne arată că, o parte din energia primită de

maşină de la sursa caldă – Q1 se transformă în lucru mecanic – L1,2,

iar cealaltă parte se pierde la sursa rece – Q2.

Aceste maşini au la bază ciclul Carnot direct.



(IFV)

167

4.7.2. Ciclul Carnot direct

Unul dintre cele mai simple cicluri şi, în acelaşi timp, cel care

– pentru anumite condţii date – are cel mai mare potenţial

termic posibil, este ciclul imaginat, la începutul secolului al

XIX–lea de Sadi Carnot;

Ciclu se aplică unei maşini ideale şi serveşte drept ciclu de

comparaţie pentru ciclul de funcţionare al maşinilor reale;

Ciclul Carnot este alcătuit dintr-un sistem de patru

transformări ale agentului de lucru (considerat a fi un gaz

ideal), respectiv – două izoterme şi două adiabate.

Agentul termic analizat (care poate fi un gaz oarecare cuprins

într-un cilindru cu piston) se aduce – succesiv - în contact cu sursa

caldă şi cu sursa rece iar, în intervalul dintre aceste operaţii, agenul

de lucru este supus unor transformări adiabatice – fig. 4.24 a,b.

Ca urmare, în timpul preluării cantităţii de căldură q1 de la

sursa caldă, agentul termic are temperatura T1 constantă – izoterma

2–3, iar în timpul cedării cantităţii de căldură – q2, către sursa rece,

agentul termic păstrează temperatura constantă T2 – izoterma 4–1.

Cele două transformări adiabatice sunt constituite dintr-o

destindere 1–2 şi o comprimare 3–4 între cele două izoterme [13].

Carnot şi-a propus să stabilească condiţiile

optime de transformare a căldurii în lucru mecanic.

În acest sens, analizează un ciclu reversibil

care poate să conducă la obţinerea unor valori

maxime şi minime ale randamentului – ηt, pentru

anumite valori – maxime şi minime – ale

temperaturilor din ciclu.



(IFV)

168

Din căldura primită de la sursa caldă – q1, o parte rămâne în

maşină pentru efectuarea de lucru mecanic – l, iar o parte se pierde

la sursa rece – q2.

21 qlq (4.40)

În acest caz ciclul este parcurs în sensul acelor de ceasornic

(orar).

Randamentul ciclului Carnot este:

1

2

1

21

1

21

1

21

1 T

T- 1

)(

T

TT

Ts

TTs

q

qq

q

lciclu

c

(4.41)

Se observă că, lucru mecanic efectuat în timpul ciclului, este o

fracţiune din căldura primită q1.

11

1

2 )1( qqT

Tl cciclu (4.42)

această fracţiune fiind tocmai randamentul ciclului Carnot.

Randamentul ciclului - sau gradul de

economicitate energetică cu care lucrează o maşină

termică - se defineşte, ca fiind cantitatea de căldură

transformată în lucru mecanic, raportată la cantitatea

de căldură primită de la sursa caldă.

Aşadar maşinile care produc lucru mecanic au la

bază ciclul Carnot direct (de exemplu – motoarele cu

ardere internă).



(IFV)

169

Fig.4.24a. – Ciclului Carnot direct reprezentat în diagrama p–V

Fig.4.24b. – Ciclului Carnot direct reprezentat în diagrama T–s



(IFV)

170

În cadrul ciclului Carnot agentul de lucru evoluează

între două surse de căldură, în circuit închis;

Numai o parte din căldura absorită de la sursa caldă se

transformă în lucru mecanic, restul se pierde la sura rece;

Randamentul termic al ciclului Carnot reversibil

depinde numai de temperaturile celor două surse de

căldură;

Valoarea randamentului termic este cu atât mai mare cu

cât temperatura sursei calde – T1 este mai mare şi cu cât

temperatura sursei reci – T2 este mai scăzută;

Randamentul ciclului Carnot este independent de natura

agentului utilizat şi de construcţia sau condiţiile

funcţionale din instalaţie (depinde - aşa cum s-a precizat

- doar de temperaturile celor două surse de căldură);

Ciclul Carnot direct este ciclul cu randament termic

maxim (randamentul unei maşini termice reale va fi

întotdeauna mai mic decât al maşinii ideale).

4.7.3. Ciclul Carnot inversat (ciclul frigorific ideal)

Dacă o maşină lucrează după un ciclu inversat, atunci aceasta

absoarbe cantitatea de căldură – q2 de la sursa rece, consumă lucru

mecanic – l, şi cedează sursei calde cantitatea de căldură – q1;

Ciclul Carnot direct poate fi inversat, cu

uşurinţă, dacă se schimbă ordinea de distribuire a

agentului termic respectiv, dacă circulaţia acestuia se

realizează în sens antiorar.



(IFV)

171

maşina, în acest caz, se numeşte maşină frigorifică sau pompă de

căldură (după scopul urmărit) – fig. 4.25 a,b.

În acest caz se consumă lucru mecanic – l, pentru a se

transporta o cantitate de căldură – q2 de la o sursă cu temperatură

mai scăzută T2 , către o sursă cu temperatură mai ridicată T1..

21qlq (4.43)

sau

12qql (4.44)

Ciclul Carnot inversat este parcurs în sens invers acelor de

ceasornic.

Prin preluarea continuă a căldurii – q2, de la sursa rece se

produce efect frigorific.

Se menţionează că - în tehnica frigului – parametrii din

ecuaţiile 4.43 şi 4.44 devin cei menţionaţi în ecuaţiile 4.45...4.48.

02qq (4.45)

02TT (4.46)

c1qq (4.47)

c1TT

(4.48)

Ecuaţiile 4.43 şi 4.44 pot fi scrise astfel:

0cqlq (4.49)

sau

c0qql (4.50)

Maşinile care consumă lucru mecanic au la bază

ciclul Carnot inversat (de exemplu, maşinile

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori).



(IFV)

172

Fig.4.25a. – Ciclului Carnot inversat reprezentat în diagrama p–V

Fig.4.25b. – Ciclului Carnot inversat reprezentat în diagrama T–s



(IFV)

173

Mărimea care caracterizează ciclurile maşinilor frigorifice

este eficienţa frigorifică – .

Această mărime se defineşte prin raportul dintre cantitatea de

căldură preluată de la sursa rece – q2 (q0), denumită şi capacitate

frigorifică şi echivalentul lucrului mecanic consumat în acest

scop – l (în valoare absolută).

Eficienţa ciclului Carnot conform definiţiei date este:

1

1

)(

2

121

2

21

22

T

TTT

T

TTs

Ts

l

q

ciclu

(4.51)

sau

1

1

)(

0

0

0

0

00

T

TTT

T

TTs

Ts

l

q

CCCciclu

(4.51*)

Aşadar, pentru ciclul Carnot inversat, eficienţa frigorifică

are (între aceleaşi limite de temperatură) valoare maximă în

raport cu alte cicluri şi anume:

0

0

21

20

TT

T

TT

T

c

(4.52)

Eficienţa frigorifică poate avea valori supraunitare.

Deci, o maşină frigorifică, cu cât va lucra la Tc mai coborâtă şi To mai

ridicată, cu atât va avea eficienţă mai mare.

Astfel instalaţiile frigorifice folosite la climatizare care la T1(Tc) au

valori situate în jurul temperaturii mediului ambiant iar T2 (T0) > 273K, vor

avea o eficienţă ridicată.

În schimb maşinile frigorifice care lucrează la temperaturi mult mai mici

de 273 K, vor avea o eficienţă mai scăzută (aşadar, cu cât va trebui să realizăm

un frig mai adânc, cu atât eficienţa ciclului va scădea).



(IFV)

174

Dacă se urmăreşte:

preluarea căldurii de la sursa rece (adică menţinerea ei la

o temperatură scăzută), maşina se numeşte – frigorifică;

0C

0

0

C

0

C0C

00

frTT

T

1T

T

1

1Q

Q

1

QQ

Q

L

Q

(4.53)

cedarea de căldură sursei calde, maşina se numeşte –

pompă de căldură.

0C

C

0

C

0

C0C

CCp

TT

T

T

T1

1

Q

Q1

1

QQ

Q

L

Q

(4.54)

Pompa de căldură absoarbe căldură la temperatura mediului ambiant şi

o cedează sursei calde la o temperatură mai ridicată.

Pompele de căldură sunt eficiente atunci când lucrază la diferenţe mici

de temperatură.

Dacă pentru un ciclu direct, randamentul ciclului Carnot

1

2c

T

T- 1

(4.55)

poate exprima clar, pierderea de energie în cazul evoluţiei

sistemului sau – acesta - poate fi folosit pentru compararea

pierderilor de energie, în cazul ciclului inversat, acest lucru nu

mai este posibil.



(IFV)

175

Eficienţa frigorifică

0c

0

21

20

TT

T

TT

T

(4.56)

nu este un randament, deoarece nu poate exprima pierderea de

energie într-un proces real, faţă de un proces ideal

Ciclul ideal al unei maşini frigorifice (ciclul Carnot

inversat), efectuat prin transfer nereversibil se poate apropia, ca

valoare, până la – cel mult - valoarea efectivă a ciclului Carnot.

0

(4.57)

Dar:

ε – este diferită de unitate, nefiind un randament – η al

procesului (deoarece nu poate exprima - aşa cum s-a precizat -

pierderile de energie într-un proces real faţă de unul ideal);

ε – poate fi folosită pentru compararea mai multor procese

frigorifice - toate din aceeaşi categorie şi având aceleaşi limite de

temperatură ale ciclului - dar nu permite evaluarea cantitativă a

pierderilor prin irevesibilitate (pentru procesele frigorifice uzuale,

un asemenea coeficient are valori cuprinse între 0,2 şi 7).

Această mărime eficienţă frigorifică – ε, nu caracterizează

calitatea procesului termodinamic al ciclului ideal.

De regulă, cu noţiunea de randament se lucrează în ciclurile

directe iar cu noţiunea de eficienţă în ciclurile inversate [13].



(IFV)

176

În acest context, mai poate fi definit şi gradul de perfecţiune

termodinamic – ηTD, prin raportul dintre eficienţa ciclului ideal şi

eficienţa ciclului Carnot, ambele funcţionând între aceleaşi limite

de temperatură.

100

0

0

0

T

T

T

TT

qq

q cc

cc

f

TD (4.58)

Aşadar TD

exprimă calitatea a unui proces frigorific din

punct de vedere termodinamic.

Pentru exprimarea peformanţei unei instalaţii frigorifice,

respectiv a calităţii procesului din punct de vedere termodinamic

se introduce randamentul exergetic – ex

.

Astfel, în cazul unui bilanţ energetic al exergiilor şi anergiilor

intervenite în proces, randamentul care le poate caracteriza este

ηexergetic.

ex

ex

ex (4.59)

Randamentul exergetic poate caracteriza orice proces

frigorific.

Condiţiile optime de lucru vor fi considerate pentru parametrii

procesului care asigură o valoare maximă a randamentului

exergetic [13].



(IFV)

177

4.8. Instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică de

vapori într-o treaptă

4.8.1. Ciclul ideal al instalaţiei frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori într-o treaptă

Din cele prezentate, a rezultat că producerea frigului

artificial cu utilizarea comprimării vaporilor de agent are loc cu

schimb de lucru mecanic şi căldură cu exteriorul.

Schema de principiu a unei maşini frigorifice funcţionând după ciclul

ideal este prezentată în fig.4.26.

Fig. 4.26. – Schema maşinii frigorifice funcţionând după ciclul ideal

(ciclul Carnot inversat)

Ciclul ideal al unui asemenea proces (consumator

de lucru mecanic) configurat prin transformări

succesive reversibile, este ciclul Carnot inversat care se

desfăşoară în domeniul vaporilor umezi.



(IFV)

178

În fig.4.27a,b este prezentat ciclul de lucru în diagrama

termodinamică T–s şi în diagrama termodinamică lg p–i.

Fig.4.27. – Ciclul ideal al procesului de producere a frigului

prin comprimare mecanică a vaporilor de agent: a. Diagrama T – s; b. Diagrama lg p – i

Procesele care compun ciclul sunt următoarele:

Comprimare adiabatică reversibilă (izentropică): procesul

1–2 (vaporii de agent frigorific sunt aspiraţi – starea 1 – în

compresorul K şi comprimaţi adiabatic şi izentropic pâna la

starea 2, fiind apoi refulaţi în condensatorul C; procesul

determină creşterea temperaturii şi presiunii de la valori

corespunzătoare vaporizării p0, t0 la valori corespunzătoare

condensării pc, tc);

Condensare izobar–izotermă: procesul 2–3 (vaporii de stare

2 – sunt condensaţi în condensatorul C până la starea 3 –

proces izobar – izoterm; deoarece acest proces are loc la

diferenţe infinit mici de temperatură rezultă că tc - temperarura

de condensare = ta –temperatura mediului ambiant);

Destindere adiabatică reversibilă (izentropică): procesul 3–4

(condensul obţinut de stare 3, se destinde izentropic în



(IFV)

179

detentorul D, furnizând astfel lucru mecanic specific de

destindere ld; procesul determină scăderea presiunii şi

temperaturii lichidului de la valorile corespunzătoare

condensării pc, tc, la valorile corespunzătoare vaporizării la p0,

t0);

Vaporizare izobar-izotermă: procesul 4–1 (la trecerea prin

vaporizatorul V, datorită căldurii pe care o absoarbe de la

sursa rece, amestecul lichid + vapori, vaporizează – proces

care are loc la presiunea p0,t0).

Energia – E, căldura – Q, lucrul mecanic – L, sunt mărimi de stare

fizice echivalente, definite cu ajutorul produsului dintre o forţă şi o deplasare.

Unitatea de măsură a lor este Joulul (J), definit cu relaţia:

cal185,4

1mkgf

81,9

1mN1J1 (4.61)

Un Joule reprezintă cantitatea de căldură echivalentă lucrului mecanic

de un Joule (lucru mecanic efectuat de o forţă de 1N, al cărui punct de aplicaţie se deplasează cu 1m pe direcţia şi în sensul forţei).

Din punct de vedere senzorial, prin căldură, se înţelege forma sub care

simţurile speciale ale vietăţilor, percep mişcarea dezordonată a moleculelor.

Din punct de vedere energetic căldura este echivalentă lucrului mecanic corespunzător mişcărilor dezordonate ale moleculelor sau atomilor materiei,

asupra cărora, din exterior, se exercită forţe de orice natură.

Schimburile energetice ale unui kilogram de

agent cu exteriorul la parcurgerea ciclului, se

determină utilizând ecuaţiile celor două principii ale

termodinamicii.

Tdsldiq (4.60)

(4.60)



(IFV)

180

Aşadar, căldura este o formă a energiei a cărei prezenţă se stabileşte

senzorial prin diferenţa de temperatură care există între corpul încărcat cu

acest gen de energie şi mediul ambiant. Când încălzim un corp, acesta îşi măreşte energia internă, iar când

corpul se răceşte energia internă a acestuia scade, adică scade şi agitaţia

termică a moleculelor.

Procesul de încălzire sau de răcire reprezintă variaţia energiei interne a corpurilor.

Această variaţie de energie a fost denumită, convenţional, cantitate de

căldură. Căldura se numeşte sensibilă dacă - prin primirea sau cedarea ei de

către corp – acesta suferă, concomitent, şi o variaţie de temperatură.

Dacă schimbul de căldură al unui corp cu mediul exterior provoacă

numai modificarea stării lui de agregare, fără variaţie de temperatură atunci,

căldura se numeşte latentă (astfel căldura necesară vaporizării unei mase de lichid se numeşte căldură latentă de vaporizare; similar există şi căldură

latentă de condensare, de topire etc.).

Energia totală a unui corp este formată din energia externă (cinetică,

potenţială, etc.) şi energia internă (energia mişcării termice, energia nivelurilor energetice, energia nucleară, etc.).

Energia are inerţie iar la un sistem izolat aceasta se conservă.

La interacţiunea dintre două sisteme pot avea loc transferuri energetice în diverse moduri.

Transferul de energie prin efect termic se numeşte „căldură” – fiind

caracteristic sistemelor care nu-şi modifică parametrii externi în timpul

procesului.

Transferul de energie prin efect mecanic se numeşte „lucru mecanic” –

fiind caracteristic sistemelor la care parametrii externi variază în timpul

procesului. Căldura şi lucrul mecanic - în sine - nu există.

Aceste mărimi intervin numai atunci când energia trece prin limita unui

sistem, adică – lucru mecanic şi căldura se definesc numai în procese de

transfer de energie. Energia este caracteristică unei stări, pe când căldura şi lucru mecanic,

sunt percepute doar ca moduri de transfer de energie.

Prin urmare, nu este corect să se spună că un corp conţine o anumită “cantitate de căldură” sau o anumită “cantitate de frig”, după cum nu se poate

spune că un corp are o anumită „cantitate de lucru mecanic”.



(IFV)

181

Ca durată, atât lucru mecanic cât şi căldura sunt efemere, existenţa lor

limitându-se la momentul transmiterii. Înmagazinarea lor în mediul de lucru se

face sub formă de energie cinetică sau potenţială, respectiv energie internă sau entalpie.

În termodinamica clasică este adoptată următoarea convenţie de semne:

Sistemul primeşte Căldură: Q > 0

Lucru mecanic: L < 0

Sistemul cedează Căldură: Q < 0

Lucru mecanic: L > 0

Energia termică este exprimată cantitativ prin produsul potenţialului termic al corpului şi prin capacitatea termică a masei lui.

Aşadar, căldura schimbată de un corp – Q, este proporţională cu masa –

m a corpului, cu variaţia – ΔT a temperaturii acestuia, fiind dependentă de natura corpului:

TmcQ (4.62)

Potenţialul termic este dat de temperatură – ΔT – ca măsură a energiei de mişcare a moleculelor.

Produsul – mc, se numeşte capacitate termică (calorică) şi reprezintă

cantitatea de căldură primită sau cedată de un corp cu masa m pentru a-şi

modifica temperatura cu 1K. Capacitatea calorică este determinată - în primul rând - de masa care suferă sporirea energiei interne de mişcare. Dublarea

masei unui corp are drept consecinţă, la temperatură constantă, dublarea

energiei termice. Corpuri diferite ca substanţă, dar de mase egale, au însă nevoie de aporturi diferite de energie, pentru a fi încălzite cu aceeaşi diferenţă

de temperatură.

Ca unitate de măsură pentru determinarea cantităţii de căldură s-a stabilit caloria, care este cantitatea de căldură ce trebuie să se furnizeze unui

gram de apă, pentru ca aceasta să se încălzească cu 1ºC.

Caloria, fiind o unitate foarte mică, pentru determinări tehnice se

utilizează kilocaloria, care reprezintă cantitatea de căldură necesară unui kilogram de apă pentru a fi încălzită de la 19,5ºC la 20,5ºC, la presiunea

atmosferică normală.



(IFV)

182

În tehnica frigului se obişnuieşte să se noteze convenţional – conţinutul

de căldură a apei la 0ºC cu 0(zero) – astfel că, 1 kg apă la 10ºC are un conţinut

de căldură de 10 kcal.

Pentru a exemplifica această noţiune referitoare la conţinutul de căldură

se va urmări exemplul de mai jos:

Amestecând: 3 kg de apă care are o temperatură de + 18ºC,

cu 15 kg de apă subrăcită la –3ºC şi

cu 48 kg de apă la + 25ºC,

se vor constata următoarele:

3 kg apă conţin: 3 x 18 = 54 kcal

15 kg apă subrăcită conţin: 15x (–3) = –45 kcal

48 kg apă conţin: 48 x 25 = 1.200 kcal

Deci, în total, avem cantitatea de căldură: 54 – 45 + 1.200 = 1.209 kcal

Această cantitate de căldură este conţinută şi în amestecul final care

cântăreşte 66 kg şi a cărui temperatură este tºC; în acest caz, conţinutul de căldură al amestecului este:

66 x tºC = 1.209 kcal.

tºC = 66

1209 = 18,3ºC

Deoarece transferul de căldură între două corpuri are loc într-o anumită

perioadă de timp, este util să se cunoască şi cantitatea de căldură transmisă în unitatea de timp.

Astfel apare noţiunea de flux de căldură (debit de căldură):

1 kwh = 860 kcal (4.63)

= ΔQ/ Δτ [W] [kcal/h] (4.64)

1W = 0,86 kcal/h (4.65)

1kcal/h = 1,16 W (4.66)

1W = 1J/s (4.67)

ΔQ este cantitatea de căldură transmisă în intervalul de timp Δτ. Atunci când transferul de căldură se face prin intermediul unei suprafeţe,

se defineşte densitatea de flux de căldură – q, ca fiind fluxul de căldură

transmis prin unitatea de suprafaţă exprimat în [W/m2][kcal/m

2h]:



(IFV)

183

Sq (4.68)

În care S reprezintă suprafaţa de transfer termic [m2].

Temperatura, ca şi lungimea, masa şi timpul, nu poate fi definită în mod

explicit prin alte mărimi; aceasta indică diferenţa dintre energia de mişcare

moleculară prezentă şi o stare de referinţă. Aşadar, temperatura este un parametru intern de stare care, la

parametri externi constanţi este o funcţie numai de energie – constituind în

acest fel - o măsură a acesteia.

Firesc este să se considere ca stare de referinţă acea stare la care energia internă a corpului este nulă.

Temperatura corespunzătoare acelei stări este cunoscută, în fizică, sub

numele de zero absolut.

Scara termometrică, pornind de la zero absolut, indică temperatura

corpurilor în grade absolute sau Kelvin.

Obişnuit, se exprimă starea termică a unui corp - la un moment dat - prin

compararea acesteia cu starea la care se topeşte gheaţa. Notându-se, aceasta din urmă, cu zero, iar starea la care fierbe apa, la

presiunea de 1,013 x 105 N/m

2 cu 100, se obţine scara termometrică Celsius.

Punctul zero de temperatură nu are, astfel fixat, nici o semnificaţie fizică şi nici o importanţă de limită pentru vieţuitoare şi plante, el fiind ales arbitrar.

Faţă de acest punct, zero absolut este situat la –273,16ºC, astfel încât,

temperatura absolută T exprimată în [K] a unui corp, cunoscându-se

temperatura în grade Celsius, se poate obţine astfel:

T = 273 + (4.69) Temperatura se măsoară cu termometre care folosesc în acest scop una

din proprietăţile variabile, uşor şi precis măsurabile ale materiei: dilatarea corpurilor, variaţia proprietăţilor electrice cu temperatura etc.

Căldura specifică a unei substanţe omogene reprezintă energia termică necesară unităţii de cantitate din acea substanţă pentru a-şi mări temperatura

cu un grad, fără ca procesul să producă o schimbare de fază sau de stare de

agregare.

Pentru procesele cu schimbare de fază sau de stare de agregare, transformarea fiind izoterm–izobară, noţiunile de căldură specifică şi

capacitate calorică sunt lipsite de sens.



(IFV)

184

Căldura specifică variază cu temperatura şi - în măsură mai mică - cu

presiunea.

Aşadar, căldură transmisă unui corp este proporţională cu greutatea (masa) acelui corp, cu variaţia de temperatură suferită şi cu o mărime

caracteristică substanţei acelui corp numită căldură specifică.

Prin introducerea noţiunii de căldură specifică, determinarea căldurii

transmise unui corp, prin varierea temperaturii sale, se reduce la măsurători de masă şi de temperatură şi la cunoaşterea acestei călduri specifice.

Ca unitate a cantităţii materiale a unui corp solid sau lichid se va lua - în toate calculele - masa de 1 kg, iar pentru volumul normal de gaze - Nmc.

Prin – Nmc – se înţelege cantitatea de gaz care ocupă, la 273K (zero

grade Celsius) şi presiunea de 1,013 x 105N/m

2 (760 mm Hg) spaţiul unui m

3.

Valoarea căldurii specifice depinde de transformare.

Căldura specifică depinde de presiune, volum şi temperatură.

Puterea – P, este o mărime de stare definită cu ajutorul energiei, căldurii sau

a lucrului mecanic elementar, raportate la timpul infinitezimal în care are loc

procesul. Unitatea de măsură a puterii este wattul [W].

Entalpia – i, este o mărime specifică, având unitatea de măsură J/kg.

Exponentul adiabatic – x şi exponentul politropic – n sunt mărimi

adimensionale care intervin în transformările simple.

Principiul I al termodinamicii - are un caracter general, fiind un mod

de exprimare a legii conservării energiei într-o maşină termică: „nu se poate

realiza o maşină termică cu funcţionare continuă care să producă lucru

mecanic, fără a consuma, din exterior, căldura echivalentă lucrului mecanic

produs” (o astfel de maşină ar fi un perpetuum mobile de speţa întâi). Prin inversarea raţionamentului, se poate trage concluzia că, nu se poate

construi o maşină termică, care să consume din exterior energie fără a ceda

energie echivalentă sub altă formă. Prin urmare, Principiul I al termodinamicii afirmă că este imposibilă

realizare unui perpetum mobile de speţa întâi.

Pe baza acestui principiu general se poate scrie ecuaţia pentru un sistem

termodinamic închis care nu schimbă energia cu exteriorul.

LQU (4.70)



(IFV)

185

În procesele ciclice:

0U (4.71) adică:

–L + Q = 0 (4.72)

ceea ce înseamnă că, producerea de lucru mecanic (L>0) nu este posibilă decât

dacă se consumă o cantitate de căldură echivalentă.

Principiul al II al termodinamicii constituie, ca şi primul principiu, o

lege a naturii. Aceasta arată, de fapt că „căldura nu poate trece de la sine (în mod

natural) de la un corp cu temperatură mai scăzută la un corp cu temperatură

mai ridicată”. Prin acest enunţ nu se exclude posibilitatea trecerii căldurii de la un corp

rece la unul cald. Un astfel de proces însă, nu se produce în natură - de la sine

(în mod spontan) - ci, printr-un consum de lucru mecanic din exterior, deci în

urma unor modificări ale condiţiilor exterioare (cazul instalaţiilor frigorifice şi a pompelor de căldură).

În esenţă, Principiul al II admite existenţa unui sens perfect pentru

transformări, în care există cea mai mare probabilitate ca transformarea să aibă loc de la sine [19].

Sensul preferat al oricărei transformări din natură (nu numai al

transformărilor temice) este cel care duce transformarea spre cel mai stabil

echilibru. Acesta este atins, atunci când energia are cel mai mic potenţial.

Transformarea în sens preferat, are - aşadar – cea mai mare probabilitate de a

se produce şi - prin urmare – se produce şi cea mai mare variaţie de entropie.

Este principiul ireversibilităţii transferurilor în natură.

Entropia este mărimea de stare corespunzătoare acestui principiu.

Aşadar, noţiunea de entropie este strâns legată de formularea dată de Clausius celui de al doilea Principiu al termodinamicii.

Etimologic, cuvântul entropie înseamnă „valoare de transformare”, în

termodinamică, noţiunea fiind introdusă pentru a avea, de fapt, o unitate de

măsură necesară Principiului al II.

Diferenţa de entropie dintre două stări este unitatea de măsură a

sensului preferat al transformărilor termodinamice.

Din punct de vedere al mişcării moleculare, entropia este o mărime de stare proporţională cu posibilitatea de situare a moleculelor în spaţiu, în



(IFV)

186

agitaţia lor haotică. Cu cât dezordinea pe care o pot crea moleculele, în

mişcarea lor, este mai mare, cu atât şi entropia corpului considerat are o

valoare mai mare.

Entropia este singura mărime care are caracter de mărime de stare –

numai dacă transformarea este reversibilă – deoarece, în cazul

transformărilor ireversibile curba ei nu se închide în timpul transformărilor

ciclice. Este o mărime derivată şi face parte din categoria mărimilor calorice de

stare [35].

Entropia – s, este deci, o mărime de stare, având ca unitate de măsură [J/kgK] şi, cu ajutorul căreia, se defineşte calitatea unui proces termodinamic,

variaţia sa fiind dată de relaţia:

T

dqds

(4.73)

în care: q – este căldura primită sau cedată de un corp cu masa de un kilogram

1a o variaţie a stării sale;

T – temperatura absolută [K].

Din relaţia 4.60 rezultă [30]:

1–2: Lucru mecanic tehnic specific de comprimare (+):

δq = 0 (proces adiabatic);

ds = 0 (proces izentropic);

δlc = –di

de unde, prin integrare:

|lc|= i2 - i1 (4.74)

2 –3: Sarcina termică specifică de condensare:

dp = 0

δlt = –vdp = 0

δq = di

qc = i2 – i3 = Tc(s2 – s3) = Tc Δs (4.75)



(IFV)

187

3–4: Lucrul mecanic tehnic specific de destindere la entalpie

constantă: δq = 0

ds = 0

δlt = –di

ld = i3 – i4 (4.76)

4–1: Puterea frigorifică specifică de vaporizare – exprimă

efectul util al instalaţiei (reprezentând cantitatea de căldură preluată

de 1kg de agent de la intrarea în vaporizatorul V, până la

vaporizarea sa totală).

dp = 0

δlt = –vdp = 0

δq = di

qo = i1 – i4 = To (s1 – s4) = To Δs (4.77)

Lucrul mecanic total consumat pentru funcţionarea ciclului

se determină pe baza bilanţului energetic iar, în diagrama T–s:

)ss(Tqq)ii(ii)ii(iilll 32c0c41324312dccmin

sTc (4.78)

Se poate calcula şi eficienţa frigorifică a acestui ciclu, aşa cum

a fost definită anterior:

0c

0

0c

00fi

TT

T

s)TT(

sT

l

q

(4.79)

Se observă că eficienţa frigorifică depinde numai de T0 şi Tc,

fiind cu atât mai mare cu cât diferenţa Tc – T0 este mai mică.



(IFV)

188

4.8.2. Ciclul teoretic – în domeniul vaporilor umezi – al

instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de


În tehnică nu se utilizează maşini frigorifice care să lucreze

după un ciclu Carnot inversat ci se folosesc, în exclusivitate lichide

care vaporizează la temperaturi scăzute (lichide cu vapori reci) şi

care lucrează după un ciclu puţin diferit de ciclul Carnot inversat

(acest lucru nu schimbă însă cu nimic importanţa criteriului de

comparaţie introdus de ciclul Carnot).

Sub forma prezentată anterior, ciclul ideal nu poate fi utilizat

din două motive. Unul din aceste motive este următorul:

La maşinile frigorifice reale, cilindrul detentor conceput pentru

destinderea lichidului frigorific (după transformarea 3–4), este un dispozitiv foarte complex, iar lucru mecanic de destindere obţinut – ld, prin destinderea

lichidului este mic.

Din aceste motive, detentorul D, din schema precedentă se înlocuieşte

cu un dispozitiv mult mai simplu, numit ventil de laminare VL sau ventil de

reglaj VR – fig.4.28.

Aşadar, prin înlocuirea detentorului D cu ventilul de laminare VL,

procesul de laminare nu mai este adiabatic ci izentalpic (i = ct.).

Procesul de destindere izentropă (3–4) trebuie

înlocuit cu un proces de laminare izentalpă (prin

înlocuirea detentorului D cu un ventil de laminare

VL); în ventilul de laminare VL are loc laminarea

lichidului, proces care se desfăşoară la entalpie

constantă (prin laminare scăzând presiunea, o parte

din lichid se evaporă, ajungându-se astfel la starea

de lichid + vapori) – fig. 4.28 a,b.



(IFV)

189

Modificarea este necesară, deoarece procesele frigorifice se desfăşoară

cu trecerea agentului prin starea lichidă pe curba limită (caz în care se impune

un proces de destindere pentru închiderea ciclului; destindere care nu poate avea loc decât dacă procesul este izentalpic).

Procesul este adiabatic - deci se desfăşoară fără schimb de căldură cu

mediul ambiant - şi, deoarece nici nu se produc interacţiuni cu exteriorul sub

formă de lucru mecanic tehnic, este evident că laminarea se desfăşoară cu menţinerea constantă a entalpiei. Presiunea scade de la presiunea de

condensare pc , în amonte de ventilul de laminare, până la presiunea de

vaporizare p0 , în aval de acest aparat. Ventilul de laminare – VL este un dispozitiv asemănător cu un robinet sau cu diafragmă care prezintă o secţiune

de curgere îngustată, reglabilă şi, în care are loc un proces de laminare

adiabatică.

Fig. 4.28. – Schema maşinii frigorifice funcţionând după un ciclu

teoretic în domeniul vaporilor umezi

Este deosebit de un robinet de trecere sau de închidere. Atunci când robinetul este deschis la maxim, secţiunea de trecere este de

cca 20% din secţiunea conductei pe care este montat.

În unele maşini frigorifice - în special cele de puteri frigorifice reduse -

destinderea se realizează într-un dispozitiv mai simplu, respectiv un tub capilar lung, de secţiune redusă (din punct de vedere termodinamic, transformarea din

tubul capilar este considerată tot o laminare adiabatică) [1].



(IFV)

190

Şi în acest caz, schimburile energetice ale unui kilogram de

agent cu exteriorul la parcurgerea ciclului se determină folosind

ecuaţia celor două principii ale termodinamicii – fig.4.29 a,b.

Tdsldiq (4.80)

Procesele termodinamice caracteristice acestui ciclu sunt

următoarele:

Fig.4.29. – Ciclul teoretic al procesului de producere a frigului

prin comprimare mecanică a vaporilor de agent – în domeniul

vaporilor umezi a. Diagrama T – s; b. Diagrama lg p – i

Comprimare adiabatică reversibilă (izentropică) în compresorul

K: procesul 1–2;

Condensare izobar – izotermă în condensatorul C: procesul 2–3;

Laminare izentalpică: – procesul 3 – 4’, în ventilul de laminare

VL proces care determină scăderea temperaturii şi presiunii de la

valoarea corespunzătoare procesului de condensare – pc,Tc, la

valoarea corespunzătoare procesului de vaporizare – p0,T0; în

condiţii adiabatice de desfăşurare şi neglijând variaţia energiei

cinetice a agentului, procesul de laminare este izentalpic i4 = i3.

Se observă că, la sfârşitul laminării adiabatice (procesul 3–4),

entalpia este mai mare decât la sfârşitul destinderii izentropice

(procesul 3–4’), ceea ce conduce la micşorarea puterii frigorifice

specifice qo, cu Δqo.



(IFV)

191

Vaporizare izobar-izotermă în vaporizatorul V: procesul 4–1.

Rezultă:




δlt = – di | lc | = i2 – i1 (4.81)

2–3: Sarcina termică specifică de condensare:

dp = 0

δlt = – vdp = 0

δq = di

qc = i2 – i3 = TC(s2 – s3) = aria 23ac2 (4.82)

3–4: Lucrul mecanic tehnic specific de destindere:

δq = 0

ds = 0

δlt = – di

ld = i3 – i4 = 0 (4.83)

i3 = i4

ld = 0 (4.84)

4–1: Puterea frigorifică specifică de vaporizare:

dp = 0

δlt = – vdp = 0

δq = di

qo = i1 – i4 = To (s1 – s4) = aria 14’bc1 (4.85)

Δqo= i4 – i4’ = To (s4 – s4’) (4.86)

Lucrul mecanic total consumat pentru funcţionarea ciclului

se determină pe baza bilanţului energetic:

|l| = |lc| – ld = i2 – i1 – (i3 – i4) = i2 – i3 – (i1 – i4) =

|qc | – qo= aria 123ab4’1 (4.87)



(IFV)

192

Destinderea prin laminare fiind un proces ireversibil face ca

lucru mecanic al ciclului să nu mai fie reprezentat prin aria

suprafeţei delimitată de conturul ciclului.

Se poate calcula şi eficienţa frigorifică a acestui ciclu, aşa cum

a fost ea definită anterior:

f=

l

qo = 12

41

ii

ii =

0

0

1'4123

1'14

TT

T

abaria

bcaria

C

(4.88)

fif

(4.89)

Se observă că, efectuarea destinderii prin laminare determină,

evident, reducerea eficienţei frigorifice a ciclului teroretic (în

domeniul vaporilor umezi) în raport cu cea a ciclului ideal, Carnot

inversat de referinţă.

4.8.3. Ciclul teoretic – în domeniul vaporilor supraîncălziţi

al instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de


Sub forma prezentată iniţial – ciclul ideal nu poate fi utilizat,

aşa cum s-a precizat, din două motive. Cel de-al doilea motiv este

următorul:

Din punct de vedere funcţional aceasta, presupune vaporizarea completă

a agentului în vaporizatorul V şi alimentarea compresorului K cu vapori

saturaţi uscaţi; picăturile de lichid pătrunse în vaporizator ar putea deteriora compresorul, faza lichidă fiind practic incompresibilă.

Procesul de comprimare (1–2) trebuie deplasat

în domeniul vaporilor supraîncălziţi pentru a evita

astfel condensarea vaporilor în cilindrii

compresorului precum şi pericolul apariţei loviturilor

hidraulice.



(IFV)

193

Aşadar aspiraţia vaporilor umezi de către compresorul K, conduce la

depunerea pe pereţii cilindrului a picăturilor de lichid frigorific care au ca

efect creşterea pierderilor de căldură, înrăutăţirea ungerii, posibilitatea apariţiei şocurilor în timpul funcţionării, scăderea gradului de umplere a

compresorului şi – în final - diminuarea eficienţei frigorifice instalaţiei.

Din acest motiv se preferă funcţionarea compresorului cu vapori uscaţi,

adică funcţionarea în – aşa numitul – regim sec, al compresorului. Compresorul funcţionează în regim uscat cu un grad mai mare de

umplere deci, cu un coeficient de debit mai mare decât în regim umed (între

aceleaşi trepte de presiune). Drept urmare, cursa de aspiraţie a pistonului compresorului şi – implicit - coeficientul de debit se micşorează.

Cu alte cuvinte, desfăşurarea procesului de comprimare în domeniul

vaporilor supraîncălziţi are ca efect creşterea siguranţei în funcţionare a compresorului K.

Schema constructivă a instalaţiei nu se modifică (în raport cu

instalaţia din fig.4.28.

Procesele de lucru sunt ilustrate în fig. 4.30 a,b.

Aşa cum s-a precizat, schimburile energetice ale unui

kilogram de agent frigorific cu exteriorul – la parcurgerea ciclului –

se determinăt, folosind ecuaţia celor două principii ale

termodinamicii:

Tdsldiq (4.90)

Comprimare adiabatică reversibilă (izentropică): procesul 1–2

Compresorul K determină creşterea presiunii şi temperaturii

agentului în stare de vapori saturaţi uscaţi de la valorile

corespunzătoare condiţiilor din vaporizator p0, T0 la cele

corespunzătoar sfârşitului comprimării pc şi T2 > TC.

Aşadar, procesul de comprimare are loc între limitele de

temperatură To şi T2.

Depăşirea temperaturii de condensare la refularea vaporilor

din compresor este o consecinţă a deplasării procesului de

comprimare din domeniul vaporilor umezi în domeniul vaporilor

supraîncălziţi.



(IFV)

194

Fig.4.30. – Ciclul teoretic al procesului de producere a frigului

prin comprimare mecanică a vaporilor de agent

– în domeniul vaporilor supraîncălziţi

a. Diagrama T – s; b. Diagrama lg p – i



(IFV)

195

Procesele termodinamice caracteristice acestui ciclu sunt

următoarele:

Răcire izobară a vaporilor în condensatorul C: procesul 2–2’;

Condensare izobar – izotermă în condensatorul C: procesul 2’–3;

Laminare izentalpică în ventilul de laminare VL: procesul 3–4 ;

Vaporizare izobar – izotermă în vaporizatorul V: procesul 4–1.

Rezultă:




δlt = –di;

|lc| = i2 – i1. (4.91)

2–3: Sarcina termică specifică de condensare:

dp = 0;

δlt = –vdp = 0;

δq = di;

qc = i2 – i3 = TC(s2 – s3) = aria 22’3ac2. (4.92)

3–4: Lucrul mecanic tehnic specific de destindere:

δq = 0;

ds = 0;

δlt = –di ;

ld = i3 – i4 = 0; (4.93)

i3 = i4;

ld = 0.

4–1: Puterea frigorifică specifică de vaporizare

dp = 0;

δlt = –vdp = 0;

δq = di;

qo = i1 – i4 = To (s1 – s4) = aria 14bc1. (4.94)



(IFV)

196

Titlul vaporilor umezi din punctul 4 se determină din condiţia:

14

'

1443 ixi)x1(ii (4.95)

sau

)ii(xiii '

114

'

143

De unde

)ii/()ii(x '

11

'

134 (4.96)

Pe baza bilanţului energetic al ciclului se ajunge la concluzia

că lucru mecanic al ciclului este chiar lucru mecanic pentru

comprimare şi are valoarea:

│l│= │lc│= │qc│– qo = i2 – i3 – (i1 – i4) = i2 – i1 =

= aria 122’3ab41 (4.97)

Datorită deplasării procesului de comprimare în domeniul

supraîncălzit, temperatura de refulare a vaporilor T2 este superioară

temperaturii de condensare TC (considerată a fi egală cu cea a

mediului ambiant – Ta). Consecinţa directă constă în faptul că,

procesul de răcire izobară 2–2’ este ireversibil – pe plan extern –

datorită diferenţei finite scăzătoare de temperatură care

caracterizează transferul căldurii de la agent către mediul ambiant.

Eficienţa frigorifică a ciclului este dată de relaţia :

f = l

qo = 12

41

ii

ii =

413'122

114

abaria

bcaria (4.98)

0

0

21

20

TT

T

TT

T

l

q

C

f

(4.99)

fif

(4.100)



(IFV)

197

Se observă că, atât procesul de destindere prin laminare cât

şi deplasarea începutului comprimării în domeniul vaporilor

supraîncălziţi, reduc eficienţa frigorifică a ciclului teoretic în

raport cu eficienţa ciclului ideal Carnot inversat.

4.8.4. Ameliorări ale instalaţiilor frigorifice cu comprimare

mecanică de vapori într-o treaptă de comprimare

Cele mai simple instalaţii cu comprimare cu o treaptă sunt

utilizate pentru scăderea temperaturii până la –20... –30 0C.

Pentru a se obţine temperaturi mai joase, eficienţe frigorifice

sporite sau condiţii de funcţionare mai bune se recurge la

perfecţionarea ciclului prin:

4.8.4.1. Ciclul teoretic ameliorat prin subrăcire cu apă

Subrăcirea agentului înainte de laminare;

Supraîncălzirea vaporilor aspiraţi în compresor;

Montarea unui aparat numit – separator de lichid;

Introducerea schimbului de căldură regenerativ.

Pentru a îmbunătăţi economicitatea unei

instalaţii frigorifice cu o treaptă de comprimare

se poate introduce în sistem un schimbător de

căldură numit subrăcitor SR – aparat intercalat

între condensatorul C şi ventilulul de laminare

VL – care are rolul de a reduce temperatura

agentului frigorific condensat sub temperatura

de condensare (astfel, influenţa negativă a

ireversibilităţii procesului de laminare asupra

eficienţei frigorifice este diminuată) – fig.4.31.



(IFV)

198

Din fig.4.31 şi fig.4.32 a,b se remarcă faptul că, după

condensarea agentului în condensatorul C , lichidul cu starea 3 este

subrăcit - procesul izobar 3–3′ - în subrăcitorul SR, în care

temperatura scade cu:

ΔTSR = Tc – T3′ (4.101)

Condensarea este urmată de procesul de laminare 3′–4′, după

care procesele se desfăşoară similar cazului în care nu există

subrăcire.

Condensul intră în SR cu temperatura TC şi se subrăceşte

datorită apei de răcire (se ştie deja că, subrăcirea este posibilă doar

dacă temperatura apei de răcire este mai mică decât temperatura de

condensare; nu trebuie confundată temperatura apei de răcire cu

temperatura agentului frigorific lichid subrăcit deoarece această

egalitate poate exista doar în cazul proceselor reversibile).

Fig.4.31. – Schema maşinii frigorifice cu subrăcire

Influenţa subrăcirii poate fi evidenţiată observând că puterea

frigorifică specifică a agentului este:



(IFV)

199

qo' = i1 – i4' = i1 – i4 + i4 – i4' = qo + Δqosr (4.100)

în care:

qo – puterea frigorifică specifică a agentului termic în cazul

ciclului fără subrăcire

iar:

ΔqoSr = i4 – i4' = 44'– reprezintă creşterea puterii frigorifice

datorită subrăcirii.

Sarcina termică specifică a agentului în procesul de subrăcire,

în acest caz, va fi:

│qsr│ = i3 – i3' = '33 = i4 – i4' = Δqosr = 44' (4.101)

Eficienţa frigorifică a ciclului cu subrăcire este:

Srl

qo

'

=l

qq oSro = 1o osr

o

q q

l q=εf 1 osr

o

q

q>εf (4.102)

unde:

osr

o

q

q

– reprezintă creşterea relativă a puterii frigorifice

specifice datorită subrăcirii.

Tot pentru evidenţierea avantajelor acestui tip de instalaţie, în

tabelul următor, se efectuează o analiză copmparativă a calculului

termic a ciclurilor cu şi fără subăcire cu apă – tabel 4.1.[1].



(IFV)

200

Fig.4.32 a, b. – Ciclul ameliorat prin subrăcirea cu apă:

a. diagrama T – s; b. diagrama lg p – i



(IFV)

201

Tabel 4.1 - Analiza comparativă a ciclurilor cu şi fără subrăcire cu apă

FĂRĂ SUBRĂCIRE

CU SUBRĂCIRE

Obs.

puterea frigorifică specifică

410 iiq

puterea frigorificăspecifică

0'410 qii'q avantaj

debitul masic al instalţiei

0

0m0

q

QD


m0

0

0m0 D

'q

Q'D avantaj

lucrul mecanic specific necesar

comprimării

12 iil


comprimării

lii'l 12

puterea necesara comprimării în

compresorul K

lDP m0

puterea necesara comprimării în

compresorul K

P'l'D'P m0

avantaj

sarcina termică specifică a

condensatorului C

32C iiq


condensatorului C

C32C qii'q

sarcina termică a subrăcitorului

SR

'

33

' iiqSr

avantaj

sarcina termică a C

PQqDQ 0ComC

sarcina termică a C şi SR

C0

'

SR

'

comSRC Q'P'Q)qq('DQQ

avantaj

eficienţa frigorifică

P

Q0


'P

Q' 0

avantaj

randamentul exergetic

1T

T

C

0ex


1T

T

C

0ex ex

avantaj

Comparând datele din tabelul 4.1 (pentru cele două cicluri

analizate), se observă că - întotdeauna - este avantajos să se

realizeze subrăcirea în instalaţiile frigorifice.



(IFV)

202

Acest mod de „ameliorare” este specific instalaţiilor

frigorifice care utilizează amoniacului – NH3 ca agent frigorific.

Subrăcirea agentului, în cazul instalaţiilor cu comprimare de

vapori funcţionând cu amoniac, se realizează cu apă de răcire.

În cazul instalaţiilor cu freon se recurge la subrăcirea

regenerativă (internă).

4.8.4.2. Ciclul teoretic ameliorat prin supraîncălzirea vaporilor

aspiraţi de compresor

În cazul ciclului teoretic s-a considerat că vaporii aspiraţi în

compresor sunt saturaţi uscaţi.

În realitate, în vederea îmbunătăţirii umplerii cilindrului

compresorului se recurge la supraîncălzirea vaporilor înainte de

aspiraţie (acest proces poate avea loc atât în vaporizatorul

instalaţiei frigorifice cu comprimare mecanică de vapori cât şi pe

conducta de legătură dintre vaporizatorul V şi compresorul K) – fig.

4.33a,b.

Ciclul teoretic al instalaţiei este reprezentat în diagramele T–s

şi lg p–i, ilustrate în fig. 4.33a,b în care vaporii prezintă un grad

mare de supraîncălzire ΔTsî = T1'–To, proces realizat în

vaporizatorul V, înainte ca vaporii să fie aspiraţi în compresorul K.

În aceste condiţii puterea frigorifică specifică a agentului este:

qo' = i1' – i4 = i1 – i4 + i1' – i1 = qo + Δqosî (4.103)

unde:

qo= i1 – i4 = 41– reprezintă puterea frigorifică fără

supraîncălzirea vaporilor;

Δqosî = i1' – i1 = '11 – reprezintă creşterea puterea

frigorifice datorită supraîncălzirii vaporilor.



(IFV)

203

Fig.4.33 a,b – Ciclul ameliorat prin supraîncălzirea

vaporilor aspiraţi de compresor: a. Diagrama T – s; b. Diagrama lg p – i



(IFV)

204

După cum se observă, procesul de supraîncălzire se

caracterizează printr-un consum de lucru mecanic specific:

l' = i2” – i1' (4.104)

mai mare cu aria 11'2”21 - decât ciclul fără supraîncălzire:

l = i2 – i1 (4.105)

Consumul de lucru mecanic specific în procesul 1-2 este:

│l│= i2 – i1 (4.106)

iar în procesul 1' – 2”:

│l'│ = i2” – i1' (4.107)

rezultă:

│l'│ > │l│ (4.108)

Eficienţa frigorifică a ciclului cu supraîncălzire va fi:

ε'f = '

'

l

qo = 1'

2"

41'

ii

ii (4.109)

Dacă se compară această eficienţă cu cea a ciclului fără

supraîncălzire:

f = l

qo = 12

41

ii

ii (4.110)

Existenţa supraîncălzirii determină deplasarea

procesului de comprimare din 1 – 2 în 1' – 2”.



(IFV)

205

se constată că raportul ε'f /εf este influenţat în mare măsură de

natura agentului frigorific [25].

Aceasta înseamnă că, supraîncălzirea vaporilor la aspiraţia în

compresor se face simţită şi în consumul specific de energie al

instalaţiei.

Influenţa supraîncălzirii vaporilor este ilustrata în tabelul 4.2. Tabel nr. 4.2.

Mărimi caracteristice ale ciclului în cazul agenţilor frigorifici

NH3, R-12, R-22

Agent NH3 R-12 R-22 T0/Tc –25/+30 –25/+30 –25/+30

tsi [0C] 5 35 5 35 5 35

q0 [kJ/kg] 1125 1192 121,4 139,3 165,2 185

v`

[m3/kg] 0,8 0,9 0,138 0,158 0,117 0,129

q0v [kJ/m3] 1400 1325 880 880 1410 1442

t”2 [0C] +130 +170 +47 +80 +70 +103

l [kJ/kg] 312 352 33,1 38,25 47,8 52,8

f 3,61 3,39 3,67 3,64 3,46 3,505

f(35)/ f(5) % 100 93,9 100 99,2 100 101,3

Efectul supraîncălzirii poate fi favorabil sau defavorabil şi în

funcţie de caracteristicile termodinamice ale agentului de lucru

folosit.

Din analiza datelor din tabel se observă existenţa unei noi mărimi

caracteristice – numită putere frigorifică specifică volumică qv – care

reprezintă căldura ce ar putea fi preluată de unitatea de volum de agent

aspirat de compresor.

Această mărime condiţionează debitul volumic D0v de vapori

aspiraţi în cilindrii compresorului.

Dacă se notează prin Q0 puterea frigorifică a instalaţiei (definită

ca fiind căldura preluată în unitatea de timp în procesul de realizare



(IFV)

206

a efectului frigorific), se constată că debitul masic D0m – exprimat

în [kg/s] – de agent care parcurge ciclul este dat de relaţia:

0

00

q

QD m (4.111)

Debitul volumic de vapori aspiraţi de compresor – exprimat în

[m3/s] – cu starea l' va fi:

v

mvq

Q

vq

Qv

q

QvDD

0

0

1

0

01

0

0100

'

'' (4.112)

unde:

''

1

010

v

qq v (4.113)

reprezintă tocmai puterea frigorifică specifică volumică exprimată în

33 m

kJ

kgm

kgkJ, în condiţiile stării 1' a vaporilor la aspiraţia K.

Concluzii:

Supraîncălzirea vaporilor de agent la

aspiraţia în compresor depinde de natura

agentului; valoarea temperaturii de aspiraţie

trebuie să asigure funcţionarea compresorului K

în regim uscat şi să nu conducă la depăşirea

valorii admisibile a temperaturii de refulare.

Astfel la amoniac - NH3, nu se recomandă

supraîncălzirea, (max.5 – 100C) pe când la freoni

se impune o supraîncălzire organizată.



(IFV)

207

4.8.4.3. Ciclul teoretic ameliorat prin subrăcire internă

(regenerare)

O instalaţie care foloseşte această soluţie pentru subrăcire

este prezentată în fig 4.34 iar procesele de lucru care alcătuiesc

ciclul cu regenerare sunt redate în fig.4.35a,b.

Fig.4.34. – Instalaţia frigorifică cu subrăcire internă

Pentru instalaţiile frigorifice care utilizează

freoni, se foloseşte o altă metodă de ameliorare a

ciclului frigorific, denumită subrãcire internă, sau

regenerare.



(IFV)

208

Pentru instalaţiile frigorifice funcţionând cu freon, se

recomandă grade de supraîncălzire cât mai mari.

Deoarece supraîncălzirea vaporilor nu este raţională din punct

de vedere al eficacităţii schimbului de căldură se recomandă

realizarea supraîncălzirii vaporilor pe baza subrăcirii lichidului

obţinut prin procesul de condensare în cadrul unui transfer de

căldură (ireversibil) regenerativ. De asemenea, se poate obţine şi o

importantă reducere a pierderilor de energie la laminare prin

utilizarea schemei cu regenerator.

Specific acestui procedeu de subrăcire a condensului (realizat

pe seama supraîncălzirii vaporilor reci, furnizaţi de vaporizatorul V,

în regeneratorul - Rg), este faptul că, pe lângă creşterea puterii

frigorifice, creşte şi lucrul mecanic consumat dar - în ansamblu -

eficienţa frigorifică f se măreşte.

Avantajul principal al acestei ameliorări, îl reprezintă faptul că

asigură funcţionarea în regim "uscat" a compresorului K, adică în

domeniul vaporilor supraîncălziţi, fără prezenţa lichidului în

cilindri. Pentru înţelegerea avantajelor acestui tip de instalaţie, se

efectuează un calcul comparativ al ciclurilor cu şi fără regenerator

în tabelul 4.3.

Toate mărimile corespunzătoare ciclului cu subrăcire internă

sunt notate în tabel cu indicele '(prim). Se consideră că ambele

instalaţii au aceeaşi putere frigorifică.

În schimbătorul de căldură regenerativ Rg, lichidul cu starea 3

se subrăceşte până la starea 3′:

ΔTsr = Tc – T3′ (4.114)

pe seama supraîncălzirii vaporilor din starea 1 până în starea 1′:

ΔTsî = T1′ –To (4.115)

Dacă schimbătorul regenerativ Rg este izolat rezultă:

qsî = i1′ - i1 = '1

1sTd = '11 =│qsr│= i3 – i3′ =

'3

3sTd = '33 (4.116)



(IFV)

209

Fig.4.35 a,b - Ciclul ameliorat prin subrăcirea internă: a. diagrama T – s; b. diagrama lg p – i



(IFV)

210

Tabel 4.3

Analiza comparativă a ciclurilor cu şi fără regenerare

FĂRĂ SUBRĂCIRE

INTERNĂ

CU SUBRĂCIRE

INTERNĂ Observaţii


410 iiq


0'410' qiiq

avantaj


0

00

q

QD m


mm Dq

QD 0

0

00

''

avantaj


comprimării

12 iil

lucrul mecanic specific

necesar comprimării

'" 12' iil

dezavantaj

minim

(diferenţe mici)

puterea necesara comprimării

în compresorul K

lDP m0

puterea necesara comprimării

în compresorul K

''' 0 lDP m

se impune

calcul pentru a

putea compara

sarcina termică specifică a C

32 iiqC

sarcina termică specifică a C

CC qiiq 32"'


SR

1'1'33' iiiiqgR

sarcina termică a

condensatorului C

PQqDQ Comk 0

sarcina termică a

condensatorului C şi

subrăcitorului SR

'''' 0 PQqDQ ComC

se impune

calcul pentru a

putea compara


P

Q0


'' 0

P

Q

se impune

calcul pentru a

putea compara


1T

T

C

0ex


1T

T

C

0ex ex

avantaj



(IFV)

211

Impunând un anumit grad de supraîncălzire ΔTsî rezultă

entalpia şi – implicit - temperatura lichidului subrăcit:

i3′ = i3 – ( i1′ - i1) (4.117)

Ultima relaţie permite stabilirea relaţiei de legătură ΔTsr şi ΔTsî.

c1ΔTsr = cpmΔ Tsî (4.118)

sau

ΔTsr = 1c

c pm ΔTsî (4.119)

cpm – căldura specifică izobară medie a procesului de

supraîncălzire la p = ct în procesul de supraîncălzire 1–1′;

c1 – căldura specifică a lichidului în procesul de subrăcire 3–3′.

Observând faptul că: '410' iiq iar

'" 12' iil

rezultă că

eficienţa economică a ciclului teoretic cu răcire regenerativă este

dată de: εf = '

'

0

l

q=

'

1

"

2

'

41

ii

ii (4.120)

Utilizarea subrăcirii regenerative prezintă următoarele avantaje:

Utilizarea eficientă a suprafeţei de schimb de căldură a

vaporizatorului V (suprafaţa vaporizatorului fiind spălată de

lichidul frigorific care se evaporă);

Obţinerea unui grad de subrăcire mai avansat, (nu poate fi

obţinut cu ajutorul apei de răcire), eliminând astfel pericolul

formării de vapori la intrarea în ventilul de laminare VL;

Diminuarea pierderilor de frig prin conducta de aspiraţie a

compresorului K, datorită temperaturii relativ ridicate a

vaporilor aspiraţi.

Ca dezavantaje se pot menţiona:

Schemă constructivă mai complicată;

Apar pierderi suplimentare prin ireversibilitatea procesului de

transfer de căldură în regeneratorul Rg la diferenţe finite de

temperatură.



(IFV)

212

4.8.4.4. Ciclul teoretic ameliorat prin separator de lichid (SL)

Procesul de separare a vaporilor reci de masa de lichid (care

poate fi antrenată din vaporizatorul V - în special în instalaţia

funcţionând cu compresor volumic, în cursa de aspiraţie a acestuia),

are loc deoarece:

în urma fenomenului de micşorare a energiei cinetice a

masei de vapori reci, la intrarea în separatorul de lichid SL

(datorită măririi importante a secţiunii de trecere), masa de

lichid nu mai poate fi antrenată către compresorul K,

aceasta căzând la baza separatorului prin greutate proprie;

întoarcerea agentului frigorific – lichid - din separatorul

SL în vaporizatorul V, se face gravitaţional sau forţat

(folosind o pompă de circulaţie);

picăturile fine de lichid care ar putea fi antrenate către

compresorul K împreună cu jetul de vapori reci, se depun

pe pereţii unui material ceramic amplasat la partea

superioară a separatorului de lichid SL, între doi pereţi de

plasă metalică (inele Rasching) şi, prin care este obligat să

treacă jetul de vapori înainte de a fi aspirat de compresor.

După laminare – fig.4.36, fig.4.37 - agentul frigorific cu starea

- 4 de vapori saturaţi umezi cu titlul - x4 este dirijată în separatorul

de lichid SL unde are loc separarea lichidului de stare - 4' de vapori

saturaţi uscaţi de stare - 4”.

Pentru asigurarea funcţionării compresorului K

în regim uscat, în schema instalaţiei frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori se introduce aparat

numit separator de lichid SL – fig.4.36.



(IFV)

213

Fig.4.36. – Instalaţia frigorifice cu separator de lichid

Fig.4.37. – Ciclul ameliorat prin separator de lichid în diagrama T – s.



(IFV)

214

Vaporii formaţi în vaporizatorul V, teoretic de stare 1 ≡ 4”

sunt introduşi tot în separatorul de lichid SL şi, chiar dacă

vaporizarea în vaporizatorul V a fost incompletă, compresorul K va

fi alimentat cu vapori saturaţi uscaţi, iar vaporizatorul V cu lichid

saturat.

Din schema instalaţiei se constată existenţa a două circuite

parcurse de debite diferite de agent D0m1 şi D0m2 – fig.4.36.

Raportul celor două debite se poate determina scriind bilanţul

termic pentru separatorul de lichid - fig.4.37.

D0m1i4 + D0m2 i1 = D0m1 i4” + D0m2i4 (4.121)

Ecuaţia 4.121 se împarte la D0m1:

i4 + i1 10

20

m

m

D

D= i4” + i4

10

20

m

m

D

D (4.122)

se notează cu µ – raportul celor debite de agent (i1 = i4”):

μ= 10

20

m

m

D

D =

'" 44

41

ii

ii=

'" 44

4

"

4

ii

ii

abaria

acaria

''44

44'

''

< 1 (4.123)

Având în vedere că:

i4” - i4 = ro (4.124)

este căldura de vaporizare a agentului la po,To;

şi

i4 = i4 + x4ro (4.125)

se poate scrie:



(IFV)

215

μ='

4

''

4

4

'

4

''

4

ii

xrii o = o

oo

r

xrr 4 = o

4o

r

)x1(r=

o

o

r

q

(4.126)

De asemenea, ţinând seama de faptul că ro este căldura de

vaporizare a agentului - la po şi To rezultă:

μ = o

o

r

q= 1 – x4 (4.127)

Eficienţa frigorifică a ciclului (εSl ) va fi:

Sl = P

Qo = lD

rD

m

om

10

20 = μ l

ro = l

qo = εf (4.128)

în care:

Q0 – este puterea frigorifică realizată în vaporizatorul V

P – este puterea teoretică consumată în compresorul K

Rolul separatorului de lichid SL se rezumă, aşadar, la

asigurarea alimentării cu vapori uscaţi a compresorului cu piston şi

eliminarea posibilelor pătrunderi de picături de lichid în cilindrii

acestuia (asigurându-i astfel funcţionarea în regim „uscat”[13].

Lichidul separat de vapori revine în vaporizatorul V,

contribuind astfel la umplerea mai completă a acestuia cu agent

frigorific lichid (asigurând funcţionarea în regim „înecat” a

vaporizatorului V - aspect pozitiv de altfel - deoarece conduce la

mărirea coeficienţilor de schimb de căldură convectivi:

lichid > vapori

Separatorul de lichid SL, în cadrul instalaţiei frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori, constituie pentru compresorul K,

un mic rezervor tampon, fără a influenţa însă, eficienţa

frigorifică.



(IFV)

216


producere a frigului prin comprimarea vaporilor de

agent într-o treaptă, cu subrăcire

Totodată, aceste elemente stau la baza dimensionării şi

verificării aparatelor instalaţiei frigorifice.

Pentru calculul termic al unei maşini frigorifice o parte din

parametrii sunt specificaţi prin datele de proiectare iar ceilalţi

trebuiesc stabliţi cu ajutorul diagramelor termodinamice ale

proceselor.

De regulă, parametrii specificaţi iniţial sunt:

Puterea frigorifică (capacitatea frigorifică) – Q0 – ce trebuie

realizată de instalaţie, funcţie de procesul tehnologic deservit de

către aceasta [W] [kcal/h];

Temperatura de vaporizare – T0 [K]

Temperatura de condensare – TC [K]

Temperatura de subrăcire – TSR [K]

În funcţie de tipul agentului frigorific utilizat se mai cunosc:

Presiunea de vaporizare – p0 [bar]

corespunzătoare temperaturii T0;

Presiunea de condensare – pc [bar]

corespunzătoare temperaturii Tc;

Transpunerea ciclului frigorific în diagrama

entropică T–s, în diagrama log p–i precum şi

adaptarea acestuia la condiţiile specifice fiecărei

instalaţii este deosebit de importantă, deoarece

permite determinarea presiunilor de lucru, a

puterilor termice la nivelul aparatelor instalaţiei şi a

debitului de agent frigorific necesar a fi vehiculat

pentru obţinerea efectului frigorifc.



(IFV)

217

Calculul termic al instalaţiei frigorifice trebuie să ia în considerare şi

temperatura mediului răcit Ti şi temperatura agentului de răcire al

condensatorului Tr. Temperaturile de vaporizare T0 şi de condensare TC - în cazul ciclului

teoretic - se consideră a fi egale cu temperaturile Ti şi Tr, iar - în cazul ciclului

real al instalaţiei frigorifice – valorile acestora se pot calcula cu relaţiile:

00 tTT i (4.129)

crc tTT (4.130)

în care pentru diferenţele de temperatură t0 şi tc, din considerente

economice, se adoptă valorile t0 = 2... 8 0C şi tc = 2... 5

0C.

Având în vedere faptul că, pentru gradul de supraîncălzire a vaporilor, se

recomandă tsi = 5...7 0C, iar pentru cel de subrăcire a lichidului tsr = 8... 13

0C, se determină temperaturile de supraîncălzire Tsi şi subrăcire Tsr cu relaţiile:

sisi tTT 0 (4.131)

srcsr tTT (4.132)

Se stabilesc apoi parametrii de stare ai agentului frigorific (p,

v, t, i etc.) în punctele caracteristice ale ciclului, cu ajutorul datelor

de calcul, a tabelelor, a diagramelor termodinamice sau a relaţiilor

analitice.

Capacitatea (puterea) frigorifică specifică masică – qom:

qom – cantitatea de căldură preluată de la vaporizator V

(mediul răcit) de către 1kg de agent frigorific.

Este cantitatea de căldură reprezentată de suprafaţa S114S4

– fig.4.32a, respectiv conţinutul de căldură indicat de variaţia de

entalpie exprimată în [kcal/kg] sau [kJ/kg] - fig.4.32b:

qom = i1 – i4 (4.133)

Capacitatea (puterea) frigorifică specifică volumică – qov:

qov – cantitatea de căldură care ar putea fi preluată de unitatea

de volum de agent aspirat în compresorul K în procesul de realizare



(IFV)

218

a efectului frigorific (care se referă la starea agentului la intrarea în

compresor) – [kg/m3]:

'1

00

v

qq m

v (4.134)

v1' – volumul masic (specific) al vaporilor [m3/kg]

Capacitatea frigorifică volumică qov influenţează direct

dimensiunile compresorului K, deoarece, condiţionează debitul

volumic D0v de vapori aspiraţi.

La compresoarele de puteri mici se recomandă – din motive

de execuţie – agenţii frigorifici cu capacităţi frigorifice volumice

mici. În cazul unei insalaţii de dimensiuni mici, instalaţie în care debitul de

agent frigorific Dov este redus, dacă s-ar lucra cu valori mari pentu qov, ar rezulta dimensiuni foarte mici pentru compresor (greu de realizat la

compresoarele cu piston).

Lucrându-se cu valori diminuate pentru qov, la aceeaşi instalaţie de dimensiuni reduse, s-ar obţine valori mari de investiţie pentru conductele de

distribuţie a agentului frigorific dar, s-ar simplifica execuţia compresorului K.

La turbocompresoare se recomandă agenţi cu capacitate

frigorifică volumică qov mică.

În cazul instalaţiilor care lucrează la temperaturi de vaporizare

joase se recomandă – agenţi cu capacitate frigorifică volumică qov

mare.

Cele mai mari valori ale puterii frigorifice volumice le are bioxidul de

carbon - CO2, urmat de R-22, amoniac- NH3, R-12, clorura de metil, bioxidul

de sulf - SO2, clorura de etil etc (în această ordine vor descreşte şi dimensiunile compresorului).

În concluzie, puterea de răcire a compresorului care - în acelaşi timp

reprezintă şi puterea frigorifică a instalaţiei exprimată în [W] sau [kcal/h]-

vv qDQ 000 (4.135)

depinde atât de natura agentului, cât şi de regimul de lucru.



(IFV)

219

Un agent care are o valoare mare pentru capacitatea frigorifică

volumică qov conduce la creşterea Q0.

Totodată, pe măsură ce se închide ventilul de laminare VL (prin variaţia regimului intern al instalaţiei) temperatura de vaporizare T0 scade, ducând la

micşorarea puterii frigorifice a instalaţiei - Q0.

Debitul masic de vapori aspiraţi – [kg/s]:

Dom = om

o

q

Q (4.136)

Debitul masic de agent frigorific Dom se poate stabili dacă se

cunoaşte puterea frigorifică Q0 cerută în instalaţie precum şi

capacitatea frigorifică specifică qom.

Debitul volumic de vapori aspiraţi [m3/s]:

Dov =vm

mq

Qv

q

QvD

0

0

1

0

0

10 (4.137)

Pe baza acestei relaţii se poate dimensiona compresorul

teoretic. Se observă că, dimensiunile compresorului sunt cu atât mai

mari cu cât puterea frigorifică specifică volumică a agentului

frigorific este mai mică.

Aşadar, capacitatea frigorifică volumică influenţează direct

dimensiunile compresorului, deoarece – aşa cum s-a specificat -

condiţionează debitul volumic D0v de vapori aspiraţi.

Lucru mecanic specific pentru comprimarea vaporilor - lc

Echivalentul caloric al lucrului mecanic consumat este

reprezentat prin variaţia de entalpie (i2 – i1) exprimată în [kcal/kg]:

lc = i2 – i1 (4.138)



(IFV)

220

şi reprezintă lucrul mecanic consumat pentru comprimarea unui kg

de vapori de la starea 1 la starea 2.

Capacitatea frigorifică specifică a condensatorului C - qC

exprimată în – [kcal/kg] sau [J/kg]:

qC = i2 – i3 (4.139)

Este cantitatea de căldură pe care o cedează agentul frigorific

sursei calde prin agentul de răcire utilizat la condensatorul C şi care

măsoară variaţia de entalpie (i2 – i3).

Capacitatea frigorifică specifică a subrăcitorului SR - qSR

exprimată în – [kcal/kg] sau [J/kg]:

qSR = i3 – i3΄ (4.140)

Este cantitatea de căldură pe care o cedează agentul frigorific

sursei calde prin agentul de răcire utilizat la subrăcitor şi care

măsoară variaţia de entalpie (i3 – i3΄).

Capacitatea termică a condensatorului QC – [W] [kcal/h]

QC = Dom . qC (4.141)

Capacitatea termică a subrăcitorului QSR – [W] [kcal/h]

QSR = Dom . qSR (4.142)

Puterea teoretică consumată de compresor pentru

comprimarea vaporilor – Pt [W]:

Pt = Dom (i2 – i1) = Dom . lc (4.143)

Se verifică bilanţul termic al instalaţiei:

Qo + Pt = Qc + QSR (4.144)



(IFV)

221

Eficienţa frigorifică a instalaţiei:

εf = t

o

P

Q=

com

moom

lD

qD=

c

om

l

q (4.145)

Concluzii:

O instalaţie frigorifică trebuie să răspundă scopului pentru

care a fost concepută, realizarea ei făcându-se cu investiţii

financiare minime.

Acest aspect presupune valori mari pentru puterea frigorifică Qo şi

dimensiuni minime pentru elementele componente ale instalaţiei frigorifice

(vaporizator, condensator, compresor, conducte etc.)

Din observaţiile enumerate, rezultă că parametrii T0,TC,TSR

sunt determinanţi în aprecierea performanţelor unei maşini

frigorifice. Din acest motiv, pentru studiul comparativ al

maşinilor frigorifice, s-au fixat, anumite condiţii

convenţionale, de referinţă: normale, standard etc:

Pentru condiţii normale se impun valorile:

Temperatura de vaporizare t0 = – 10 [0C]

Temperatura de condensare tc = +25 [0C]

Temperatura de subrăcire tSR= +15 [0C]

Pentru condiţii standard se impun valorile:

Temperatura de vaporizare t0 = – 15 [0C]

Temperatura de condensare tc = +30 [0C]

Temperatura de subrăcire tSR = +25 [0C]

O atenţie deosebită trebuie acordată valorii cilindreei Dov de

care depind direct dimensiunile constructive ale

compresorului K; cilindreea Dov care - în cazul teoretic -



(IFV)

222

coincide cu volumul de vapori aspiraţi, depinde direct de

capacitatea volumică q0v, a agentului frigorific. Totodată şi

capacitatea frigorifică Qo a instalaţiei depinde de q0v.

Valoarea optimă a q0v se stabileşte în funcţie de natura

instalaţiei şi condiţiile de lucru [13].


vapori în două trepte de comprimare

4.9.1. Necesitatea comprimării de vapori în două trepte

În procesele care impun ca temperatura de vaporizare – 0T să

fie foarte scăzută, iar temperatura de condensare – CT să poată fi

păstrată la valori acceptabile (nu foarte ridicate), instalaţia

frigorifică cu comprimare mecanică de vapori într-o treaptă nu se

recomadă a mai fi folosită deoarece:

În cazul unui compresor frigorific cu R–22 şi a unui spaţiu mort

(vătămător) ε0 = 4...5%, coeficientul de debit se anulează pentru

rapoarte pc/p0 = 20...25, ceea ce corespunde, în cazul TC = 300C, unor

temperaturi de vaporizare de T0 = –52... –56 0C.

are loc creşterea raportului de comprimare

0c ppH , pe care trebuie să-l realizeze compresorul

instalaţiei frigorifice, însoţit, totodată, de diminuarea

coeficientului de debit

şi, implicit de diminuarea

randamentului indicat al compresorului i .



(IFV)

223

Prin compararea ciclurilor suprapuse se constată că, odată cu

scăderea temperaturii de vaporizare )TT(TT *

00

*

00 şi creşterea

temperaturii de condensare )TT(TT *

cc

*

CC , lucrul mecanic

consumat pe ciclu )ll(ll *

cc

*

cc creşte iar capacitatea frigorifică

)qq(qq *

00

*

o0 scade, ceea ce – în final – conduce la

diminuarea eficienţei ciclului frigorific.

Pentru ciclul ''"'"' 43221 cu limitele de temperatură *

0T şi *

CT

apropiate, eficienţa frigorifică este:

''"'"'

'''''

*

*

0*

43221

414

aria

baaria

l

q (4.146)

Pentru ciclul 1234

cu limitele de temperatură 0T şi c

T

apropiate, eficienţa frigorifică este:

34122

441'

0

aria

abaria

l

q (4.147)

la temperaturi de vaporizare scăzute T0,

temperatura de comprimare TC – depăşeşte valorile

admisibile de circa 1450C, corespunzătoare

temperaturii de cocsificare a uleiului; în aceste

condiţii, eficienţa frigorifică ε – scade, datorită

diminuării capacităţii frigorifice specifice q0 şi

măririi lucrului mecanic de comprimare specific lc –

fig.4.38.



(IFV)

224

Fig. 4.38 – Ciclul teoretic a două procese suprapuse:

a. diagrama T – s.; b. diagrama log p – i.



(IFV)

225

Se observă că:

*ll (4.148)

iar *

00 qq

(4.149)

rezultă: *

(4.150)

În situaţii extreme, la creşterea prea accentuată a raportului de

comprimare, 0c ppH aceste instalaţii devin nu doar neeconomice ci chiar

imposibil de utilizat .

Limita de utilizare a comprimării mecanice într-o treaptă

depinde de agenţii frigorifici utilizaţi.

Orientativ, se pot realiza temperaturi scăzute de până la:

t0 < –350C – proces într-o treaptă de comprimare;

–35 0C < t0 < –60

0C – proces în două trepte de comprimare;

–60 0C < t0 < –80

0C – proces în trei trepte de comprimare.

Trecerea la instalaţia cu două trepte devine raţională la scăderea

temperaturii de vaporizare sub –15... –270C pentru instalaţiile cu amoniac şi

–20…–350C pentru freoni.

Prin urmare, prin mărirea intervalului dintre *

0T

şi *

cT – pe de o parte – scade eficienţa ciclului (ε*), iar

– pe de altă parte – creşte consumul de energie şi se

reduce coeficientului de debi - , al compresorului K.



(IFV)

226

În principiu, raportul de comprimare 0c ppH , nu trebuie să

depăşească valoarea H = 8 la utilizarea compresoarelor cu piston verticale, respectiv – valoarea H = 6 – la utilizarea compresoarelor cu piston orizontale.

În vederea desfăşurării proceselor în condiţii normale – atunci

când între temperatura *

0T şi

*

cT există o diferenţă mare – se propun

două soluţii:

comprimarea vaporilor în mai multe trepte, respectiv – răciri

intermediare (folosind în acest scop apa de răcire, aerul, sau o

parte din agentul frigorific din instalaţie care va evolua după

unul sau mai multe cicluri auxiliare corespunzătoare; aceste

cicluri auxiliare pot fi folosite numai pentru răcirile intermediare

ale vaporilor, în procese succesive de comprimare sau, pot fi

utilizate şi pentru producerea frigului la temperaturi intermediare

– adică la o temperatură sau la mai multe niveluri de temperatură

cuprinse între temperatura de vaporizare *

0T şi temperatura de

condensare *

cT ; asemenea procese rezultă prin suprapunerea

parţială a două sau mai multe cicluri frigorifice simple);

comprimarea vaporilor “în cascadă” cu doi agenţi diferiţi –

proces care se poate realiza pentru utilizarea frigului la una sau

mai multe nivele de temperatură [1].

La proiectarea instalaţiilor frigorifice pentru

realizarea unor temperaturi de vaporizare aflate în

domeniul pentru care se pot utiliza atât instalaţii cu o

treaptă cât şi cu două trepte de comprimare, se va

efectua o analiză comparativă, tehnico–economică,

în vederea alegerii variantei optime [13].



(IFV)

227

4.9.2. Răcirea intermediară

4.9.2.1. Răcirea intermediară cu apă

Soluţia care foloseşte răcirea intermediară cu apă se poate aplica

atunci când temperatura vaporilor refulaţi de compresorul K din prima

treaptă este mai mare decât temperatura de condensare Tc.

Vaporii supraîncălziţi rezultaţi de la treapta întâi vor fi răciţi

până la o temperatură apropiată de cea a apei de răcire (diferenţa

minimă admisă fiind de minimum 100C).

La sfârşitul răcirii intermediare, vaporii de agent frigorific vor

avea o temperatură apropiată de temperatura de condensare Tc.

Răcirea intermediară cu apă se realizează într-un schimbător

de căldură intermediar Ri. [1].

4.9.2.2. Răcirea intermediară cu agent frigorific

Pentru o diminuare mai accentuată a temperaturii vaporilor

rezultaţi din prima treaptă se poate utiliza chiar agentul frigorific

din acele părţi ale instalaţie în care acesta – agentul frigorific – are

temperatura mai coborâtă decât cea a apei de răcire.

Răcirea intermediară presupune folosirea agentului frigorific

sub formă lichidă sau, sub formă de vapori saturaţi.

Se poate considera că acest proces de răcire este mai eficient

deoarece – la aspiraţia în treapta a doua – vaporii, pot avea

temperaturi mult mai coborâte decât temperatura de condensare TC,

Evitarea creşterii temperaturii de refulare, se

realizează prin răcirea vaporilor între cele două

trepte de comprimare.

Acest proces se numeşte răcire intermediarã şi

se poate realiza cu apă sau cu agent frigorific.



(IFV)

228

efect ce nu poate fi realizat la răcirea cu apă (astfel – şi la refularea

din treapta a doua – temperatura va fi mult mai coborâtă decât

atunci când se foloseşte apa ca agent de răcire intermediar).

În instalaţiile care folosesc amoniacul NH3 ca agent frigorific,

răcirea intermediară se realizează cu lichidul sau vaporii proveniţi dintr-

un aparat denumit butelie de rãcire intermediarã BRI.

În instalaţiile funcţionând cu freoni, răcirea intermediară se

realizează în schimbătoare interne de căldură, denumite şi

regeneratoare, specifice acestor agenţi.

Exprimate sintetic, avantajele şi dezavantajele, utilizării

instalaţiilor frigorifice cu comprimare mecanică de vapori – IFV

în mai multe trepte de comprimare sunt următoarele:

Avantaje:

scade consumul de energie;

se diminuează riscul de ardere (cocsificare) sau aprindere a

uleiului de ungere, deoarece temperatura finală de refulare

scade;

creşte coeficientul de debit – T

datorat încălziri agentului

la aspiraţie, deoarece scade temperatura medie a cilindrilor;

creşte coeficientul de debit datorat spaţiului mort – 0

deoarece, pe fiecare treaptă în parte, raportul de

comprimare este mai mic decât cel total;

se reduce diferenţa de presiune pe feţele pistoanelor, ceea

ce determină creşterea coeficientul de debit – (ceea ce

are drept consecinţă reducerea pierderilor prin neetanşeităţi

şi reducerea solicitării mecanismului motor).

Dezavantaje:

creşte complexitatea şi costul instalaţiei prin mărirea

numărului aparatelor şi a numărului de circuite frigorifice;

exploatarea devine mai dificilă, deoarece presupune

folosirea de personal calificat.



(IFV)

229

4.9.3. Principiul de funcţionare a instalaţiei frigorifice cu

două trepte de comprimare

Analiza funcţionării unei instalaţii frigorifice cu două trepte de

comprimare presupune evidenţierea a două categorii de procese (condiţionate de starea vaporilor răciţi, la finalul răcirii intermediare):

Răcire intermediară completă – atunci când vaporii

refulaţi se răcesc până la saturaţie;

Răcire intermediară incompletă – atunci când vaporii

refulaţi rămân supraîncălziţi.


trepte (cu o temperatură de vaporizare), două laminări

şi răcire intermediară completă (instalaţie frigorifică în

două trepte cu injecţie totală de lichid)

Instalaţia în două trepte de comprimare (şi o

temperatură de vaporizare) cu două laminări şi

răcire intermediară completă – mai este numită şi

instalaţie frigorifică cu injecţie totală de lichid

fig.4.39.

Schemele instalaţiilor frigorifice cu

compreimare de vapori în două trepte sunt foarte

variate în funcţie de tipul agentului frigorific,

temperatura apei de răcire precum şi în funcţie de

scopul urmărit.



(IFV)

230

În această instalaţie agentul frigorific este condensat în

condensatorul C, subrăcit în subrăcitorul SR, fiind apoi laminat de

doua ori, mai întâi până la pi în VL2 şi apoi până la p0 în VL1 (de

aici provine şi denumirea instalaţiei – cu două laminări).

Practic, instalaţia are două circuite distincte:

circuitul de joasă presiune alcătuit din VL1, V, K1,RI;

circuitul de înaltă presiune, alcătuit din K2, C, SR, VL2.

Aparatul care leagă cele două circuite este BRI – fig.4.39.

Fig. 4.39. – Instalaţie frigorifică în două trepte cu injecţie

totală de lichid (răcire intermediară completă) VL1 – ventilul de laminare din treapta de joasă presiune; V – vaporizator;

K1 – compresorul din treapta de joasă presiune; RI – răcitor intermediar;

BRI – butelie de răcire intermediară; K2 – compresorul din treapta de înaltă presiune;

C – condensator; SR – subrăcitor; VL2 – ventilul de laminare din treapta de înaltă

presiune



(IFV)

231

Aşa cum s-a precizat, rãcirea intermediarã completă este posibilă numai

prin amestecul vaporilor refulaţi din prima treaptă de comprimare, cu lichid

saturat, aflat la aceeaşi presiune intermediară – fig.4.40. Butelia de răcire intermediară BRI, este un recipient în care se găsesc în

echilibru lichid şi vapori de amoniac, aflaţi la presiunea intermediară pi,

respectiv la temperatura de saturaţie corespunzătoare, denumită şi temperatură

intrmediară, notată cu Ti . Aparatul este alimentat prin intermediul unui ventil de laminare VL2 care

preia lichid aflat la pc şi îl aduce la pi prin laminare adiabatică.

Fig.4.40. – Baterie de răcire pentru răcirea intermediară completă VL2 – ventilul de laminare din treapta de înaltă presiune; BRI – baterie de răcire

intermediară;K1 – compresorul din treapta de joasă presiune; K2 – compresorul din

treapta de înaltă presiune;

În butelia de răcire intermediară BRI vaporii umezi, rezultaţi în urma

procesului, se separă atât de lichidul aflat în partea inferioară a buteliei, cât şi de vapori care se regăsesc la partea superioară a acesteia.

Se poate spune că - în acest recipient - între lichid şi vapori - există o

suprafaţă de separaţie. Deoarece agentul din BRI se găseşte la temperatura intermediară Ti –

mult mai mică decât temperatura mediului ambiant – BRI se izolează termic.



(IFV)

232

Din vaporizatorul V, vaporii cu starea 1, sunt aspiraţi de

compresorul K1 din treapta de joasă presiune şi comprimaţi

adiabatic până la starea 2 – fig.4.41.

Aceşti vapori, de stare 2 sunt răciţi în răcitorul intermediar RI

până la starea 2’.

Fig.4.41. – Ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice

în două trepte cu injecţie totală de lichid

RI este un schimbător de căldură în care răcirea vaporilor refulaţi din

treapta de joasă presiune se realizează cu apă. Acest aparat se foloseşte doar dacă temperatura vaporilor refulaţi din treapta întâi este, cu cel puţin, 20

0C

mai mare decât temperatura de condensare (T2 >TC + 200C).

Astfel, RI are rolul de a diminua debitul masic de agent frigorific din treapta a doua (ceea ce – implicit – conduce la scăderea consumurilor

energetice specifice treptei a doua de comprimare).



(IFV)

233

Vaporii sunt apoi subrăciţi (răciţi suplimentar) în BRI până

la starea de saturaţie 2”, cu ajutorul agentului de lucru introdus

prin VL2 care se evaporă şi preia căldura de vaporizare de la

vaporii refulaţi din prima treaptă (motiv pentru care debitul de agent

D0m2, vehiculat prin treapta a doua este mai mare decât debitul D0m1,

vehiculat în prima treaptă).

Prin introducerea buteliei intermediare BRI vaporii comprimaţi în prima

treaptă se răcesc până la temperatura de vaporizare corespunzătoare treptei

intermediare.

Ca urmare a căldurii cedate, o parte din agentul frigorific

existent în BRI va vaporiza, iar vaporii, formaţi suplimentar în

BRI, vor fi aspiraţi de compresorul K2 în treapta de înaltă presiune,

comprimaţi adiabatic până la starea 3 şi refulaţi în condensatorul C.

În condensatorul C, are loc răcirea vaporilor pâna la stare 3’ –

urmată de condensare izobar – izotermă până la starea 4.

Lichidul rezultat se subrăceşte până la starea 5 în subrăcitorul

SR fiind apoi laminat în ventilul de laminare VL2 – procesul 5–6.

În timp ce vaporii uscaţi de stare 2” sunt aspiraţi de compresorul

K2, debitul de lichid saturat D0m1 rămas în BRI, este laminat în

ventilul VL1 de la pi la p0, procesul 7–8, ca apoi să vaporizeze în

vaporizatorul V, procesul 8–1[6].

Prin deplasarea punctului 8 ce caracterizează starea agentului

frigorific la intrarea în vaporizator (punctul 8 pe curba de saturaţie,

ramura - lichid) se măreşte căldura frigorifică specifică q0, deci şi

eficienţa frigorifică a instalaţiei – ε [1].

Avantajul principal al răcirii intermediare

complete constă în reducerea substanţială a

temperaturii de refulare din treapta a doua, ceea ce –

evident - permite micşorarea temperaturii de vaporizare.



(IFV)

234


treapte – cu două laminări, subrăcire avansată şi răcire


trepte cu injecţie parţială de lichid)

În această instalaţie, după preluarea căldurii de la

consumatorul de frig, agentul frigorific vaporizează în

vaporizatorul V, vaporii sunt aspiraţi în compresorul K1 şi apoi sunt

comprimaţi adiabatic de la presiunea de vaporizare – p0 la presiunea

intermediară – pi.

În urma procesului de comprimare, vaporii supraîncălziţi se

răcesc în răcitorul intermediar RI (care, dacă este utilizat are rolul

de a reduce debitul masic de vapori în trepta a doua de comprimare)

– starea 2’ – şi apoi, pentru a atinge starea de saturaţie 2” - se

subrăcesc în butelia intermediară de răcire cu serpentină - BRIS (se

numeşte astfel deoarece are o serpentină imersată în lichidul aflat

la partea inferioară), cedând căldură pentru formarea de noi vapori

în aceeaşi baterie – fig.4.42, fig.4.43.

Vaporii deveniţi saturaţi, împreună cu vaporii nou formaţi în

butelie – suplimentar – sunt aspiraţi de compresorul K2 din treapta

de înaltă presiune şi comprimaţi adiabatic până la starea 3 (adică,

de la presiunea intermediară – pi, la presiunea de condensare – pc).

Una dintre cele mai obişnuite scheme este cea

a instalaţiei cu două trepte de comprimare (o

temperatură de vaporizare) cu două laminări,

subăcire avansată şi răcire intermediară completă –

instalaţie care mai este numită şi instalaţie

frigorifică cu injecţie parţială de lichid – fig.4.42.



(IFV)

235

În condensatorul C, are loc răcirea vaporilor 3’ – urmată de

condensarea izobar-izotermă până la starea 4.

Lichidul rezultat se subrăceşte - până la starea 5 - în

subrăcitorul SR, după care debitul se împarte astfel:

o parte se subrăceşte în serpentina montată la partea

inferioară a buteliei de răcire cu serpentină BRIS.

Fig.4.42. – Instalaţie frigorifică în două trepte cu injecţie parţială de lichid

VL1 – ventilul de laminare din treapta de joasă presiune; VL2 – ventilul de laminare

din treapta de înaltă presiune; V – vaporizator; K1 – compresorul din treapta de joasă

presiune; RI – răcitor intermediar; BRIS – baterie de răcire intermediară cu

serpentină; K2 – compresorul din treapta de înaltă presiune; C – condensator; SR –

subrăcitor.



(IFV)

236

Lichidul de înaltă presiune – pc – introdus în serpentină se poate subrăci

până la starea 7, sub nivelul de temperatură al mediului ambiant (respectiv

până la o temperatură apropiată de cea intermediară: T7 = Ti + 3...50C), fiind

apoi laminat în VL1, după care, intră în vaporizatorul V şi ciclul se repetă.

Acest proces (de subrăcire avansată în serpentina amplasată la partea

inferioară a BRIS) permite reducerea semnificativă a debitului masic în treapta

de joasă presiune D0m1 – deoarece, la intrarea în vaporizatorul V, agentul frigorific are o entalpie mult mai scăzută decât în cazul instalaţiei cu o

laminare.

Fig.4.43. – Ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice în două trepte cu

injecţie parţială de lichid

Aşadar, spre deosebire de instalaţia cu o laminare, lichidul de înaltă

presiune provenind din C, subrăcit cu apă în SR şi laminat în VL2 este introdus

în BRIS - bateria de răcire intermediară cu serpentină la pi şi Ti. Acest debit,

vaporizează, prin preluarea căldurii de subrăcire a lichidului din serpentină.



(IFV)

237

o parte se injectează în bateria de răcire BRIS prin

intermediul ventilului de laminare VL2;

Căldura cedată de lichidul de înaltă presiune în serpentina de răcire din BRIS este preluată de către lichidul aflat la presiunea intermediară pi, în

butelie, prin vaporizarea parţială a acestuia. Se realizează astfel răcirea

intermediară completă a vaporilor refulaţi din compresorul K1 – din treapta

de de joasă presiune. Lichidul vaporizat se înlocuieşte prin preluarea din condensatorul C a

unui nou debit de lichid de înaltă presiune care – înainte de a intra în BRIS –

este laminat în VL2 până la presiunea intermediară pi.


trepte cu două nivele de temperatură scăzută

O asemenea instalaţie, fig.4.44, este prevăzută cu un singur

condesator C, un singur subrăcitor SR şi două vaporizatore, V1 şi V2

[6]. Aşadar, solicitând frigul la două nivele diferite de temperatură scăzută –

cele două temperaturi, pot fi realizate, fie prin două instalaţii frigorifice

independente, fie sau printr-o singură instalaţie de tipul celei prezentate în

fig.4.44.

În cazul unor consumatori care solicită frigul la

nivele diferite de temperatură (ca de exemplu

refrigerarea şi congelarea produselor alimentare),

soluţia cea mai economică o constituie utilizarea unei

instalaţii frigorifice în două trepte cu două nivele de

temperatură scăzută.



(IFV)

238

Fig.4.44. – Instalaţie frigorifică în două trepte cu două nivele de

temperatură scăzută VL1 – ventilul de laminare din treapta de joasă presiune; VL2 – ventilul de laminare din

treapta de înaltă presiune; V1 – vaporizatorul aflat la temperatură scăzută; V2 –

vaporizatorul aflat la temperatură ridicată; K1 – compresorul din treapta de joasă

presiune; K2 – compresorul din treapta de înaltă presiune; RI – răcitor intermediar;

BRI – butelie de răcire intermediară; C – condensator; SR – subrăcitor.

Funcţionarea instalaţiei din fig.4.44 este similară celei

descrise la paragraful 4.9.3.1 (instalaţia frigorifică cu injecţie totală

de lichid) cu deosebirea că, lichidul din butelie are trei destinaţii:

o parte vaporizează ca urmare a răcirii vaporilor de la starea

2’ la starea 2”;



(IFV)

239

o parte alimentează vaporizatorul V1;

o parte alimentează vaporizatorul V2;

Fig.4.45. – Ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice în două trepte cu

două nivele de temperatură scăzută

Deci, o parte din agentul din BRI este trimisă în vaporizatorul

V2 unde vaporizează, producând frig la nivelul temperaturii

intermediare Ti, iar cealaltă parte este laminată şi trimisă în

vaporizatorul V1, unde prin vaporiare, produce frig la nivelul

temperaturii T0.

În această instalaţie se folosesc două surse cu temperatură

scăzută: una la temperatura coborâtă T0 de unde se scoate căldura

q01 şi alta la temperatură intermediară Ti, de unde scoate căldura q02.

Astfel, puterea frigorifică a vaporizatorului V1 este: Q01 [W]



(IFV)

240

Q01 = D0m1 q01

(4.151)

iar puterea frigorifică a vaporizatorului V2 este : Q02 [W]

Q02 = D0m2 q02

(4.152)

Presiunea intermediară din BRI este chiar presiunea din

vaporizatorul V2 – fig.4.44.

Comparativ cu soluţia care presupune existenţa a două instalţii

independente pentru a realiza două nivele de temperatură scăzută,

instalaţia descrisă mai sus, este considerată a fi, mai economică

deoarece utilizează un singur condensator şi un singur subrăcitor.


producere a frigului în instalaţia frigorifică în două

trepte cu injecţie parţială de lichid

De regulă, parametrii specificaţi iniţial sunt:



către aceasta [W].



către aceasta [W].

Temperatura de vaporizare – T0 [0C]

Temperatura de condensare – TC [0C]

Temperatura de subrăcire – TSR [0C]

Pentru calculul termic al unei instalaţii

frigorifice în două trepte de comprimare o parte din

parametrii sunt specificaţi prin datele de proiectare iar

ceilalţi trebuiesc stabliţi cu ajutorul diagramelor

termodinamice ale proceselor.



(IFV)

241

În funcţie de tipul agentului frigorific utilizat se mai consideră

a fi cunoscute:

presiunea de vaporizare – p0 corespunzătoare T0 [bar]

presiunea de condensare – pc corespunzătoare TC [bar]

Se stabilesc apoi parametrii de stare ai agentului frigorific (p,

v, t, i etc.) în punctele caracteristice ale ciclului, cu ajutorul datelor

de calcul, a tabelelor şi a diagramelor termodinamice sau a relaţiilor

analitice – fig. 4.42 şi 4.43.

Presiunea intermediară în BRIS – i

p :

ocippp – relaţie care asigură valoarea maximă a

eficienţei frigorifice şi valori egale ale rapoartelor de

vaporizare;

Debitul masic de vapori aspiraţi care circulă prin treapta

de joasă presiune – Dom1 [kg/s]:

om

o

1m0q

QD (4.153)

.

Debitul volumic de vapori aspiraţi de K1 din treapta de

joasă presiune – 1v0

D [m3/s]:

11m01v0vDD (4.154)

Puterea consumată de compresorul K1 din treapta de

joasă presiune – Pt1 [W]:

1t1m0121m01t lD)ii(DP (4.155)

Debitul masic de vapori care circulă prin treapta de înaltă

presiune (se determină din bilanţul fluxurilor termice

pentru BRIS):



(IFV)

242

Bilanţul puterilor termice este:

"22m071m051m061om2m0'21m0 iDiDiDi)DD(iD (4.156)

ţinând seama că:

56

ii

(4.157)

rezultă debitul masic D0m2 [kg/s] care circulă prin treapta a doua de

comprimare:

6"2

7'21020

ii

iiDD mm (4.158)

Raportul debitelor masice se notează cu µ şi este egal cu:

6"2

7'2

10

20

ii

ii

D

D

m

m

(4.159)

Debitul volumic de vapori aspiraţi de K2 care circulă în

treapta de înaltă presiune – D0v2 [m3/s]:

22020 vDD mv

(4.159)

Puterea consumată de compresorul K2 din treapta de

înaltă presiune – Pt2 [W]:

2t2m0''232m02t lD)ii(DP

(4.160)

Puterea termică a condensatorului C – QC [W]:

)ii(DqDQ 432m0c2m0c (4.161)

Puterea termică a subrăcitorului Sr – QSR [W]:

)ii(DqDQ 542m0sr2m0SR (4.162)

Bilanţul de puteri al instalaţiei:

SRc2t1t0QQPPQ (4.163)



(IFV)

243


)ii()ii(

ii

PP

Q

''2312

81

2t1t

0

(4.164)

Instalaţia frigorifică cu două trepte de comprimare şi injecţie

parţială de lichid se recomandă, în cazul în care consumatorii sunt

amplasaţi la înălţime sau la distanţă relativ mare faţă de sala

maşinilor – deoarece – prin introducerea BRIS (deşi instalaţia

devine mai complicată iar preţul acesteia se măreşte) se previne

vaporizarea lichidului înainte de intrarea în VL2 [6].


vapori în trei trepte de comprimare

La asemenea temperaturi se impune, creşterea numărului de

trepte de comprimare – fig.4.46.

Calculul ciclului impune determinarea a două presiuni

intermediare ,

ip şi

,,

ip .

Pentru obţinerea unor temperaturi de vaporizare

mai scăzute (sub –75˚C), instalaţia frigorifică cu două

trepte de comprimare devine neeconomică datorită

rapoartelor mari de comprimare pe treaptă, rapoarte

care determină scăderea coeficientului de debit – .



(IFV)

244

Fig.4.46. – Instalaţie frigorifică în trei trepte de comprimare VL1 – ventilul de laminare din treapta I; VL2 – ventilul de laminare din treapta II; VL3 – ventilul de laminare din treapta III ; V – vaporizator; K1 – compresorul din treapta I;

K2 – compresorul din treapta II; K3 – compresorul din treapta III;RI – răcitor

intermediar; BRI’, BRI” – butelii de răcire intermediare; C-SR – ansamblu condensator

– subrăcitor.



(IFV)

245

În acest scop se consideră ansamblul format din treptele

superioare II şi III care ar constitui o instalaţie cu două trepte.

Pentru această instalaţie se determină pi’’.

Considerând treptele II şi III ca o singură treaptă se determină

pi’, în raport cu treapta I – de joasă presiune.

Din condiţia lucru de mecanic total minim, adică din

egalitatea rapoartelor de comprimare pe fiecare treaptă – fig.4.47,

rezultă:

Fig.4.47. – Ciclul instalaţiei frigorifice cu trei trepte de comprimare



(IFV)

246

0

c

,

i

,,

i

0

,

i

p

p

p

p

p

p (4.165)

sau 2

0c

'

ippp (4.166)

0

2

c

"

ippp (4.167)

Rapoartele debitelor între treptele învecinate, se determină din

bilanţul termic al celor 2 butelii de răcire intermediare:

pentru BI’:

32011101020210 iDiDiDiD mmmm (4.168)

)ii(D)ii(D 1032m01121m0 (4.169)

rezultă:

μ12 = 10

20

m

m

D

D =

103

112

ii

ii > 1 (4.170)

pentru BI”:

530920830420 iDiDiDiD mmmm (4.171)

)ii(D)ii(D 853m0942m0 (4.172)

rezultă:

μ23 = 10

30

m

m

D

D=

85

94

ii

ii> 1 (4.173)

Puterea frigorifică specifică – qo [kcal/kg]:

qo = i1 – i12 (4.174)



(IFV)

247

Sarcina termică specifică de subrăcire–condensare

q C-Sr [kcal/kg]:

qc- sr = i6 – i7 (4.175)

Lucrul mecanic specific de comprimare (raportat la 1 kg

de agent în treapta de joasă presiune) [kcal/kg]:

│l3tr│=10m

c

D

P=

1

3

0

30220110

m

mmm

D

lDlDlD (4.176)

Pc1=D0m1│l1│; Pc2=D0m2│l2│; Pc3= D0m3│l3│ (4.177)

│l3 tr│ = │l1│ + 1

2

m

m │l2│ +

1

3

m

m = │l1│+ μ12 │l2│+ + μ12 μ23│l3│=

= (i2 – i1) + μ12 (i4 - i3) + μ12 μ23 (i6 – i5) (4.177*)

l1,l2,l3 → consumurile de lucru mecanic specific în procesul de

comprimare în cele trei trepte.

Eficienţa frigorifică

εf 3t = tr

o

l

q

3

= )ii()ii(ii

ii

562312341212

111 (4.178)

Observaţii:

Instalaţiile frigorifice cu trei trepte de comprimare

sunt complicate şi, în general, dificil de exploatat;

Coeficienţii de debit ai primei trepte au valori reduse

datorită presiunilor absolute reduse (uneori prima

treaptă funcţionează în condiţii de depresiune atât la

aspiraţie cât şi la refulare).



(IFV)

248


vapori în cascadă

Pentru obţinerea unor temperaturi de vaporizare joase (< –75ºC),

nu este recomandă folosirea instalaţiilor cu trei trepte de comprimare

de vapori.

La instalaţiile în mai multe trepte, raportul presiunilor pc/p0 nu

poate fi mărit oricât, pentru că aceste valori sunt limitate de

punctul triplu şi punctul critic al agentului frigorific.

De asemenea, nu se recomandă scăderea presiunii de

vaporizare sub o anumită limită – 0,1 bar (presiune care ar

corespunde unor temperaturi de vaporizare de –70... –800C),

deoarece dimensiunile cilindrilor compresoarelor din treapta de

joasă presiune pot deveni foarte de mari – ca urmare a creşterii

volumului masic al vaporilor – iar pericolul pătrunderii aerului prin

neetanşeităţi ar impune luarea unor măsuri de siguranţă

suplimentare.

La o temperatură de condensare de +30...+400C, rezultă că,

cea mai scăzută temperatură de vaporizare care poate fi obţinută

este de circa –70... –800C.

Aceasta este limita utilizării instalaţiilor cu comprimare

mecanică în trei trepte.

Pentru obţinerea unor temperaturi de vaporizare şi mai scăzute

se utilizează instalaţiile în cascadă.

Instalaţiile în cascadă constau din cuplarea unor

instalaţii care funcţionează cu agenţi termici diferiţi cu

temperaturi de fierbere treptat descărcătoare iar

condensarea vaporilor unuia se produce la temperatura

de vaporizare a celuilalt cu temperatura de fierbere mai

mare – fig.4.48.

”.



(IFV)

249

Fiecare din cele două tipuri de instalaţii poate fi cu mai multe

trepte de comprimare.

Fig.4.48. – Instalaţie frigorifică în cascadă VL1 – ventilul de laminare din cascada inferioară; VL2 – ventilul de laminare din

cascada superioara; V1 – vaporizator; C1 – V2 – schimbător de căldură cu sarcină

dublă vaporizator-condensator; K1 – compresorul din cascada inferioară (treapta de

joasă presiune); K2 – compresorul din cascada superioara (treapta de înaltă presiune);

C2 – condensator; SR – subrăcitor.

Particularitatea acestei instalaţii frigorifice cu

vapori constă în prezenţa schimbătorului de căldură

în care are loc vaporizarea agentului din cascada

superioară, pe seama căldurii cedate în procesul de

condensare a agentului din cascada inferioară.



(IFV)

250

În vaporizatorul V1 agentul frigorific preia căldura - de la

mediul răcit - fie direct, fie utilizând un agent intermediar.

Vaporii formaţi sunt aspiraţi de compresorul K1, comprimaţi şi

refulaţi în schimbătorul de căldură cu sarcină dublă condensator –

vaporizator C1–V2, în care condensează cedând căldura de

condensare agentului frigorific din cascada superioară (de înaltă

presiune) care vaporizează.

Condensul din cascada inferioară (de joasă presiune) se

laminează în ventilul de laminare VL1 şi intră în vaporizatorul V1.

În ramura de înaltă presiune vaporii formaţi în V2 sunt aspiraţi

de compresorul K2, comprimaţi şi refulaţi în condensatorul C2.

Lichidul se subrăceşte în subrăcitorul SR, după care se injectează în

vaporizatorul V2 prin ventilul de laminare VL2.

Ciclul unei astfel de maşini este dificil de reprezentat pe aceeaşi

diagramă datorită proprietăţilor diferite ale celor doi agenţi utilizaţi.

Notând cu D0m1 şi D0m2 debitele celor doi agenţi din

cascadele instalaţiilor frigorifice se exprimă bilanţul termic al C1–

V2 – fig.4.49.

52031082021 iDiDiDiD mmmom (4.179)

de unde rezultă raportul celor două debite:

85

32

20

20

ii

ii

D

D

m

m (4.180)

Se mai determină:

Puterea frigorifică specifică a agentului în cascada

inferioară q0 – [kcal/kg]:

410 iiq (4.181)



(IFV)

251

Fig.4.49. – Ciclul teoretic al instalaţiei în cascadă

Tci – temperatura de condensare a agentului frigorific din cascada inferioară;

Tvs – temperatura de vaporizare a agentului frigorific din cascada superioară.

Sarcina termică specifica la condensare a agentului

din cascada superioară qc – [kcal/kg]:

76 iiqc (4.182)

Puterea teoretică consumată în cele două cascade Pt –

[kcal/kg]:

)ii(D)ii(DlDlDP 562m0121m022m011m0t (4.183)


)ii()ii(

ii

P

Q

5612

41

t

0

f (4.184)



(IFV)

252

Compresoarele acestor instalaţii, de regulă, au dimensiuni mai

mici decât ale instalaţiilor în trepte datorită valorilor scăzute ale

volumelor specifice la aspiraţie.

Cu ajutorul acestor instalaţii se pot obţine temperaturi până la

- 2000C.

Avantaje:

Înlătură principalele deficienţe ale utilizării unui singur

agent frigorific într-o instalaţie obişnuită cu mai multe

trepte de comprimare;

Asigură o circulaţie mai bună a uleiului de ungere decât în

instalaţiile cu mai multe trepte de comprimare.

Dezavantaje:

Instalaţia frigorifică cu vapori în cascadă prezintă un

dezavantaj determinat de faptul că – în condiţii de

nefuncţionare – în cascada inferioară presiunea vaporilor

formaţi creşte prea mult; de exemplu, în cazul R–13,

presiunea vaporilor saturaţi este de 3,62 MPa la +250C,

pentru limitarea creşterii acestei presiuni se impune:

realizarea în cascada inferioară a unei presiuni reduse

pentru menţinerea în funcţiune a cascadei superioare;

introducerea unei baterii suplimentare rezistentă la

presiune în care să se poată acumula agent frigorific

lichid, de înaltă presiune din cascada inferioară;

introducerea, în schema instalaţiei, a unui recipient de

expansiune în care să se acumuleze agentul termic.



(IFV)

253

4.12. Funcţionarea reală a instalaţiilor frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori

4.12.1. Consideraţii generale

Este evident faptul că, preformanţele instalaţilor frigorfice cu

comprimare mecanică de vapori sunt inferioare celor cu funcţionare

teoretică, datorită următoarelor cauze:

Ireversibilitatea proceselor de lucru din instalaţia reală;

Infiltraţii de căldură de-a lungul ramurii de joasă presiune

(ramura vaporizatorului);

Pierderi hidraulice de-a lungul conductelor, prin armături şi

aparatura auxiliară;

Pierderi volumice şi energetice caracteristice compresorului.

Puterea frigorifică a instalaţiei reale este inferioară acelei

teoretice:

Q0 real < Q0 teoretic ;

P i real > P i teoretic;

Calculul indicilor economici şi parametrilor de funcţionare

reali se efectuează prin corectarea valorilor teoretice cu factori de

corecţie numiţi de coeficienţi de lucru de natură experimentală.

Pentru caracterizarea proceselor reale care se

desfăşoară în instalaţiile frigorifice se impun anumite

corecţii ale proceselor teoretice.

Elementul, din structura unei instalaţii frigorifice

cu comprimare mecanică de vapori care influenţează în

mod deosebit, funcţionarea acesteia este compresorul – K.



(IFV)

254

4.12.2. Termodinamica compresorului volumic

Cele două mărimi specificate, depind atât de geometria

compresorului cât şi de procesul termodinamic de comprimare,

ceea ce conduce la definirea compresorului „teoretic” şi a

compresorului „real” [4].

Din punct de vedere constructiv, un compresor cu piston se

compune – fig.4.50 – din:

Cilindrul – C, al cărui capac este prevăzut cu două orificii

controlate de două supape;

Pistonul – P;

Chiulasa – CL;

În chiulasă sunt montate două supape.

Una din supape, numită supapă de aspiraţie – SA, permite

intrarea (aspiraţia) gazului în cilindul C, iar a doua, numită supapă

de refulare – SR, după comprimare evacuează (refulează) gazul afară

din cilindrul – C.

Prin conducta de aspiraţia CA se realizează aspiraţia vaporilor

iar prin conducta de refulare CR refularea acestora.

În timpul funcţionării, pistonul P se deplasează alternativ între

două repere numite punctul mort inferior – PMI şi punctul mort

superior – PMS.

Distanţa dintre două repere este cursa pistonului – S;

Volumul descris de piston în timpul desfăşurării cursei este

volumul cursei pistonului – Vs.

Performanţele unui compresor se definesc, în

principal, prin două mărimi:

Debitul de agent frigorific aspirat – D0v;

Puterea consumată pentru comprimarea acestui

debit pentru un interval de presiuni – PT.



(IFV)

255

Fig.4.50. – Compresorul cu piston – schemă de principiu

C – cilindru; P – piston;

SR – supapă de refulare; SA – supapă de aspiraţie;

CR – conductă de refulare; CA – conductă de aspiraţie; CL – chiulasă;

S – cursa pistonului; Vs – volumul cursei pistonului (cilindreea);

V0 – volumul spaţiului vătămător (mort) Spaţiul care rămâne între capul pistonului şi chiulasă când

pistonul este la PMI (fig.4.51) se numeşte spaţiu vătămător (sau

spaţiu mort) – V0 [19].

Studiul compresorului cu piston urmăreşte analiza proceselor

de lucru care se desfăşoară în interiorul cilindrului.

4.12.2.1. Compresorul teoretic

Din punct de vedere constructiv – se presupune că,

compresorului teoretic: nu are spaţiu vătămător V0 – adică, la

sfârşitul cursei efectuate între PMI şi PMS, pistonul se lipeşte

perfect de capacul cilindrului.

Din punct de vedere funcţional – întreaga cantitate de gaz care

se găseşte în cilindru la sfârşitul procesului de aspiraţie este refulată.

Pentru studiul teoretic al proceselor care au loc în

compresoarele cu piston se fac următoarele ipoteze simplificatoare:



(IFV)

256

Procesul de comprimare a vaporilor în compresorul teoretic

este reprezentat în fig.4.51.

În diagrama teoretică, transformările reprezentate au

următoarea semnificaţie:

Aspiraţia vaporilor: procesul izobar 4–1 (fig.4.51a)

Considerând pistonul în PMI şi supapa de aspiraţie SA deschisă,

odată cu deplasarea pistonului spre PMS, are loc procesul de

aspiraţie care se realizează la presiunea constantă p0; în timpul fazei

de aspiraţie, pistonul descrie cursa – S;

Comprimare adiabatică: procesul 1–2 (fig.4.51b)

În punctul PMS – punctul 1 în diagrama p–v, pistonul schimbă

sensul de mişcare, supapa de aspiraţie SA se închide şi are loc

deplasarea pistonului spre PMI, determinând faza de comprimare;

nu există pierderi de gaz prin neetanşeităţi

(cantitatea de gaz aspirată este refulată în

totalitate);

nu există frecare între piston şi peretele

cilindrului;

presiunile în timpul aspiraţiei şi refulării sunt

constante şi egale cu presiunile din conducta

de aspiraţie, respectiv conducta de refulare

(trecerea gazului prin orificiile supapelor se

face fără laminare);

temperaturile gazului în timpul aspiraţiei şi

refulării sunt constante (nu există schimb de

căldură între gaz şi mediul exterior).



(IFV)

257

procesul decurge fără schimb de căldură între vapori şi pereţii

cilindrului, fiind realizat între presiunea de vaporizare p0 şi

presiunea de condensare pc;

Fig.4.51. – Fazele diagramei de funcţionare a compresorului

teoretic cu piston

Refularea vaporilor: procesul 2–3 (fig.4.51c)

Când în cilindru se realizează presiunea pc – punctul 2 în diagrama

p–v, are loc deschiderea supapei de refulare SR; pistonul continuă

să se deplaseze spre PMI şi are loc faza de refulare care se

desfăşoară până când pistonul ajunge în PMI; procesul se

realizează la presiunea constantă pc;

Destinderea vaporilor din spaţiul vătămător: procesul 3–4 (fig.4.51c)

Când în pistonul atinge capacul cilindrului, prin deschiderea

supapei de aspiraţie SA, concomitent cu închiderea supapapei de



(IFV)

258

refulare SR, are loc egalizarea presiunilor la volum teoretic nul,

după izocora 3–4. Lucru mecanic total consumat de compresorul teoretic – K, pentru

realizarea unui ciclu, este compus din suma lucrurilor mecanice schimbate de agentul de lucru cu exteriorul, în decursul fiecărei faze.

Transformarea după care se desfăşoară faza de comprimare, dependentă

de schimbul de căldură dintre agent şi pereţii cilindrului, poate fi adiabatică, politropică sau izotermă.

În acest context, funcţionarea compresorului ar fi optimă dacă s-ar putea

realiza o asemenea răcire a cilindrului, încât agentul de răcire să preia de la

agentul de lucru – în fiecare moment – o cantitate de căldură echivalentă lucrului mecanic consumat în procesul de comprimare (acestă situaţie

corespunde – în urma analizei – transformărilor după care se realizează

comprimarea, adică comprimării izoterme când, lucru mecanic consumat, este minim) [21]:

La compresorul teoretic aspiraţia vaporilor se realizează în

decursul întregii curse de deplasare a pistonului în cilindru - Vs:

Cilindreea compresorului – reprezintă volumul descris de

pistoane în cursa de aspiraţie, în decursul unei rotaţii a

arborelui cotit al compresorului – Vs [m3]:

Nsd

Vs4

2

(4.186)

unde:

d [m] – diametrul interior al cilindrului

s [m] – cursa pistonului

N – numărul de cilindrii

Cilindreea orară - reprezintă debitul volumic de vapori

aspirat de compresor – D0v [m3]:

nVD sov (4.187)

unde:

n - [rot/s] – turaţia arborelui compresorului



(IFV)

259

Aşadar, debitul volumic de vapori aspiraţi D0v [m3/s] poate

fi exprimat prin relaţia:

nNsd

D v4

2

0 (4.188)

Debitul masic de vapori aspiraţi – Dom [kg/s]:

1

0

0v

DD v

m (4.189)

unde:

v1 - [m3/kg] – volumul masic al vaporilor

Puterea consumată de compresor – Pt [W]:

cmt lDP 0 (4.190)

unde:

lc – lucrul mecanic specific teoretic [kcal/kg]

4.12.2.2. Compresorul real (tehnic)

În realitate, compresoarele cu piston nu se pot construi fără

spaţiu vătămător deoarece – tehologic – apare necesitatea unui

spaţiu între capul pistonului şi chiulasă; de asemenea, apar spaţii

suplimentare prin construcţia propriu-zisă a supapelor – fig.4.52.

Aşadar, compresorul real se caracterizează prin:

Existenţa unui spaţiu vătămător (mort);

Pierderi cantitative volumetrice şi energetice;

Vaporii se abat de la legile gazelor perfecte.



(IFV)

260

Fig.4.52. – Compresorul tehnic şi diagrama de funcţionare C – cilindru; P – piston; SR – supapă de refulare; SA – supapă de aspiraţie;

S – cursa pistonului; Vs – volumul cursei pistonului (cilindreea);

V0 – volumul spaţiului vătămător (mort); Va – volumul generat de piston în timpul

aspiraţiei vaporilor de agent Procesele care caracterizează funcţionarea compresorului real

sunt următoarele - fig.4.52:

Comprimarea vaporilor: procesul 1–2

Considerând pistonul în PMS, cilindrul este plin cu gaz cu

presiunea p0 şi temperatura T0; pe diagramă, această stare

corespunde punctului 1; supapele fiind închise şi pistonul

deplasându-se spre PMI, are loc faza de comprimare;



(IFV)

261

Refularea vaporilor: procesul 2–3

În punctul 2 se deschide supapa de refulare SR şi are loc refularea

vaporilor până când pistonul ajunge în PMI; se constată că nu este

eliminat tot gazul din cilindru; o parte din gaz a rămas la presiunea

pc, în spaţiul vătămător - V0;

Destinderea vaporilor din spaţiul vătămător: procesul 3–4

Pistonul schimbă sensul mişcării, supapa de refulare SR se închide,

iar gazul rămas în spaţiul vătămător - V0, se destinde de la

presiunea pc până la presiunea p0 – faza de destindere;

Aspiraţia vaporilor: procesul 4–1

În punctul 4, când în cilindru s-a obţinut presiunea p0, supapa de

aspiraţie SA se deschide şi, odată cu deplasarea pistonului până în

PMS – are loc procesul de aspiraţie 4–1[19]:

*Observaţie:

Aşa cum s-a precizat, în timpul funcţionării reale,

performanţele compresorului (debit volumic aspirat, raportul de

compresie, puterea consumată) se modifică nefavorabil faţă de

funcţionarea teoretică.

Volumul de gaz real aspirat Va este mai mic

decât volumul Vs al cursei pistonului, adică - la

aceleaşi dimensiuni ale cilindrului – debitul de gaz

comprimat (în decursul unui ciclu) este mai mic, în

cazul compresorului tehnic, decât în cazul celui

teoretic.

Aprecierea performanţelor reale (în compataţie

cu cele teoretice) poate fi exprimată cantitativ cu

ajutorul coeficienţilor de lucru volumetrici şi

energetici.



(IFV)

262

4.12.3. Coeficienţi de lucru volumetrici

4.12.3.1. Coeficientul de debit – λ (gradul de livrare sau

randamentul volumic al compresorului K)

Pentru evaluarea pierderilor volumetrice şi pentru a putea

efectua calculul debitului real de vapori aspiraţi de compresorul K

se introduce un coeficient numit:

Coeficient de debit – λ:

λ = λ0 λL λT λet (4.191)

λ0 – coeficientul spaţiului vătămător;

λL – coeficientul de laminare;

λT – coeficientul de încălzire;

λet – coeficientul de etanşeitate.

Valoarea coeficientului de debit – λ, este dată în literatura de

specialitate în funcţie de raportul pc/p0 – fig.4.53.

De exemplu, la compresoarele cu piston, pentru:

pc/p0 = 1...7

Se recomandă pentru gradul de livrare - λ, valori cuprinse între:

λ = 0,1...0,9

De regulă, valoarea coeficientul de debit nu trebuie să fie mai mică 0,6.

Coeficientului de debit – λ se utilizează în două situaţii de

calcul:

Pentru dimensionarea cilindreei compresorului K

(volumul cilindrului) cunoscând debitul de vapori

D0v - care trebuie aspirat) [m3].



(IFV)

263

Fig.4.53. – Diagramă pentru calculul coeficientului de debit – λ al

compresorului cu piston

Nsd

n

DV v

s4

60 2

0 (4.192)

d [m] – diametrul interior al cilindrului

s [m] – cursa pistonului

N – numărul de cilindrii

n [rot/min] – turaţia compresorului

60/4

2

0 nNsd

D v (4.193)

Pentru determinarea debitului de vapori - D0v - care

poate fi aspirat de un compresor K, cu geometrie

cunoscută [m3/s]



(IFV)

264

Influenţa spaţiului vătămător (mort)

Din necesitatea de a proteja maşina de avariile inevitabile care

ar putea surveni în timpul funcţionării compresorului K (dacă

pistonul nu s-ar opri la o oarecare distanţă de capacul cilindrului),

va exista, întotdeauna, un spaţiu inactiv între faţa stângă a

pistonului (când acest se află în poziţie extremă stânga) şi capacul

cilindrului – fig.4.52.

În vederea exprimării cantitative a reducerii debitului de vapori

aspiraţi se introduce un coeficient de lucru al compresorului numit:

Coeficientul spaţiului vătămător – λ0

Coeficientul spaţiului vătămător – λ0 se poate exprima şi în

funcţie de:

raportul de comprimare pc / p0;

valoarea exponentului transformării de stare în procesul de

comprimare;

mărimea spaţiului vătămător.

Aşa cum s-a mai precizat, existenţa spaţiului

vătămător determină o reducere a debitului de vapori

aspiraţi - D0v faţă de compresorul teoretic (ca o

consecinţă a destinderii vaporilor din spaţiul

vătămător - V0, până la presiunea din racordul de

aspiraţie - p0).



(IFV)

265

În acest context, se defineşte:

Coeficientul relativ al spaţiului vătămător – c0 (dependent

de construcţia compresorului K):

sV

Vc 0

0 (4.194)

Considerând procesul 3–4 ca o transformare politropică, cu

exponentul politropic „m”, se poate scrie:

mm vpvp 4433 (4.195)

Se observă că:

p3 = pc (4.196)

p4 = p0 (4.197)

Analizând relaţiile de mai sus, rezultă că formula pentru

determinarea coeficientului spaţiului vătămător – λ0 este

următoarea: 11

1

0

00

mc

p

pc (4.198)

Exponentul „m” are valoarea:

1,1 – pentru compresoarele cu amoniac;

1,0 – pentru compresoarele cu freoni, când vaporii se

supraîncălzesc înainte de aspiraţie [3]:

Coeficientul relativ al spaţiului vătămător - c0 are valori

recomandate cuprinsă între:

0,02...0,1.

În concluzie, se poate spune că, atât limitarea

cursei pistonului cât şi creşterea volumului masic de

vapori aspiraţi (prin amestecul vaporilor reci aspiraţi

din vaporizator cu vaporii mai calzi destinşi în spaţiul

vătămător – V0), vor conduce la diminuarea debitului

volumic aspirat de compresorul – K.



(IFV)

266

Influenţa laminării vaporilor prin supape

Laminarea vaporilor prin supapele de aspiraţie conduce la diminuarea

debitului aspirat, ca urmare a faptului că, prin scăderea presiunii se

micşorează densitatea vaporilor crescând însă, volumul lor specific [3].

Fig.4.54. - Procesul de comprimare a unui gaz într-un compresor cu

spaţiu vătămător, cu luarea în considerare a laminării prin supape

(diagrama reală a compresorului tehnic)

La aspiraţie, pentru ca vaporii să rămână permanent în

contact cu suprafaţa pistonului în mişcare, se impune o diferenţă de

presiune - Δp0 (datorită întârzierii deschiderii supapei de aspiraţie -

Laminarea prin supape se referă la procesul de

reducere a presiunii vaporilor la trecerea prin supape.



(IFV)

267

SA, destinderea se realizează până la o presiune ceva mai redusă

decât presiunea de vaporizare p0) – fig 4.54:

Δp0 = po – po’ (4.199)

p0 – presiunea vaporilor din conducta de aspiraţie;

p0’ – presiunea la faţa pistonului (numită şi presiune de

aspiraţie);

Δp0 – scăderea presiunii înainte de începerea efectivă a

procesului de aspiraţie.

Diferenţa de presiune Δp0 trebuie să acopere toate pierderile

de presiune în procesul de aspiraţie.

În supapele de refulare există pierderi de sarcină similare,

care necesită o suprapresiune a vaporilor la refularea din

compresorul K faţă de presiunea din condensator Δpc (datorită

întârzierii deschiderii supapei de refulare SR, comprimarea se

realizează până la o presiune ceva mai mare decât presiunea de

condensare pc):

Δpc = pc’ - pc (4.198)

pc – presiunea vaporilor din conducta de refulare;

pc’ – presiunea la faţa pistonului (numită şi presiune de

refulare);

Δpc – creşterea presiunii înainte de începerea efectivă a

procesului de refulare.

Aşadar, diferenţele de presiune Δp0 şi Δpc sunt necesare

pentru învingerea inerţei şi frecărilor din supape.

În figura 4.54 este prezentat procesul de comprimare în

compresorului – K, prin care se ilustrează laminarea vaporilor prin

supapele de aspiraţie – SA şi supapele refulare - SR.



(IFV)

268

Laminarea vaporilor prin supapele de aspiraţie duce la

micşorarea debitului aspirat, ca urmarea a faptului că, prin

micşorarea presiunii, creşte volumul specific al vaporilor.

De aceea, debitul volumic de vapori aspiraţi - D0v se va

corecta cu coeficientul de laminare – λL – a vaporilor în supapa de

aspiraţie – SA.

00

00

Lp

p)c1(1 (4.199)

unde: Δp0 = 0,04...0,06.

se recomandă valori λL = 0,93 … 0,97, pentru temperaturi de

vaporizare până la –300C;

pierderile prin laminare sunt mai mari în cazul freonilor,

comparativ cu amoniacul (respectiv, la agenţii frigorifici cu masă

moleculară mare); se impune astfel, supradimensionarea

supapelor compresorului pentru freoni;

odată cu creşterea temperaturii vaporilor de aspiraţie scad

pierderile prin laminare (diminuarea acestor pierderi se poate

realiza prin micşorarea vitezei vaporilor la trecerea prin supape,

deci, în final, tot prin supradimensionarea supapelor).

Prin măsurări efective, diagrama de funcţionare reală apare, aşadar, ca

în fig.4.54.

Diagrama reală se mai numeşte şi diagramă indicată datorită

aparatului folosit la trasare, numit indicator. Se observă o serie de diferenţe între această diagramă şi cea teoretică

iniţială.

Faza de aspiraţie are loc, aşa cum s-a precizat, la o presiune mai scăzută decât presiunea p0, deoarece, la curgerea gazului, la intrarea în cilindru,

intervin o serie de rezistenţe gazodinamice consumatoare de enregie.



(IFV)

269

Faza de refulare are loc la o presiune mai mare decât pc, deoarece

intervin, de asemenea, o serie de pierderi gazodinamice de presiune, plus

diferenţa de presiune pentru deschiderea supapei de refulare. Fazele de comprimare şi de destindere se efectuează, în realitate, cu

exponenţi politropici variabili, datorită schimbului de căldură care intervine

între peretele cilindrului şi gazul car este comprimat.

Toate aceste fenomene care intervin în funcţionarea reală a compresoarelor, au ca efect mărirea suprafeţei diagramei de funcţionare, ceea

ce conduce la mărirea lucrului mecanic necesar obţinerii aceleiaşi cantităţi de

gaz comprimat [19].

Coeficienţii λ0 – coeficientul spaţiului vătămător şi λl –

coeficientul de laminare, se pot stabili şi cu ajutorul diagramei

indicate trasată pentru fiecare compresor la bancul de încercare,

produsul lor matrializându-se sub forma randamentului volumetric

(sau coeficient indicat al aspiraţiei) - λi.

λi = λ0 x λL (4.200)

Influenţa supraîncălzirii vaporilor în conducta de aspiraţie

Gradul de încălzire al vaporilor - la aspiraţie - depinde de o

serie de factori, dintre care cei mai importanţi sunt:

mărimea spaţiului vătămător – V0;

raportul de comprimare şi modul de răcire a treptei de

comprimare;

tipul compresorului (dacă este în echicurent sau în contracurent);

Vaporii care intră în faza de comprimare sunt

formaţi din vaporii destinşi din spaţiul vătămător – mai

calzi – şi, din cei aspiraţi din exterior – mai reci – care

se încălzesc de la pereţii cilindrului compresorului.



(IFV)

270

turaţia compresorului (la turaţie mare schimbul de căldură este

mai redus).

Deoarece prin încălzire creşte volumul masic al vaporilor,

ceea ce conduce la micşorarea debitului de vapori aspiraţi – D0v, se

poate concluziona că, încălzirea vaporilor la aspiraţie conduce la

pierderi volumetrice.

Diagrama indicată, în acest caz (pentru citirea debitului), nu

mai poate fi folosită, motiv pentru care, reducerea acestuia se va

estima prin intermediul unui coeficient numit coeficient de

încălzire – λT .

Aşadar, în conducta de aspiraţie a compresorului K (de la vaporizator –

la amoniac NH3 – sau, de la supraîncălzitor – la freoni) vaporii vor suferi o

supraîncălzire T = 5…10 K, supraîncălzire care va conduce la creşterea volumului masic al acestora, astfel încât, debitul volumic aspirat de

compresorul K se va reduce. Această reducere a debitului este apreciată prin intermediul coeficientului de încălzire – λT .

Coeficient de încălzire – λT:

TT

T

a

a

T (4.201)

unde:

Ta - temperatura de aspiraţie teoretică [K];

T = supraîncălzirea [K]; T = 5…10 K

În fig.4.55 este prezentată o diagramă de variaţie a

coeficientului de încălzire, funcţie de raportul de comprimare pc/p0

pentru compresoarele de amonic (NH3), în contracurent.



(IFV)

271

Fig.4.55. – Variaţia coeficientului de încălzire λT cu raportul de

comprimare pc/p0 la un compresor cu piston

Influenţa condiţiilor reale de etanşeitate a compresorului

Nu se poate vorbi de o perfectă etanşeitate a compresorului.

Neetanşeităţile pot fi:

interioare – prin supapele de aspiraţie şi de refulare, prin segmenţii

pistonului (în cazul compresorului cu două feţe active ale pistonului,

prin care se creează un circuit interior de vapori);

exterioare – prin garniturile chiulasei, segmenţii pistonului prin care

au loc pierderi de vapori în mediul ambiant.

Pentru estimarea acestor pierderi s-a introdus un coeficient ale

cărui valori au fost stabilite experimental, numit:

Acest fapt generează, evident, pierderi de vapori

care – implicit - determină atât pierderi de debit

(volumetrice) cât şi pierderi energetice (creşte

consumul de putere pentru comprimare)



(IFV)

272

Coeficient de etanşeitate – λet:

λet = 0,95...0,98

4.12.4. Coeficienţi de lucru energetici

În procesul de comprimare se disting:

Puterea teoretică (adiabatică) – Pt ;

Puterea indicată – Pi ;

Puterea mecanică sau efectivă – Pe ;

Puterea electrică – Pef ;

Puterea totală (puterea motorului de antrenare a

compresorului) – PT ;

Puterea teoretică (adiabatică) – Pt

După cum se ştie, puterea teoretică – Pt depinde de lucru

mecanic masic teoretic de comprimare adiabatică – lc şi de debitul

masic de vapori – D0m, aspirat în compresorul K [W]:

mct DlP 0 (4.202)

Cu ajutorul coeficienţilor energetici se determină

puterea reală consumată în procesul de comprimare a

vaporilor.

Este puterea consumată în procesul de

comprimare adiabatică.



(IFV)

273

Puterea indicată – Pi

Procesele reale de comprimare şi destindere introduc un consum

suplimentar de putere faţă de puterea adiabatică.

Puterea indicată trebuie dată în realitate pistonului pentru a-l deplasa în

cursa l, învingând forţa vaporilor din cilindru.

Puterea indicată – Pi , se calculează pentru:

compresorul în stare de funcţionare;

proiectarea compresorului.

Pentru compresorul în stare de funcţionare

Puterea indicată - Pi se calculează cu ajutorul diagramei

indicate, (adică pentru presiunile p0 şi pc pentru care s-a dimensionat

compresorul) ce se ridică la compresorul –K, cu un aparat indicator

(forma diagramei indicate este determinată de condiţiile constructive şi

funcţionale ale compresorului fiind un indiciu al funcţionării normale)

– fig. 4.56.

Dacă se planimetrează aria cuprinsă în conturul 1’–2’–3’– 4’

şi se raportează această arie la cilindree – Vs, se va obţine o

presiune medie pe cursa pistonului denumită presiune indicată - pi.

Este puterea consumată în procesul de

comprimare a vaporilor în cilindrul compresorului -

K, diferită de puterea teoretică de comprimare, ca

urmare a proceselor reale de comprimare şi

destindere a vaporilor din spaţiul vătămător

(acestea sunt procese politropice, desfăşurate cu

schimb de căldură între vapori şi pereţii cilindrului,

în funcţie de modul de răcire al compresorului) [6].



(IFV)

274

Fig.4.56. - Utilizarea diagramei indicate a compresorului la calculul

coeficienţilor de lucru

Suprafaţa haşurată este echivalentă cu suprafaţa închisă de

ciclu şi reprezintă lucrul mecanic consumat în procesul

real de comprimare, respectiv – lucru mecanic consulat

la o rotaţie a arborelui compresorului – Li [J/rot]:

sii VpL (4.203)

Puterea indicată Pi [W] va fi:

1000

nVpnLP si

ii (4.204)

n [rot/min] – turaţia arborelui compresorului

pi [N/m2] – presiunea indicată

Vs [m3] – cilindreea



(IFV)

275

Relaţiile de mai sus caracterizează funcţionara compresoarelor

care au o singură faţă activă a pistonului.

Pentru cazul pistoanelor cu mai multe feţe active se foloseşte

relaţia: N

1j

isi j)pV(nP (4.205)

unde: N – numărul feţelor active sau numărul pistoanelor.

În cazul proiectării compresorului

Pentru calculul puterii indicate pot utiliza două metode:

metoda diagramei echivalente

metoda randamentului energetic.

Metoda diagramei echivalente

Această metodă constă în stabilirea unei diagrame ciclice p–v

cu ajutorul datelor din literatura de specialitate.

Metoda randamentului energetic

Această metodă este utilizată foarete frecvent.

În acest context se definesc:

Randamentul indicat;

Randamentul mecanic;

Randamentul de transmisie.



(IFV)

276

Puterea indicată – Pi se poate calcula cu ajutorul randamentului

indicat care are o valore stabilită prin generalizarea unor rezultate

experimentale pentru diferite tipuri de compresoare [W]:

i

t

i

PP (4.206)

Pt [W] – puterea consumată de compresorul K în cazul

teoretic (sau puterea adiabatică)

ηi – randamentul indicat a cărui variaţie cu raportul presiunilor

este prezentat în fig. 4.57.

Randamentul indicat – ηi este cu atât mai mic cu cât pierderile

de sarcină în supapele de aspiraţie – SA şi supapele de refulare –

SR sunt mai mari iar supraîncălzirea vaporilor la aspiraţia în

compresorul K este mai mare.

Pentru determinarea randamentului indicat – ηi se poate

utiliza relaţia:

0tbTi

(4.207)

în care:

b – este un coeficient care depinde de construcţia

compresorului şi de agentul frigorific, având următoarele valori:

b = 0,001 – la compresoarele verticale cu amoniac;

b = 0,0025 - la compresoarele verticale cu freon.

Valorile coeficientului de debit – λ pot fi aplicate atât pentru

compresoarele de amoniac, cât şi pentru compresoarele pentru

freon.



(IFV)

277

Fig.4.57. – Variaţia randamentului indicat – ηi şi a coeficientului de

debit – λ în funcţie de raportul de copmrimare - pc/p0

Aşadar, puterea indicată - Pi este puterea necesară comprimării

vaporilor în cilindrul compresorului - K, diferită de puterea teoretică de

comprimare - Pt, ca urmare a proceselor reale comprimare şi destindere a vaporilor din spaţiul vătămător - V0. Acestea sunt procese politropice,

desfăşurate cu schimb de căldură între vapori şi pereţii cilindrului, în funcţie de

modul de răcire al compresorului.

Puterea mecanică (efectivă) – Pm

Puterea mecanică (efectivă) – Pe , este puterea consumată la

arborele motor al compresorului.

Această putere este mai mare decât puterea indicată – Pi,

datorită consumului suplimentar de putere pentru învingerea



(IFV)

278

frecărilor în mecanismul motor, în lagăre, în circuitul de ungere şi

pentru răcire.

Cunoscând puterea indicată – Pi , se poate calcula puterea

mecanică (efectivă) de antrenare la arborele motor – Pe [W] ţinând

cont de randamentul mecanic – ηm.

m

ie

PP (4.208)

Randamentul mecanic – ηm, variază cu soluţiile constructive,

calitatea fabricaţiei şi starea fizică a compresorului.

Puterea efectivă – Pe, se poate determina folosind relaţia:

frie PPP (4.209)

Pfr – puterea de frecare consumată suplimentar faţă de puterea

indicată – Pi , pentru învingerea frecărilor [W].

Pentru calculul puterii de frecare s-a propus următoarea relaţie

de calcul (determinată experimental):

1000

0vfr

fr

DpP (4.210)

pfr [N/m2] – presiunea medie de frecare

pfr = (0,4...0,6)105 – compresoare în echicurent;

pfr = (0,2...0,4)105 – compresoare în contracurent;

D0v [m3/s] – debitul volumic de vapori aspiraţi

Puterea totală consumată – PT

Puterea totală consumată – PT, se consideră puterea totală de

antrenare a motorului.



(IFV)

279

În acest scop se defineşte randamentul de transmisie prin

intermediul căruia se estimează consumul suplimentar de putere

pentru transmisia de la motorul de antrenare la compresor.

T

etr

P

P (4.211)

ηtr = 1 – în cazul antrenării directe (cuplare rigidă);

ηtr = 0,95...0,98 – în cazul transmisiei cu curea sau roţi dinţate

(cuplare elastică).

Deci puterea totală consumată pentru antrenarea motorului

compresorului – PT [W] este dată de relaţia:

imtr

tT

PP (4.212)

4.12.5. Funcţionarea compresorului în condiţii variabile

În condiţii de funcţionare variabile, compresorul cu piston cu

mişcare rectilinie- K, se caracterizează atât prin performanţe

variabile adică - puteri frigorifice variabile, consum variabil de

putere pentru comprimare – cât şi prin debit variabil de vapori.

La proiectarea compresorului - K, pentru a

ţine seama de aceste condiţii variabile, se impune,

aşadar, puterea frigorifică - Q0 în anumite condiţii

de referinţă definite de temperatura de vaporizare -

T0, temperatura de vaporizare - TC, temperatura de

subrăcire - TSR sau temperatura de aspiraţie în

compresor.



(IFV)

280

Având în vedere relaţiile de calcul prezentate, între puterea

frigorifică – Q0 [W] şi dimensiunile fundamentale ale

compresorului K se stabileşte următoarea relaţie:

1

0

2

1

00000

4 v

qnNs

d

v

qDqDQ vv (4.213)

Prin schimbarea parametrilor gazului la aspiraţie se modifică atât

debitul masic – D0m, vehiculat prin instalaţie cât şi puterea frigorifică

- Q0.

Creşterea temperaturii de vaporizare – T0, determină, la

acelaşi debit volumic – D0v, creşterea debitului masic – D0m, (care

se măreşte datorită diminuării volumului specific al vaporilor

aspiraţi v1) şi, în consecinţă, rezultă o creştere a puterii frigorifice

realizate de compresor.

Se poate vorbi de o influenţă asemănătoare şi a temperaturii de

condensare – Tc .

Şi subrăcirea are o influenţa favorabilă asupra ciclului prin

faptul că, determină o creştere a puterii frigorifice şi o ameliorare a

eficienţei.

Stabilirea performanţelor unui compresor frigorific în

anumite condiţii funcţionare (când se cunosc performanţele lui în

condiţii de referinţă), presupune utilizarea relaţiei de egalitate a

cilindreei orare în cele două situaţii:

fvv DD0 (4.214)

D0v – debitul volumic de vapori în condiţii de referinţă

(cunoscute);

Dfv – debitul volumic de vapori în condiţii de funcţionare

(necunoscute);

Înlocuind expresiile cilindreelor obţinute din relaţiile de mai

sus, rezultă: fvf

f

v q

Q

q

Q 11

0

0

10

0 (4.215)



(IFV)

281

Q0 [W] – puterea frigorifică în condiţii de referinţă;

Q0f [W] – puterea frigorifică în condiţii de funcţionare

(necunoscute);

q0v, q0vf [kcal/m3] – puterile frigorifice volumice;

λ0, λf – gradele de livrare ale compresorului.

Din relaţia (4.215) rezultă:

00

0

00

f

v

vf

fq

qQQ (4.216)

Puterea frigorifică a compresoarelor, respectiv a IFV –

depinde de condiţiile de funcţionare ale acestora.

4.12.6. Bilanţul energetic al instalaţiilor frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori – IFV în

funcţionarea reală

Se va efectua un bilanţ energetic pentru o maşină cu

comprimare mecanică de vapori într-o treaptă.

Pentru ciclul teoretic, bilanţul energetic poate fi exprimat

astfel:

Q0 + lt = Qc (4.217)

Pentru compararea diferitelor instalaţii cu

comprimare mecanică de vapori şi, implicit – a

compresoarelor frigorifice - au fost stabilite regimuri

de funcţionare, convenţionale de referinţă care ţin

seama şi de proprietăţile agenţilor frigorifici.



(IFV)

282

Pentru funcţionarea reală, bilanţul energetic poate fi

exprimat astfel:

Q0 net + Q1 + Qiv + Qas+ li real + Q0c = Qec+ Qr + Qc real (4.218)

unde:

Q0 net – căldura utilă extrasă de la mediul răcit;

Q1 – infiltraţiile de căldură de-a lungul conductei cu

agent lichid (în amonte de vaporizator).

Q1 = Q1’ + Q1

”+ Q1

’” (4.219)

Q1’”

– infiltraţiile de căldură pe ramura care pleacă de la

condensator;

Qiv – infiltraţiile de căldură preluate din exterior în

vaporizator (agitator, ventilator, iluminat, deschideri

de uşi etc.);

Qas – infiltraţiile de căldură de-a lungul conductei de

aspiraţie a compresorului (corespunzător puterii

indicate);

li real – consumul real de lucru mecanic pentru comprimarea

agentului frigorific (corespunzător puterii indicate);

Qik – infiltraţii de căldură în compresor;

Qec – căldura evacuată prin răcirea compresorului;

Qr – căldura evacuată către mediul ambiant de conducta

de refulare a compresorului (între compresor şi

condensator);

Qc real – capacitatea reală a condensatorului.

Având în vedere notaţiile de mai sus, capacitatea frigorifică

reală a instalaţei frigorifice – Q0 real, [W] – respectiv cantitatea

totală de căldură extrasă din instalaţia reală – Q0 brut se poate scrie:

Q0 real = Q0 brut = Q0 net + Qiv + Q1 + Qas (4.220)



(IFV)

283

Raportul:

brut

net

Q

Q

0

0 (4.221)

se numeşte coeficient de utilizare a instalaţiei frigorifice şi este o

măsură a gradului de perfecţiune constructivă, de izolare termică şi

de întreţinere a aparatelor din ramura vaporizatorului [3].

4.12.7. Regimuri convenţionale de referinţă ale instalaţiilor

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori

Tabelul 4.4.

Regimurile convenţionale de referinţă ale IFV

Regim t0 tC tSR

Nominal –10 +25 +15

Standard –15 +30 +25

Din cele prezentate anterior a rezultat că,

puterea frigorifică – Q0, a instalaţiilor frigorifice

cu comprimare mecanică de vapori IFV, depinde

de condiţiile de funcţionare - în primul rând - de

temperatura de vaporizare T0, temperatura de

vaporizare TC şi temperatura de subrăcire TSR.

Pentru a putea compara diferite instalaţii

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori

(implicit, compresoarele acestora), s-au stabilit

diferite regimuri convenţionale de referinţă –

tabelul 4.4.



(IFV)

284

În cadrul Institutului Internaţional al Frigului (IIF) s-a

elaborat un număr de asemenea „grupe” de regimuri convenţionale

care ţin cont de proprietăţile agenţilor frigorifici [25].

Aceste grupe sunt prezentate în tabelul 4.5.

Tabelul 4.5.

Grupe de regimuri convenţionale ale IFV conform IIF

IFV Grupa t0 tc tasp

IFV cu freon

într-o treaptă

I –25 +40 +20

II –15 +40 +20

III –5 +40 +20

IV +5 +45 +20

IFV cu amoniac

într-o treaptă

V –25 +35 –10

VI –15 +35 0

VII –5 +40 +5

VIII +5 +40 +15

VIII +5 +40 +15

IFV în două

trepte IX –40 +35 –25

4.12.8. Analiza exergetică a insalaţiilor cu comprimare

mecanică

4.12.8.1. Elemente de analiză exergetică

Se consideră că energia unui sistem termodinamic este

formată din:

Energia ordonată – integral transformabilă în altă formă

de energie ordonată, numită exergie;

Energia neordonată – netransformabilă denumită anergie.



(IFV)

285

Într-o transformare de stare a unui sistem termodinamic,

(reversibilă sau ireversibilă), suma exergiei şi anergiei este

constantă. În transformările reversibile exergia sistemului rămâne

constantă, în timp ce – în transformările ireversibile – o parte din

energie se transformă în anergie.

Energia unui sistem termodinamic oarecare nu poate fi

transformată în exergie decât în anumite condiţii şi - doar parţial.

Energia mediului ambiant este constituită numai din anergie;

aceasta nu poate fi transformată în exergie.

Lucrul mecanic schimbat cu exteriorul, într-o transformare

reversibilă în cadrul unui sistem termodinamic constituie – în

totalitate – exergie.

Pentru a scădea temperatura unui sistem, din repectivul sistem

trebuie să se preia fluxul de căldură – Q0, care constituie puterea

frigorifică a instalaţiei respective. Puterea frigorifică – Q0, care urmează a fi transferată de la

sistemul răcit către mediul ambinat, constă doar în anergie [3].

Fluxul de anergie corespunzător fluxului de căldură – Q0, este

dat de relaţia:

0

00

QT

TAn a

Q (4.222)

Ta – este temperatura absolută a mediului ambiant;

T0 – este temperatura absolută a mediului de răcit, Ta > T0.

Rezultă că fluxul de anergie este mai mare decât puterea

frigorifică Q0 - şi deci - pentru a acoperi această diferenţă, trebuie

cedat sistemului un flux energetic, exprimat prin relaţia:

0

0

10

QT

TEx a

Q (4.223)



(IFV)

286

Cele două fluxuri sunt de sensuri contrare:

Sensul fluxului de anergie este, întotdeauna, identic cu

sensul natural al fluxului de căldură;

Sensul fluxului de exergie este îndreptat spre temperatura

mediului înconjurător.

Fluxul de exergie ce trebuie cedat sistemului (pentru a realiza

fluxul de anergie) creşte cu scăderea temperaturii de vaporizare.

Pentru păstrarea temperaturii constante a mediului răcit,

instalaţia frigorifică trebuie să livreze, mediului respectiv – exergia

şi, concomitent, să asigure eliminarea anergiei din cadrul acestuia.

Exergia se livrează sistemului fie sub formă de energie

electrică sau mecanică (în cazul instalaţiilor cu comprimare

mecanică - IFV), fie sub formă de căldură (în cazul instalaţiilor cu

absorbţie – IFA şi ejecţie - IFE).

Pentru instalaţia care funcţionează după un proces reversibil –

fig.4.58a, puterea de acţionare a compresorului acoperă necesarul

de exergie a mediului răcit astfel încât:

0

0

a)Q(rev Q1

T

TExP

0

(4.223)

Pentru instalaţia care funcţionează după un proces ireversibil

– fig.4.58b, puterea de acţionare trebuie să fie mai mare, astfel

încât să acopere pierderile de exergie determinate de

ireversibilitatea procesului [3].

prevp)Q( ExPExExP0

(4.224)

Puterea suplimentară:

revp PPEx (4.225)

se transformă în anergie şi se înglobează în fluxul total de anergie

cedat mediului înconjurător sub formă de căldură:

prevcp)Q(c Ex)Q(ExAnQ0

(4.225)



(IFV)

287

Fig.4.58a. – Fluxurile de exergie şi anergie într-o instalaţie frigorifică

cu funcţionare după un proces reversibil

Fig.4.58b. – Fluxurile de exergie şi anergie într-o instalaţie frigorifică

cu funcţionare după un proces ireversibil



(IFV)

288

4.12.8.2. Eficienţa frigorifică şi randamentul exergetic al unui

proces frigorific

Eficienţa frigorifică – ε, nu este un randament deoarece nu

exprimă pierderea de energie într-un proces real faţă de un proces

ideal.

Eficienţa frigorifică poate fi folosită pentru compararea - între ele - a

mai multor procese frigorifice – de aceeaşi categorie şi între aceleaşi limite de

temperatură ale ciclului – dar nu permite evaluarea cantitativă a pierderilor prin ireversibilitate.

Pentru procesele frigorifice uzuale, un asemenea coeficient are valori

cuprinse între 0,2 şi 0,7.

Calitatea termodinamică a ciclului frigorific poate fi apreciată

numai prin compararea eficienţei instalaţiei analizate cu cea a

maşinii ideale care funcţionează după un ciclu Carnot inversat.

Pentru caracterizarea performanţei unei instalaţii frigorifice,

respectiv a calităţii procesului din punct de vedere termodinamic se

introduce randamentul exergetic – ηex:

1EE

E

)p(ex)Q(ex

)Q(ex

ex

0

0 (4.226)

În cazul unui proces reversibil, randamentul exergetic – ηex,

are valoarea egală cu unitatea (ηex = 1).

Aşadar, eficienţa frigorifică – ε care, în mod

obişnuit, defineşte performanţa temodinamică a unei

instalaţii frigorifice nu permite însă evaluarea

cantitativă a pierderilor prin ireversibilitate, definite

calitativ de principiul al II-lea al termodinamicii.



(IFV)

289

Abaterile randamentului exergetic - ηex, de la această valoare

reprezintă o măsură a pierderilor de exergie.

Între randamentul exergetic – ηex şi eficienţa frigorifică – ε,

există relaţia:

ex

0a

0)Q(

)Q(

00f

TT

T

P

Ex

Ex

Q

P

Q0

0

(4.227)

Eficienţa frigorifică – ε poate atinge valoarea maximă pentru ηex= 1.

0

0

TT

T

a

rev (4.228)

Din relaţiile (4.227), (4.228) rezultă:

rev

f

ex (4.229)

ceea ce reprezintă o măsură a calităţii instalaţiei din punct de vedere

termodinamic.

4.12.8.3 Pierderile de exergie în instalaţiile frigorifice cu


Analiza exergetică a unei instalaţii frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori, presupune luarea în

considerare a pierderilor de exergie din compresorul

K, vaporizator, condensatorul C şi ventilul de

laminare VL.



(IFV)

290

Pentru analiza pierderilor exergetice se utilizează o metodă

grafo-analitică care presupune ilustrarea ciclului termodinamic în

diagrama T–s, fig.4.59.

Aşa cum s-a precizat, ca urmare a ireversibilităţii interioare

(comprimare şi laminare izentropă) apar pierderi exergetice care au

drept consecinţă obţinerea unor valori, pentru randamentul

exergetic – ηex – subunitare.

Fig.4.59. - Ciclul termodinamic al instalaţiei cu

comprimare politropică: T0

*- temperatura sistemului răcit; T0 - temperatura de vaporizare;

Ta - temperatura mediului înconjurător; Tc - temperatura de condensare.

.

f

0

0a

t

0

0

q

t

q)Q(

exT

TT

l

q

q

e

l

e

P

Eex000 (4.230)

în care: 0

0

a

qq1

T

Te

0 (4.231)

0qe – este exergia puterii frigorifice

şi reprezintă lucrul mecanic minim consumat în ciclul Carnot

pentru realizarea puterii frigorifice specifice q0.



(IFV)

291

Se mai poate scrie:

Carnotmin

c

0

q )l(q

e0

(4.232)

unde: εc – eficienţa frigorifică a ciclului Carnot

Pierderea totală de exergie a instalaţiei este:

Carnotmint0

0

0a

tqtp )l(lqT

TTlele

0 (4.233)

Pierderea totală de exergie se compune, conform fig.4.60,

din pierderile de exergie aferente:

Compresorului – K, (acesta fiind considerat un sistem

adiabatic); pierderea de exergie este ilustrată în fig.4.60,

respectiv aria (5–6–d–c) – acestea sunt considerate a fi

cele mari pierderi de exergie):

)ss(Te 12ap12 (4.234)

Pierderile de exergie din compersorul – K, pot fi reduse însă,

prin realizarea comprimării mecanice în mai multe trepte.

Condensatorului – C, pierderea de exergie este ilustrată

în fig.4.60,, respectiv aria (6–2–3–7) şi se determină

considerând că întreaga variaţie de exergie a entalpiilor

stărilor 2 şi 3 se transformă în anergie:

)ss(T|q|)ss(Tiieee 32ac32a3232p23 (4.235)

Pierderile de exergie din condensatorul - C, pot fi reduse prin

diminuarea presiunii de condensare pc;

Ventilului de laminare – VL, pierderea de exergie este

ilustrată în fig.4.60, respectiv aria (7–8–a–b):

)ss(Te 34ap34 (4.236)



(IFV)

292

Pierderile de exergie din ventilul de laminare – VL, pot fi

reduse prin subrăcirea agentului frigorific după condensare sau,

prin folosirea ciclului cu regenerare;

Vaporizatorului – V, pierderea de exergie este ilustrată

în fig.4.60,, respectiv aria (1–4–9–10–1):

041 14 qp eeee (4.237)

041a14a1414 q)ss(T)ss(Tiiee (4.238)

eq0 – exergia specifică pe care o cedează agentul frigorific;

q0 – puterea frigorifică specifică masică.

Pierderile de exergie din vaporizatorul – V, pot fi reduse prin

creşterea temperaturii de vaporizare p0.

Fig.4.60. – Reprezentarea pierderilor de exergie la o instalaţie cu


Analizând variaţia exergiei şi anergiei la instalaţia cu

comprimare mecanică de vapori IFV, rezultă că – în general –

pierderea de exergie maximă are loc în compresorul K.


Capitolul 5. Procese în instalaţiile frigorifice cu comprimare termică

(Instalaţii frigorifice cu ejecţie – IFE)

293

Capitolul 5

PROCESE ÎN INSTALAŢIILE FRIGORIFICE CU

COMPRIMARE TERMICĂ (INSTALAŢII

FRIGORIFICE CU EJECŢIE – IFE)


5.1.1. Apa ca agent frigorific

Din punct de vedere termodinamic apa poate fi considerată un

agent frigorific foarte bun, deoarece are căldura latentă de

vaporizare de circa 2 ori mai mare decât a amoniacului NH3 şi mult

mai mare decât a freonilor [6].

În schimb – apa – în stare de vapori are şi două mari

dezavantaje:

Locul compresorului K de la instalaţiile

frigorifice cu comprimare mecanică de vapori este

preluat, în cazul instalaţiilor cu ejecţie – IFE - de

către un ejector numit „compresor termic” (pentru

comprimare agentului de lucru se foloseşte energia

cinetică a unui jet de abur).

Agentul frigorific folosit în instalaţiile

frigorifice cu ejecţie este apa.




294

presiune de vaporizare foarte scăzută (p0<1bar) la

temperaturile de vaporizare uzuale (cerute la sursa rece – ceea

ce conduce la pătrunderi de aer în instalaţie prin neetanşeităţi);

volum specific al vapori, foarte mare – la temperaturi uzuale

pentru tehnica frigului, ceea ce implică debite volumice

importante, respectiv compresoare de mare capacitatei şi

conducte cu diametre mari, ceea ce conduce la scumpirea

instalaţiei.

Agentul

frigorific

Parametrii

NH3 Freon 12 Apă

Presiunea de saturaţie la temperatura 0ºC [bar]

4,294 3,086 0,0061

Volumul specific v” [m3/kg] 0,29 0,057 206,3

Păstrarea unor presiuni scăzute în instalaţie, impune folosirea

unor echipamente auxiliare, respectiv consumuri suplimentare de

energie care au drept consecinţă creşterea semnificativă a preţului

acesteia.

Rezultă că, domeniul de utilizare a apei – ca agent frigorific –

are în vedere doar temperaturi pozitive (rareori sub 40C, obişnuit

între 8...110C), temperaturi folosite, de regulă, în instalaţiile de

climatizare.

Instalaţia frigorifică cu ejecţie – IFE, foloseşte

pentru funcţionare, direct energia termică, respectiv

vaporii motori de apă care se destind într-un dispozitiv,

numit ejector – E, realizând astfel antrenarea

vaporilor reci produşi în instalaţie.




295

Este indicată folosirea ejectorului – E pentru antrenarea

vaporilor de apă din următoarele motive:

ejectorul E, este o piesă statică cu o construcţie, simplă,

ieftină şi robustă, cu o lipsă totală de uzură, deci cu o durată

mare de utilizare;

integrarea ejectorului E în sistem nu implică realizarea unor

fundaţii (funcţionarea acestuia nu determină apariţia vibraţii);

este înlăturată prezenţa defavorabilă a uleiului de ungere din

circuitul agentului frigorific (ulei care înrăutăţeşte schimbul

de căldură în aparate);

asigură parametrii aerului fără pericol, ca acesta, să fie

amestecat cu agent frigorific;

deservire şi întreţinere uşoară cu personal fără o pregătire

specializată.

Dezavantajele utilizării acestor instalaţii sunt următoarele:

consum mare de abur (datorită ireversibilităţii procesului de

amestec din ejector) şi apă de răcire;

reglare dificilă a puterii frigorifice;

capacitate redusă de acoperire a unor diferenţe mari de

temperatură;

randament redus al ejectorului E;

adaptare dificilă a instalaţiei la condiţiile de funcţionare

variabile.

Toate dezavantajele de mai sus pot fi însă limitate, astfel încât,

instalaţiile frigorifice cu ejectoare să poată constitui variante optime din punct de vedere tehnico-economic, în anumite condiţii de funcţionare.

Aceste instalaţii pot fi folosite cu succes – cu precădere –

atunci când aburul de lucru nu este produs în mod special ci, este




296

utilizat într-un proces tehnologic care necesită şi o instalaţie

frigorifică.

O reducere considerabilă a consumului de apă de răcire poate

fi realizată prin folosirea turnurilor de răcire sau pompelor de

căldură.

Reglarea puterii frigorifice se poate efectua fie prin variaţia

numărului de ejectoare lucrând în paralel la un vaporizator comun,

etajat (reglaj grosier), fie prin variaţia consumului de abur la unul

din ejectoare (reglaj fin). Utilizarea echipamentelor de automatizare

(termostate, presostate etc.) poate rezolva şi adaptarea instalaţiei la

condiţii variabile de funcţionare [25].

Aceste instalaţii se utilizează – cel mai des – pentru

condiţionarea de proces care necesită temperaturi de vaporizare

ridicate (în mod obişnuit 8…11ºC).

Cu cât temperatura de vaporizare T0 este mai ridicată cu atât creşte

puterea frigorifică a instalaţiei şi se îmbunătăţeşte randamentul ejectorului E

(comparând cu puterea frigorifică corespunzătoare temperaturii de vaporizare de + 10 ºC, de exemplu, fiecare grad în plus - referitor la temperatura de

vaporizare T0 - aduce o creştere a puterii frigorifice cu 5...8%.).

Aceeaşi creştere a temperaturii de vaporizare - T0 conduce atât la micşorarea depresiunii din vaporizator, cât şi la reducerea pătrunderii aerului

prin neetanşeităţi (reducându-se astfel şi consumul suplimentar de abur pentru

menţinerea vidului în instalaţie).

Această categorie de instalaţii frigorifice – IFE – mai are

aplicabilitate şi în următoarele domenii de activitate:

Industria chimică – cristalizarea în vid a sărurilor din soluţii

lichide (procedeul Swenson);

Industria alimentară – răcirea unor produse alimentare;

Industria metalurgică – răcirea aerului la locurile cu degajări

mari de căldură;

Construcţii – prerăcirea componentelor betonului.




297

De regulă, instalaţia frigorifică cu ejector – IFE, se utilizează

în cazul puterilor frigorifice mari.

S-au efectuat încercări de laborator pentru folosirea în

instalaţiile frigorifice cu ejecţie şi a unor agenţi frigorifici (freoni,

amoniac) dar aceştia nu au căpătat – încă – o întrebuinţare practică

în asemenea situaţie.

5.2. Instalaţia frigorifică cu ejecţie în circuit închis

5.2.1. Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu

ejecţie în circuit închis

Agentul frigorific este apa H2O - la presiuni mici (4 – 8 mmHg) - se evaporă la temperaturi cuprinse în jurul valorii de 0

0C, producând frigul

necesar la sursa rece (vaporizatorul V).

Instalaţiile frigorifice cu ejecţie IFE pot funcţiona în circuit deschis sau închis.

La instalaţia frigorifică cu ejecţie IFE în circuit închis se

pot identifica două circuite – fig.5.1:

Procesul care se desfăşoară într-o asemenea

instalaţie este un proces frigorific bazat pe

comprimarea vaporilor, în care agentul frigorific

este apa H2O.

Compresorul mecanic K, este înlocuit cu

ejectorul E, iar modificarea stării fizice a agentului

are la bază consum de energie termică (şi nu

consum de lucru mecanic).




298

circuitul direct (motor);

circuitul inversat (frigorific).

În vaporizatorul V (de suprafaţă), se realizează vaporizarea

parţială a apei pe baza căldurii preluate de la agentul intermediar

(mediul răcit – care poate fi apa sau aerul).

Vaporii reci formaţi (cu temperaturi de 00C), intră în camera de

amestec – CA a ejectorului E, ca urmare a diferenţei de presiune care

există între ejector şi vaporizator (vaporii reci sunt antrenaţi de

aburul de lucru care s-a destins în ajutajul A, montat la intrarea în E).

Aşadar, în ejectorul E, se realizează comprimarea vaporilor

reci – de apă – aspiraţi din vaporizatorul V.

Pentru realizarea acestui proces se foloseşte aburul produs în

cazanul Cz.

Aburul de lucru intră în ajutajul convergent – divergent A al

ejectorului E, în care se destinde, de la presiunea din cazan pCz

până la presiunea p0 căpătând – totodată – o viteză foarte mare

(supersonică, 800 – 1000 m/s).

În interiorul ejectorului E, energia potenţială a aburului

provenit de la cazanul Cz, se transformă – parţial – în energie

cinetică Ec, folosită mai departe pentru comprimarea fluidului în

ultima parte a ejectorului – E.

Presiunea scăzută a vaporilor din camera de amestec – CA

precum şi viteza mare de curgere determină aspiraţia vapori saturaţi

din vaporizatorul V; rezultă astfel, un amestec de vapori care este

comprimat în difuzorul – D al ejectorului până la presiunea pc –

corespunzătoare presiunii din condensatorul C (ca urmare a

transformării energiei cinetice Ec în energie potenţială de presiune

Ep).




299

În condensatorul – C are loc condensarea izobar–izotermă a

amestecului (condensatorul – C, fiind elementul de legătură între

instalaţie şi sursa cu temperatura ridicată).

Fig. 5.1. – Schema instalaţiei cu ejecţie în circuit închis V – vaporizator; E – ejector; C – condensator; Cz – cazan; VL – ventil de laminare;

A – ajutaj; CA – cameră de amestec; D – difuzor;P1, P2 – pompe de circulatie




300

Condensul rezultat se împarte astfel:

o parte se laminează în ventilul de laminare VL – proces ce

are loc odată cu scăderea presiunii de la pc la p0 (pompa P1

realizează recircularea apei în vaporizatorul V în vederea

intensificării transferului de căldură), lichidul fiind apoi trimis

în vaporizatorul V, unde – datorită presiunii scăzute

vaporizează la temperatură joasă (situată în jurul valorii de

00C) [25];

o parte este pompată cu pompa P2 şi dirijată în circuitul

agentului primar pentru a fierbe în cazanul Cz (este un cazan

în care are loc încălzirea şi vaporizarea apei, furnizând astfel

aburul de lucru necesar funcţionării ejectorului – E).

Aburul de lucru folosit trebuie să fie saturat uscat, la o

presiune de aproximativ 0,5 MPa. Aşa cum s-a precizat, aburul

supraîncălzit nu aduce avantaje remarcabile, iar aburul umed

conduce la eroziuni ale ejectorului.

Diagrama procesului teoretic este formată din două cicluri

suprapuse parţial – fig.5.2;

ciclul generator (frigorific) invers: 5–1–2–2’–3–4–5, parcurs

de debitul de abur - D0m [kg/s];

ciclul motor (direct): 1–2–2’–3–3’–6–7–8–1, parcurs de

debitul de agent Dm [kg/s];

Ejectorul – E, este un aparat cu vână de lichid (jet) în mişcare rapidă, care serveşte la antrenarea altui fluid (prin depresiune şi frecare) şi la

comprimarea acestuia sau - chiar numai - la deplasarea fluidului în spaţiu.

Ejectoarele au cele mai diverse utilizări; faptul că nu au piese în mişcare, iar uzura pieselor de ghidare a jeturilor de fluid este relativ mică - constituie

avantajele importante.

Funcţionarea ejectoarelor este sigură atunci când fluidele nu conţin

impurităţi care le-ar putea obtura secţiunile de trecere.




301

Fiecare din cele două fluide care tranzitează ejectorul E sunt folosite în

scopuri diferite, şi anume: unul de a antrena, celălalt de a fi antrenat. Fluidele utilizate (fluidul activ şi fluidul antrenat) le regăsim sub formă

de: gaze, vapori sau lichide iar - în unele cazuri - pot fi antrenate chiar corpuri

solide sub formă granulată (mai mult sau mai puţin fine) – praf cărbune, nisip, etc.

Fig. 5.2. - Ciclul teoretic al instalaţiei cu ejecţie de abur în circuit

închis

Transformările de stare au următoarea semnificaţie:

1–2

2–2’–3

3–3’

3’–6

6–7

– comprimarea adiabatică a amestecului în difuzorul

ejectorului E;

– răcirea izobară şi condensarea izobar-izotermă a

amestecului în condensatorul C;

– pomparea adiabatică a unei părţi din condens în

cazanul Cz;

– preîncălzirea izobară a condensatului în cazanul Cz

până la starea de fierbere (saturaţie);

– vaporizarea izobar-izotermă în cazanul Cz;




302

7–8

3–4

4–5

8→1←5

– destinderea adiabatică a aburului de lucru în

ajutajul A până la presiunea de vaporizare p0;

– laminarea (i = ct.) apei în ventilul de laminare VL,

odată cu reducerea presiunii de la presiunea de

condensare pc până la presiunea de vaporizare p0;

– vaporizarea izobar–izotermă a apei în vaporizator;

– procesul de amestec al aburului destins (de stare

8), cu vaporii reci (de stare 5), rezultând starea

finală 1.

După vitezele din ajutaj, ejectorul – E poate fi:

ejector cu viteze supracritice;

ejector cu viteze subcritice;

ejector cu viteze mixte.

Ejectorul cu viteze supracritice este caracterizat de viteza supracritică

existentă pretutindeni în ajutajele sale, cu excepţia secţiunii de intrare a

fluidului activ şi a celei de ieşire a fluidului antrenat. Principalele elemente componente ale unui ejector E, sunt următoarele:

A – ajutajul;

CA – camera de amestec; D – difuzorul.

Ajutajul – A, din componenţa instalaţiilor frigorifice cu ejecţie IFE, este

un canal scurt de forma unui tub cu secţiune variabilă, în care are loc

destinderea fluidelor (gaze sau vapori). În ajutajul A, fluidul intră cu presiune ridicată şi viteză de curgere mică

şi iese cu presiune scăzută şi viteză de curgere mare (energia potenţială de

presiune Ep, se transformă în energie cinetică Ec în cursul procesului de curgere).

Funcţionarea ejectorului fără pierderi (teoretic) este ilustrată în fig.5.3.

Aburul de lucru care intră în ajutajul A, se destinde de la

presiunea pCZ, până la presiunea p0 din vaporizatorul V şi, ca




303

urmare, viteza acestuia creşte continuu de la valoarea iniţială wCZ

până la valoarea wI.

Parametrii ce caracterizează curgerea aburului în secţiunea I,

de intrare în camera de amestec – CA sunt: p0 şi wI.

Fig. 5.3. – Variaţia vitezei şi presiunii aburului în ejector




304

În condiţii uzuale de funcţionare a ejectorului E - în instalaţia

frigorifică la nivelul de condiţionare - viteza agentului de lucru

(abur) - wI este mai mare decât viteza sunetului şi, ca urmare, se

foloseşte ajutajul “Laval” (supersonic).

Jetul aburului de lucru constituie “jetul primar”, iar vaporii

reci antrenaţi, formează “jetul secundar”.

În camera de amestec – CA care funcţionează la presiune

constantă p0, are loc amestecul celor 2 fluide – aburul de lucru şi

vaporii reci (vaporii reci care au o viteză neînsemnată în raport cu

aburul de lucru).

Vitezele fluidelor în amestec variază conform fig.5.3, astfel

încât, în secţiunea II, în care procesul de amestec se consideră deja

terminat, parametrii amestecului de fluide în mişcare sunt p0 şi wII.

Viteza wII – pentru condiţiile uzuale ale procesului – este mai

mare decât viteza sunetului.

Procesul de amestec se încheie în secţiunea II – III, viteza

finală a amestecului rămânând supersonică – wII.

La curgerea supersonică a amestecului, la transformarea

energiei cinetice Ec a fluidului în mişcare în energie potenţială Ep,

au loc “şocuri de comprimare” care determină scăderea Ec – şi deci

– a vitezei, aceasta devenind, în final, subsonică [6].

Aşadar, creşterea presiunii vaporilor de agent

în ejectorul E este determinată – pe de o parte, de

şocul de comprimare iar – pe de altă parte, de

curgerea subsonică a fluidului în difuzorul D (prin

transformarea continuă a Ec → Ep, fluidul curgând

prin secţiuni din ce în ce mai mari).




305

5.2.2. Calculul termodinamic al procesului teoretic de

producere a frigului într-o instalaţie frigorifică cu

ejecţie – în circuit închis

În schema instalaţiei şi în diagrama de lucru, procesele

teoretice sunt notate astfel:

m0

D [kg/s] – debitul masic al vaporilor ;

m

D [kg/s] – debitul masic al aburului de lucru

CZc0Q,Q,Q Z [W] – fluxurile termice ale V, C, CZ

om

m

tD

Da

[kg abur/kg vapori reci aspiraţi] – coeficientul

de consum specific de abur de lucru în procesul teoretic);

Se consideră mărimi cunoscute următoarele:

0

Q [W] – puterea frigorifică a instalaţiei;

it [

0C] – temperatura agentului intermediar;

rt [

0C] – temperatura apei de răcire a condensatorului;

a

t [0C] – temperatura aburului de lucru;

ap [

0C] – presiunea aburului de lucru.

Se calculează:

0Q [W] – puterea frigorifică a instalaţiei;

mm0D,D [kg/s] – în vederea dimensionării conductelor;

CZcQ,Q [W] – în vederea dimensionării aparatelor;

PP [W] – puterea de antrenare a pompei în vederea alegerii

motorului de antrenare;




306

t – coeficientul termic în vederea aprecierii economicităţii

instalaţiei.

Se determină parametrii caracteristici:

Debitul masic de vapori reci antrenaţi din vaporizator:

om

o

omq

QD (5.1)

omq [kcal/kg] – puterea frigorifică masică

45om

iiq (5.2)

Debitul masic de abur de lucru:

omtmDaD (5.3)

În care at rezultă din bilanţul termic al ejectorului – E:

2omm5om7m i)DD(iDiD (5.4)

Împărţind prin Dom, rezultă:

27

52

ii

iiat (5.5)

Fluxul de căldură care intră în condensatorul C se

determină din bilanţul termic al acestuia:

)ii)(DD(Q 32ommC (5.6)

Fluxul de căldură introdus în cazanul Cz se determină din

bilanţul termic al acestuia:

)ii(DQ '

37mCz (5.7)




307

Puterea de antrenare a pompei:

)ii(DP 3

'

3mp (5.8)

Fluxul de căldură extras de la mediul răcit (puterea

frigorifică):

)ii(DQ 45om0 (5.9)

Se notează – t

– coeficientul termic al instalaţiei.

t – este raportul dintre puterea frigorifică şi energia

consumată pentru realizarea procesului.

Se notează – t

ta

1u [kg vapori reci /kg abur de lucru]

ut – factor de ejecţie în procesul teoretic

0 5 40 5 4 5 4

' '7 3 7 37 3 3 3

m

t t

cz p tm

D i iQ i i i iu

Q Q a i i i iD i i i i (5.10)

37

45

ttii

iiu (5.11)

Factorul de ejecţie este o funcţie de forma:

0

0

1,1

p

pp

pu

c

Czt (5.12)




308

Se urmăreşte a se realiza procese cu valori at minim (realizarea unor

condiţii în care raportul pCz/p0 să fie cât mai mare şi raportul pc/p0 cât mai mic)

În procesele reale, valorile optime ale raportului sunt:

)5,88(p

p

0

c (5.13)

5.3. Funcţionarea reală a instalaţiilor frigorifice cu

ejecţie de abur

Ciclul real al instalaţiilor frigorifice cu ejecţie de abur IFE – fig.5.4 - se deosebeşte de ciclul teoretic deoarece:

Procesul de destindere a aburului în ajutajul convergent nu se

desfăşoară după adiabata 7 – 8 ci, după politropa 7 – 8’;

Presiunea în camera de aspiraţie p0’, este mai mică decât

presiunea de vaporizare p0, deoarece – aspiraţia vaporilor reci

(din vaporizatorul V) în camera de aspiraţie a ejectorului E -

este posibilă, doar datorită diferenţei de presiune po – po’

(care este egală cu pierderile de presiune la circulaţia

vaporilor reci pe conducta de aspiraţie);

Vaporii reci de stare 5 se dilată până la starea 5’ în camera de

aspiraţie CA; aceşti vapori se amestecă cu aburul de lucru de

stare 8’, rezultând starea 1’ care se află mai jos – şi decalată

către dreapta faţă de punctul de amestec 1 din ciclul teoretic

(datorită ireversibilităţii procesului din camera de aspiraţie

CA). Ca urmare a ireversibilităţii procesului în difuzorul D,

procesul real de comprimare a amestecului se va desfăşura

după politropa 1’– 2’.

Aşadar, ciclul real al instalaţiilor frigorifice cu ejecţie IFE

se deosebeşte de ciclul teoretic – datorită „imperfecţiunii”

proceselor termodinamice şi a construcţiei ejectorului E.




309

Fig. 5.4. – Ciclul real al instalaţiei cu ejecţie de abur în circuit închis

Pierderile determinate de procesele gazodinamice din

ejectorul E au loc în:

ajutajul de destindere a aburului de lucru (prin frecare);

camera de amestec (prin şoc);

difuzorul ejectorului (prin frecare).

Se mai pot aminti şi pierderile datorate schimbului de căldură

la diferenţe finite de temperatură atât în condensatorul C şi

vaporizatorul V cât şi pierderile cauzate de pătrunderea aerului în

instalaţie.

Cea de-a doua categorie de pierderi – materializată în pierderi

de presiune – se datorează frecării pe circuitele de agent.

Aceste condiţii reale de lucru vor avea ca rezultat, un necesar

de abur – pentru antrenare – mai mare decât în procesul teoretic.




310

Consumul real de abur de lucru se determină prin aplicarea

unor factori de corecţie (sau coeficienţi de lucru) care ţin seama de

toate pierderile care intervin în procesul real faţă de cel teoretic.

Ca o consecinţă a procesului real de destindere reprezentat

prin transformarea 7–8’, entropia specifică a vaporilor va creşte.

În camera de aspiraţie CA, aburul de lucru întâlneşte vaporii

reci care au o viteză neînsemnată în raport cu viteza aburului de

lucru.

Comprimarea amestecului se realizează în două etape:

în prima etapă se realizează un şoc de presiune însoţit de

scăderea vitezei (supersonic→subsonic);

în a doua etapă se realizează transformarea energiei

cinetice Ec în energie de presiune Ep.

Ca urmare a acestor două fenomene se realizează procesul

real de comprimare, atingându-se valoarea presiunii de condensare

– pc.

Dacă se va considera curgerea adiabatică şi se vor neglija

frecările (curgerea izentropă), în conformitate cu Principiului I al

Termodinamicii sub formă completă, pentru sisteme deschise se

poate determina expresia vitezei wI a aburului la ieşirea din ajutaj:

2

1 )(2 CzICz wiiw [m/s] (5.14)

unde:

iCz şi iI [J/kg] – sunt entalpiile specifice ale aburului, în

secţiunea de intrare şi ieşire din ajutajul A.

Pentru procesul de real de destindere a aburului de lucru în

duză, se introduce randamentul duzei – D , având o valoare

admisă de D ~ 0,9.




311

Pentru procesul de comprimare a amestecului se introduce

randamentul comprimării – ccare are valori mai mici:

D~ 0,7.

Cei doi coeficienţi se grupează într-unul singur – E

, numit

randamentul ejectorului sau gradul de calitate al ejectorului cu

valori cuprinse între 0,6 – 0,7.

cDE (5.15)

Cu ajutorul lui E

se poate obţine coeficientul de ejecţie – u

sub forma:

1c

eE

i

iu (5.16)

în care:

87 iiie – căderea de entalpie la destinderea aburului în

duză;

12 iiic – creşterea de entalpie la comprimarea aburului

în difuzorul D.

În randamentul ejectorului E nu sunt cuprinse şi pierderile

exergetice datorită ireversibilităţii procesului de amestec.

Analizând cele prezentate, se observă că, coeficientul de

ejecţie din procesul real – u, este mai mic decât coeficientul de

ejecţie din procesul teoretic – ut , ceea ce, are drept consecinţă, un

consum specific real de abur de lucru mai mare decât consumul

teoretic.

t

t

auu

a11

(5.17)




312

Raportul dintre cele două valori ale coeficienţilor de ejecţie,

respectiv ale consumurilor specifice de abur de lucru, reprezintă

randamentul termodinamic al ejectorului – ηej.

a

a

u

u t

t

(5.18)

Datorită ireversibilităţii procesului de amestec ηej, are valori

foarte reduse.

Pentru calculul consumului specific real de abur de lucru se

mai poate folosi expresia analitică:

2

8,156,125,0e

c

e

c

i

i

i

ia (5.19)


Capitolul 6. Procese în instalaţiile frigorifice cu comprimare termochimică

(Instalaţii frigorifice cu absorbţie – IFA)

313

Capitolul 6

PROCESE ÎN INSTALAŢIILE FRIGORIFICE CU

COMPRIMARE TERMOCHIMICĂ

(INSTALAŢII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE - IFA)


Procesul de obţinere a frigului prin fenomenul de absorbţie

este cunoscută încă din anul 1777 [1].

În 1810 J. Leslie a construit o instalaţie având apa H2O – ca

agent frigorific şi bioxidul de sulf SO2 ca mediu de absorbţie;

1859 – Ferdinand Caree realizează instalaţia cu funcţionare

continuă, utilizând afinitatea vaporilor de apă H2O faţă de acidul

sulfuric concentrat H2SO4 (apa H2O, fiind – agentul frigorific iar

bioxidul de sulf SO2 – mediul absorbant); de aceleaşi nume –

Ferdinand Caree – se leagă şi realizarea primei instalaţii

frigorifice cu soluţie hidroamoniacală – 1869;

Carrier – după numeroase cercetări teoretice şi experimentale, în

1945, realizează prima instalaţie frigorifică ce foloseşte apa ca

agent frigorific şi bromura de litiu BrLi ca mediu de absorbţie.

Locul compresorului – K de la instalaţiile


sau al ejectorului – E de la instalaţiile frigorifice cu

ejecţie – IFE, este preluat, în cazul instalaţiilor

frigorifice cu absorbţie – IFA, de un ansamblu de

aparate numit „compresor temochimic”[10].




314

6.2. Principiul de funcţionare

Spre deosebire de instalaţiile analizate anterior, instalaţiile cu

absorbţie – IFA, utilizează pentru realizarea procesului de lucru un

amestec binar de substanţe (un agent frigorific şi un corp absorbant –

care joacă rol de mediu de absorbţie pentru agentul frigorific).

Caracteristic acestor substanţe este faptul că au temperaturi de

fierbere diferite la aceeaşi presiune şi că, dizolvarea acestora, se

realizează nelimitat [4].

Dizolvarea agentului frigorific în mediul absorbant se poate face

prin absorbţie sau prin adsorbţie.

Absorbţia se referă la înglobarea mediului fluid în întreaga masă

a mediului absorbant.

Adsorbţia se referă la înglobarea mediului fluid într-un strat

subţire la suprafaţa corpului (în care va fi dizolvat).

Mediile absorbante pot fi lichide sau solide (spre exemplu clorura

de calciu CaCl2 sau clorura de stronţiu SrCl2 sunt substanţe

absorbante solide).

Ca medii adsorbante se utilizează – în special – substanţele

poroase, deoarece, cu cât suprafaţa adsorbantului este mai mare, cu atât

creşte şi cantitatea fluidului care este adsorbit.

Principiul de funcţionare a instalaţiei

frigorifice cu absorbţie – IFA se bazează pe

fenomenul de absorbţie a vaporilor de agent

frigorific de către un mediu absorbant, aflat în stare

lichidă (maşinile cu absorbţie se caracterizează prin

aceea că – deşi funcţionează cu vapori de agent

frigorific – nu se produce o comprimare a acestora).




315

Deoarece, de cele mai multe ori, funcţionarea instalaţiilor

frigorifice cu absorbţie se aseamănă cu cea a instalaţiilor cu adsorbţie,

în continuare se vor prezenta instalaţiile frigorifice cu absorbţie IFA.

Soluţiile binare cele mai folosite în asemenea instalaţii sunt:

soluţia hidroamoniacală (H2O – NH3) şi soluţia de bromură de litiu

– apă (BrLi – H2O).

În maşina frigorifică cu utilizarea absorbţiei – IFA, producerea

frigului rezultă – ca şi în cazul unui proces de comprimare de vapori – prin

vaporizarea agentului la o temperatură scăzută.

IFA – maşina frigorifică cu absorbţie, este formată din mai multe

aparate organizate, astfel încât, în fiecare au loc anumite procese fizice – de

separaţie şi de refacere a soluţiei prin amestec, aceasta (soluţia), constituind –

agentul de lucru.

Cu alte cuvinte, instalaţia frigorifică cu absorbţie IFA se bazează pe afinitatea pe care o au unele substanţe solide sau lichide faţă de vaporii altor

substanţe, utilizate ca agent frigorific; în urma absorbirii (dizolvării) acestor

vapori de către substanţa absorbantă se formează o soluţie binară omogenă. Ridicarea presiunii soluţiei formate (cu ajutorul unei pompe) şi

încălzirea acesteia, dă posibilitatea obţinerii unor vapori de agent frigorific, la

o presiune suficient de mare, pentru a fi condensaţi la temperatura mediului

ambiant, în condensatorul C.

Condensul obţinut va fi vaporizat în vaporizatorul V, iar vaporii rezultaţi

vor fi din nou absorbiţi de către substanţa absorbantă.

Absorbţia agentului de către un dizolvant constituie faza din proces necesară pentru readucerea sistemului – soluţia bifazică – la starea fizică

iniţială.

Astfel, ciclul de funcţionare al unei instalaţii frigorifice cu absorbţie IFA, apare destul de apropiat de cel al unei instalaţii cu comprimare mecanică

de vapori IFV (aspiraţia vaporilor este realizată de absorbitorul Ab iar

refularea acestora de către generatorul de vapori – Gv).




316

Avantaje

pot funcţiona într-o singură treaptă până la temperatura de

circa – 600C utilizând arderea directă a gazelor în generatorul de

vapori;

pot fi automatizate complet în vederea reglării consumului de

energie termică în funcţie de puterea frigorifică;

pot valorifica sursele termice de potenţial scăzut şi – de

asemenea – pot folosi energia solară;

lipsa uleiului de ungere în instalaţie determină o îmbunătăţire a

schimbului de căldură în aparate;

funcţionează fără zgomot.

Dezavantaje

consum ridicat de metal şi căldură;

inerţie termică mare şi – deci – adaptare dificilă la variaţiile

sarcinii termice exterioare;

6.3. Clasificarea instalaţiilor frigorifice cu absorbţie –

IFA

Instalaţiile frigorifice cu absorbţie IFA care pot fi clasificate

după mai multe criterii, astfel:

După modul de funcţionare:

cu funcţionare continuă;

cu funcţionare periodică (alternativă);

cu resorbţie (absorbţie repetată).

După numărul componenţilor care formează soluţia:

cu doi componenţi (soluţii binare) – utilizate curent;




317

cu amestecuri tricomponente (ternare) – utilizate, în special,

la construcţia frigiderelor casnice (cu absorbţie şi difuziune);

După temperatura de vaporizare:

monoetajate (cu o singură treaptă);

bietajate (cu două trepte).

6.4. Noţiuni de termodinamica soluţiilor

6.4.1. Definiţii

Agentul de lucru din instalaţiile frigorifice cu absorbţie IFA este

format dintr-un amestec de substanţe simple [2];

După distribuţia parametrilor fizici şi chimici, amestecurile pot fi

omogene sau eterogene;

La amestecurile omogene, parametrii fizici şi chimici sunt

aceeaşi în orice punct al sistemului (o singură fază);

Sistemul omogen sau domeniul omogen, numit fază poate fi

format din una sau două substanţe pure, numite componenţi.

Amestecurile existente sunt formate din mai multe faze (la limita

de separaţie a fazelor, compoziţia fizică şi chimică se modifică

brusc);

Soluţia este un amestec omogen la scara molară, între două sau

mai multe substanţe (există soluţii gazoase, solide şi lichide);

Soluţiile care se întâlnesc în instalaţiile frigorifice cu absorbţie

IFA sunt, în special, soluţii binare (un agent frigorific şi un corp

absorbant), formate din doi componenţi.

Cele mai economice şi mai răspândite sunt

instalaţiile frigorifice cu absorbţie cu funcţionare

continuă, cu soluţie binară, cu o treaptă.




318

Soluţiile sunt caracterizate, de regulă, prin concentraţii.

Se deosebesc: concentraţii procentuale, molare, masice etc.

Concentraţia procentuală – arată câte grame dintr-o

substanţă sunt în 100g soluţie.

Concentraţia masică – a substanţei „i” este raportul

dintre masa - Mi a acesteria şi masa totală a sistemului:

1; i

i

ii

M

M (6.1)

Pentru soluţiile binare se utilizează doar concentraţia pentru

unul din componenţi:

. .

. .

vapori agent frigorific

vapori agent frigorific absorbant lichid

M

M M (6.2)

Cel de-al doilea component având concentraţia (l - ).

Concentraţia molară a componentului „i” reprezintă raportul

dintre numărul de moli ni din substanţa „i” şi numărul total

de moli ni, aflaţi în soluţie:

Dacă ambele substanţe sunt în stare lichidă, se

consideră ca solvent substanţa cu concentraţie mai

mare; iar dacă una este solidă sau gazoasă şi cealaltă

este lichidă, substanţa lichidă este considerată

întotdeauna solvent.




319

; ( 1)i i ii i

i i i

n M

n M

M

M (6.3)

unde: M i – este masa molară a componentului „i”;

M i – masa molară totală a amestecului.

Între cele două concentraţii există relaţia:

i i i ii

i i i i

M n

M n

M M

M M (6.4)

În cazul soluţiilor binare rezultă:

1

21 2

1

11

M

MM M

M

(6.5)

6.4.2. Vaporizarea şi condensarea soluţiilor binare

Amestecurile binare care se întâlnesc în

cadrul instalaţilor frigorifice cu absorbţie IFA

prezintă – din punct de vedere termodinamic –

particularitatea că, în timpul vaporizării sau

condensării izobare (p=ct.), temperatura

sistemului variază (modificarea temperaturii fiind

determinată de schimbarea concentraţiei soluţiei).

Doar în cazul particular – când ambii

componenţi ar avea, la presiunea respectivă,

aceeaşi temperatură de fierbere – aceasta ar

rămâne neschimbată [30].




320

În amestecul de vapori formaţi, concentraţia componentului uşor

volatil, cu punctul de fierbere mai scăzut, este mai mare decât în

amestecul lichid;

Procesul de absorbţie în instalaţiile frigorifice este însoţit de

degajare de căldură, numită căldură de absorbţie. Funcţionarea

continuă a instalaţiei necesită eliminarea căldurii de absorbţie din

sistem. Fenomenul de absorbţie se poate considera format din

procese termodinamice şi chimice simple care se pot reprezenta cu

ajutorul diagramei temperatură – concentraţie (t – ).

Cu se notează concentraţia componentului uşor volatil – NH3.

Conform legii fazelor (legea lui Gibss), o soluţie binară (k = 2):

la saturaţie – este determinată de doi parametri (t– , p– ,

sau t–p);

în stare de lichid subrăcit, vapori supraîncălziţi sau vapori

umezi – este determinată de trei parametri (p, t, ).

In diagrama din fig.6.1 este reprezentată, în coordonate t – ,

atât curba de vaporizare (V) cât şi curba de condensare (C) care se

întâlnesc în punctele = 0 şi =1 [30].

Reprezentarea grafică s-a efectuat pentru o anumită presiune - p

a amestecului (care se păstrează constantă).

Se consideră soluţia lichidă de stare 1, determinată de

concentraţia 1, temperatura t1 şi presiunea p1.

Deoarece în tehnica frigului prin absorbţie, se

utilizează – în special – soluţia hidroamoniacală (H2O

– NH3), în cele ce urmează se va examina vaporizarea şi

condensarea acestui amestec cu diagrama t –

(temperatură – concentraţie).




321

Dacă se păstrează constantă concentraţia 1 = ct. şi se încălzeşte

soluţia, în punctul 2, la t2.

Continuând încălzirea, soluţia va vaporiza: procesul 2–3.

În acest timp, concentraţia lichidului în amoniac NH3 se

micşorează, deoarece s-a produs o cantitate mai mare de vapori de

amoniac NH3 decât de vapori de apă H2O.

Fig. 6.1. – Reprezentarea în diagrama t - a vaporizării

şi condensării soluţiilor binare

Procesul se poate urmări la nivelul temperaturii tA.

În punctul A, de temperatură tA, concentraţia lichidului în

amoniac NH3 este A’ < 1 iar vaporii au concentraţia A” > 1.

În punctul 3 vaporizează ultima picătură de lichid şi se obţin

vapori de concentraţie 1 .




322

Încălzind în continuare vaporii saturaţi, aceştia se supraîncălzesc

până la starea 4.

Se observă că, procesul de vaporizare a soluţiei lichide NH3 –

H2O, nu a avut loc la temperatură ci, în intervalul de temperatură

t2–t4 (din acest punct de vedere – soluţia se comportă diferit de

substanţele pure).

Repetându-se experienţa – dar folosind alte concentraţii – se

obţin alte puncte pentru începerea procesului de fierbere (dar

similare cu punctul 2) şi alte puncte pentru sfârşitul procesului de

forebere (dar similare cu punctul 4).

Suprafaţa dintre cele două curbe se numeşte lentilă de

vaporizare.

Suprafaţa de sub curba de vaporizare (V), se numeşte zonă de

lichid subrăcit, iar suprafaţa de deasupra curbei de condensare (C)

se numeşte zonă de vapori supraîncălziţi.

În lentila de vaporizare se găsesc vapori umezi (care

reprezintă – de fapt – stări echivalente de echilibru termodinamic a

unei faze lichide şi a unei faze de vapori).

Cele două curbe se întâlnesc la limită când = 0 şi = 0.

Sub curba de vaporizare (V) se află zona de lichid subrăcit,

iar deasupra curbei de condensare (C), se află zona vaporilor

supraîncălziţi.

Locul geometric al punctelor de începere a

procesului de fierberie determină curba de vaporizare

(V), iar locul geometric al punctelor de terminare a

procesului de fierbere determină curba de condensare

(C) .




323

Scriind ecuaţiile de bilanţ material pentru componentul uşor

volatil NH3 şi pentru amestec, considerând că:

1 kg amestec cu starea A este format din:

m1 – kg de soluţie lichidă cu starea A';

m2 – kg de soluţie sub formă de vapori cu starea A'':

1mm21

(6.6)

1''A2'A1mm (6.7)

Rezolvarea sistemului de ecuaţii (6.6), (6.7) – în raport cu m1 şi

m2 – conduce atât la determinarea cantităţii de soluţie lichidă m1 cu

starea A', cât şi a cantităţii de soluţie m2 sub formă de vapori cu starea

A'':

'" AA

1"A

1m

" '

1 '2

A

A A

m (6.8)

'A1

1"A

2

1

m

m (6.9)

Procesul de condensare are loc în sens invers procesului de

vaporizare. Vaporii supraîncălziţi de stare 4 se răcesc la 1 = ct.

până când se produce prima picătură de condens în punctul 3 –

fig.6.1.

Iniţial, condensul conţine o cantitate relativ mare de vapori dar,

odată cu diminuarea temperaturii, cantitatea de condens creşte, până

când se obţine starea 2 – soluţie saturată, ceea ce ilustrează

terminarea procesului de condensare.

Lichidul format, de stare 2, poate fi răcit, în continuare,

obţinându-se, în final, lichid subrăcit de stare 1.




324

La presiuni mai mari lentila de vaporizare se micşorează –

fig.6.2 (odată cu mărirea presiunii, intervalul de temperatură în care

are loc vaporizarea sau condensarea se diminuează).

Fig. 6.2. – Lentile de vaporizare la diferite presiuni

Procesul de vaporizare sau condensare poate fi reprezentat şi în

coordonate p – (presiune – concentraţie).

În această diagramă – fig. 6.3. – curbele de vaporizare (V) şi de

condensare (C), au poziţie inversată faţă de diagrama de coordonate

t – , domeniul de lichid fiind situat la partea superioară, iar cel de

vapori în partea de jos.




325

Menţinând temperatura constantă, presiunea se micşorează iar, la

o anumită valoare p2 începe vaporizarea.

Fig. 6.3. – Reprezentarea în diagrama p - a vaporizării şi condensării

soluţiei binare

Se consideră soluţia lichidă cu starea 1, detrminată de parametrii

t1, 1, p1.

Reducând şi mai mult presiunea la o anumită valoare pA,

lichidul A’ se va afla în echilibru cu vaporii A”, starea A fiind o

stare echivalentă între stările A’ şi A”.

La o anumită presiune p3 < pA se termină procesul de vaporizare

– iar la o presiune şi mai mică – se obţin vapori supraîncălziţi cu

starea 4.

Odată cu creşterea temperaturii, suprafaţa lentilei de

vaporizare se micşorează [30].




326

6.4.3. Căldura de dizolvare

Deoarece, în tehnică dizolvarea se produce la presiune

constantă, în cele ce urmează, efectul termic al dizolvării –

respectiv căldura de amestec – se va stabili prin variaţia entalpiei

de dizolvare.

Dacă se consideră un amestec format din doi componenţi în

cantităţi M1 şi M2 care au aceeaşi temperatură – t, şi entalpiile

specifice – i1 şi i2, entalpia iniţială – Ii, înainte de amestec este:

2211 iMiMIi (6.10)

Iar entalpia finală If, după amestecare, la aceeaşi temperatură

– t, este:

i)MM(I 21f (6.11)

Se notează:

if III (6.12)

Amestecul soluţiilor are drept consecinţă

dezvoltarea unor procese chimice exoterme sau

endoterme care conduc la modificarea

temperaturii amestecului (în ipoteza că cei doi

componenţi au avut iniţial aceeaşi temperatură).

Pentru ca amestecul să rezulte la

temperatura iniţială a componenţilor este necesar

să se introducă sau să se scoată din sistem o

anumită cantitate de căldură, numită căldură

integrală de dizolvare (de amestec).




327

Dizolvarea poate avea loc cu degajare de căldură (reacţie

exotermă) când I este pozitiv (cazul soluţiei hidroamoniacale) sau

poate avea loc cu absorbţie de căldură (reacţie endotermă) când I

este negativ.

Atunci când:

dizolvarea este exotermă (pentru ca amestecul să rezulte

la aceeaşi temperatură t – ca şi cea a componenţilor din

sistem) va trebui extrasă o cantitate de căldură Qam;

dizolvarea este endotermă (pentru ca amestecul să rezulte

la aceeaşi temperatură t – ca şi cea a componenţilor din

sistem) se va introduce o cantitate de căldură Qam.

Ecuaţia bilanţului energeic va fi următoarea:

i)MM(QiMiM 21.am2211 (6.13)

În cazul soluţiei hidroamoniacale, M1 este cantitatea de

dizolvant – amoniacul NH3, iar M2 este cantitatea de solvent – apa

H2O.

Dacă se împarte ecuaţia (6.13.) la (M1 + M2) rezultă:

iqi)1(i am21 (6.14)

în care:

21 MM

Qq am

am (6.15)

Reprezentarea grafică a ecuaţiei 6.14. este ilustrată în fig.6.4. [30].




328

Fig. 6.4. – Căldura de amestec în funcţie de concentraţie.

6.5. Diagrame folosite la calculul instalaţiilor frigorifice

cu absorbţie

Diagramele care pot ilustra procesele termodinamice care se

desfăşoară în instalaţiile frigorifice cu absorbţie – IFA, sunt:

Diagrama entalpie – concentraţie (i – );

Diagrama presiune – temperatură (p – 1/T);




329

6.5.1. Diagrama entalpie – concentraţie (i – )

Cea mai utilizată diagramă pentru reprezentarea proceselor

şi dimensionarea instalaţiilor frigorifice cu absorbţie IFA este

diagrama entalpie – concentraţie (i – ) – fig.6.5.

Această diagramă cuprinde domeniile corespunzătoare

stărilor de agregare: vapori supraîncălziţi, vapori umezi şi lichid -

ilustrând următoarele familii de curbe [6]:

izentalpe, i = ct. – care sunt drepte orizontale – 1;

concentraţie, = ct. – care sunt drepte verticale – 2;

izoterme în domeniul lichid – 3, pentru temperaturi de

fierbere cuprinse între –700C şi 200

0C (alura curbelor se

explică prin faptul că amestecul lichid H2O – NH3 are loc

cu degajare de căldură – dizolvare exotermă);

izoterme în domeniul vaporilor – 4, între aceleaşi limite

ale temperaturii de fierbere care sunt nişte drepte, întrucât

între vaporii uscaţi de amoniac şi apă nu are loc un proces

chimic (astfel încât căldura amestec este neglijabilă); aceste

drepte nu sunt reprezentate în diagramă;

izobare pentru lichid – 5, p = ct; sunt reprezentate între

limitele de presiune uzuale în procesele frigorifice din

instalaţiile cu absorbţie de 0,002 MPa şi 2 MPa;

izobare pentru vapori – între aceleaşi limite de presiune sunt

reprezentate prin curbele – 6;

curbe izobare ajutătoare – 7, trasate pentru fiecare izobară

care ajută la determinarea stării de vapori, în echilibru cu

lichidul respectiv pentru reprezentarea izotermei în domeniul

de vapori umezi;




330

curbe k = ct. – 8, trasate în domeniul de lichid, permit să se

determine rapid concentraţia vaporilor în echilibru cu lichidul.

Referitor la diagrama (i – ) pentru soluţia hidro-amoniacală

se impun următoarele observaţii:

entalpia lichidului pentru o valoare constantă a temperaturii se

modifică foarte puţin în funcţie de presiune, astfel încât

rezultă o singură reţea de izoterme, indiferent de valoarea

presiunii;

izotermele reprezentate în domeniul lichid sunt valabile

pentru o presiune dată p (doar pentru porţiunea de sub

izobara respectivă);

în domeniul vaporilor supraîncălziţi căldura specifică este

dependentă atât de temperatură cât şi de presiune, încât ar

trebui să fie trasate familii de izoterme pentru fiecare izobară

în parte (ceea ce ar complica figura nejustificat); totuşi,

acestea pot fi uşor trasate având în vedere că, de fapt, sunt

nişte drepte.

în domeniul vaporilor umezi, izotermele sunt linii drepte ce trec

prin cele două stări de lichid şi de vapori în echilibru,

nefiind reprezentate în diagramă deoarece apar familii de

izoterme pentru fiecare izobară în parte. Aceste

izoterme se trasează folosind curbele ajutătoare [25].




331

Fig. 6.5. – Diagrama entalpie – concentraţie (i – ) pentru soluţia

hidroamoniacală 1. – izentalpe (i =ct.); 2. – drepte de concentraţie constantă ( = ct.);

3. – izoterme în domeniul de lichid; 4. – izoterme în domeniul de vapori;

5. – izobare pentru lichid; 6. – izobare pentru vapori;

7. – izobare ajutătoare; 8. – curbele k = ct.




332

6.5.2. Diagrama presiune - temperatură (p – 1/T)

Dacă: în cazul substanţelor simple, presiunea de fierbere este o funcţie univocă

de temperatură p = p(T);

în cazul soluţiilor binare, presiunea de fierbere depinde atât de

temperatură, cât şi de concentraţie p = p (T, ).

Pentru = ct., dependenţa respectivă devine iarăşi univocă,

respectiv – p = f (T) ca şi la substanţele simple.

Prin cercetări experimentale s-au stabilit multe astfel de relaţii

dar, cea mai utilizată dintre ele este relaţia Clausius – Clapeyron

care are forma:

dT

dp)'v''v(Tr (6.16)

în care:

r [kcal/kgK] – căldura latentă de vaporizare;

T [K] – temperatura absolută ;

p [bar] – presiunea;

v” [m3/kg] – volumul specific al vaporilor saturaţi ;

v’ [m3/kg] – volumul specific al lichidului în stare de

fierbere;

Neglijându-se volumul specific al lichidului v’ faţă de cel al

vaporilor saturaţi uscaţi v” şi admiţând pentru aceştia ecuaţia de

stare a gazului ideal, se obţine:

dT

dp

p

RTT

dT

dp"Tvr (6.17)

sau

2T

dT

R

r

p

dp (6.18)




333

în care R – este constanta gazului perfect.

Integrând ecuaţia (6.18) şi considerând r = ct, se obţine:

T

bapln (6.19)

în care a şi b = r/R – sunt constantele specifice substanţei;

în cazul unei substanţe simple relaţia (6.19) reprezentată în

coordonate (p – 1/T) este o dreaptă;

în cazul soluţiilor binare se obţine un fascicul de drepte pentru

diverse concentraţii [30].

În fig.6.6. se prezintă diagrama (p – 1//T) pentru soluţia

hidroamoniacală H2O – NH3. Fasciculul de drepte din diagramă este

uşor convergent spre partea superioară, deoarece coeficientul

unghiular al dreptelor b = r/R depinde de concentraţie şi anume –

este cu atât mai mare, cu cât concentraţia este mai mică [26].

Fig. 6.6. – Diagrama presiune - temperatură (p - 1/T) pentru soluţia

hidroamoniacală (H2O – NH3)




334

6.6. Soluţii utilizate în instalaţiile cu absorbţie

Soluţiile binare folosite în instalaţiile frigorifice cu absorbţie

IFA trebuie să îndeplinească o serie de cerinţe:

temperatura de fierbere a substanţelor de lucru trebuie să aibă –

la presiune atmosferică normală – anumite valori şi anume:

să nu fie prea mare pentru a nu crea un vid înaintat în

vaporizator – V şi absorbitor – Ab (ceea ce ar presupune

construcţii etanşe pentru a preveni pătrunderea aerului);

să nu fie prea scăzută pentru a nu rezulta presiuni de

condensare mari (ceea ce ar presupune utilizarea unor

aparate cu pereţi groşi, deci consum mare de metal).

temperatura soluţiei la sfârşitul fierberii să aibă valori cât

mai mici, astfel încât să se poată utiliza surse energetice

secundare cu potenţial termic scăzut, care sunt mai ieftine;

Soluţiile utilizate în instalaţiile frigorifice cu

absorbţie IFA sunt – de regulă – soluţiile

binare adică soluţii formate din două corpuri:

solventul şi dizolvantul;

Aceste soluţii binare sunt formate din corpuri

care au temperaturi de fierbere foarte diferite

(a dizolvantului este foarte scăzută) şi care

formează soluţii cu degajare de căldură (efect

termic pozitiv – reacţii exoterme);

Starea unei soluţii binare este determinată de

trei parametrii independenţi: presiunea – p,

temperatura – T şi concentraţia – ξ.




335

diferenţa dintre temperaturile de fierbere ale celor doi

componenţi să fie cât mai mare astfel încât să se poată

realiza o separare cât mai bună a acestora (separare care să

conducă la o puritate ridicată a agentului frigorific);

Dacă această condiţie nu este îndeplinită, vaporii de agent frigorific amoniacul – NH3, vor antrena şi vaporii celuilalt component, apa – H2O, caz în

care, instalaţia trebuie prevăzută cu coloană de rectificare.

Introducerea unei coloane de rectificare – determină atât creşterea investiţiilor cât şi a cheltuielilor de exploatare (datorită faptului că apare un

consum suplimentar de energie termică la fierbătorul F şi un consum mai mare

de apă de răcire) [2].

densitatea şi vâscozitatea soluţiei să fie relativ mici pentru a

rezulta consumuri energetice pentru pompare scăzute;

căldura specifică a soluţiei şi căldura diferenţială de amestec

să aibă valori mici, iar căldura latentă de vaporizare să fie cât

mai mare;

conductivitatea termică să fie cât mai mare, pentru facilitarea

schimbului de căldură, în vederea reducerii suprafeţei de schimb

termic;

agentul frigorific şi absorbantul să fie stabili din punct de vedere

chimic în domeniul temperaturilor de lucru, pentru ca soluţia

utilizată în instalaţie, să fie schimbată cât mai rar.

Deşi se cunosc şi se utilizează o mare diversitate de cupluri

frigorifice în instalaţiile cu absorbţie – IFA, totuşi nici unul din

aceste cupluri nu răspunde la toate cerinţele menţionate.




336

Principalele categorii de soluţii care se folosesc în instalaţiile

cu absorbţie IFA sunt următoarele:

Soluţiile apoase – au ca agent frigorific apa H2O şi

formează următoarele categorii de cupluri frigorifice:

H2O – LiBr; Cuplul H2O – LiBr este stabil şi total inofensiv deoarece, apa – ca agent

frigorific – nu este toxică, inflamabilă sau explozivă; are însă, o mare agresivitate şi proprietăţi corozive în prezenţa oxigenului din aer.

H2O – LiCl; Cuplul H2O – LiCl are o acţiune de corodare mult mai mică asupra

materialelor şi aparatelor; acest cuplu se foloseşte pentru obţinerea frigului la temperaturi pozitive.

H2O – LiI; Cuplul H2O – LiI este folosit pentru condiţionare şi pentru obţinerea apei

tehnologice reci, premiţând folosirea aburului de lucru cu potenţial termic scăzut.

H2O – NaOH; Cuplul H2O – NaOH are o acţiune extrem de corosivă, motiv pentru care,

utilizarea acesteia impune ca instalaţia să fie realizată din oţel inoxidabil, ceea ce conduce la costuri mari de investiţie.

H2O – NaOH – LiBr; Pentru mărirea domeniului de temperaturi şi a presiunilor de lucru, se

recomandă soluţiile cu trei componenţi.

Soluţiile amoniacale – au ca agent frigorific amoniacul NH3

şi formează următoarele categorii de cupluri frigorifice:

NH3 – H2O; Soluţia NH3 – H2O este cea mai răspândită soluţie pentru instalaţiile frigorifice

cu absorbţie IFA datorită proprietăţilor termice şi calorice foarte bune.

Presiunile de lucru din instalaţie sunt, însă, mari iar de toxicitatea amoniacului




337

nu se poate face abstracţie. La fierberea soluţiei hidroamoniacale, amoniacul –

NH3 – (componentul uşor volatil), antrenează şi apa – H2O; din acest motiv instalaţia trebuie, obligatoriu, să conţină şi o coloană de rectificare.

Metilamină – H2O;

Etilamină – H2O.

Soluţiile Metilamină – H2O şi Etilamină – H2O, micşorează toxicitatea şi

pericolul de explozie – comparativ cu amoniacul – NH3, coboară presiunile de lucru in instalaţiile cu absorbţie IFA, lărgind domeniul de lucru pentru

temperatura agentului de încălzire.

Soluţiile spirtoase – au ca agent frigorific alcoolul; cel mai

utilizat este alcoolul metilic pentru că este ieftin, stabil chimic şi

are proprietăţi termofizice mai bune decât alţi alcooli.

Alcoolul metilic se foloseşte ca agent frigorific în soluţiile:

CH3OH – LiBr;

CH3OH – ZnBr2.

Acest soluţii permit obţinerea în vaporizatorul V a temperaturilor

negative şi lucrează la temperaturi de absorbţie mari. Au însă, vâscozitate ridicată şi sunt toxice.

Pentru înlăturarea dezavantajelor menţionate mai sus, se recomandă

folosirea soluţiilor cu trei componenţi.

CH3OH – LiI – ZnBr2;

CH3OH – LiBr – ZnBr2.

Prin adăugarea de ZnBr2 în soluţia de CH3OH – LiBr se micşorează

vâscozitatea acesteia, creşte zona de concentraţie deşi – coeficientul frigorific al

instalaţiei se diminuează.




338

6.7. Instalaţii frigorifice cu absorbţie cu soluţie

hidroamoniacală într-o treaptă

6.7.1. Instalaţia IFA simplă într-o treaptă

Principalele elementele componente ale acestei instalaţii

sunt următoarele – fig. 6.7:

F – generatorul de vapori (fierbătorul) - aparat în care are loc

fierberea soluţiei amoniacale (H2O – NH3) în scopul separării

vaporilor de agent frigorific (amoniac – NH3);

C – condensatorul – aparat răcit cu apă, în care are loc

condensarea vaporilor de agent frigorific, separaţi în generatorul de

vapori, respectiv fierbătorul – F;

Agentul de lucru al acestor instalaţii este

soluţia hidroamoniacală (NH3 – H2O):

agentul frigorific este amoniacul – NH3;

absorbantul este apa – H2O;

Mediul răcit: aer, apă, saramuri;

Concentraţia se raportează la agentul

frigorific şi se poate exprima cu relaţia:

OHNH

NH

NH

23

3

3 GG

G (6.20)

Energia primară utilizată poate fi: abur de

joasă presiune, apă caldă, gaze arse etc.

Se utilizează la temperaturi de vaporizare

T0 = – 5...30 0C.




339

Fig. 6.7. – Schema instalaţiei frigorifice cu absorbţie IFA - simplă,

într-o treaptă F – fierbător; C – condensator; Ab – absorbitor; V - vaporizator; VL1 – ventil de laminare pentru agentul frigorific NH3; VL2 – ventil de laminare pentru soluţia

hidroamoniacală săracă; P – pompă de circulaţie pentru soluţia hidroamoniacală

bogată

V – vaporizatorul – aparat izolat termic în care se produce

fierberea şi vaporizarea agentului frigorific la temperatura cea mai

scăzută din întregul proces;

Ab – absorbitorul – aparat răcit cu apă, în care are loc

absorbţia vaporilor reci de agent frigorific NH3, în soluţia




340

hidroamoniacală H2O – NH3, aflată la temperatură ridicată (acest

aparat, împreună cu condensatorul – C, constituie sursa cu

temperatură ridicată a maşinii frigorifice cu absorbţie IFA);

* Observaţie:

Se neglijează pierderile de presiune şi se admite că presiunea din fierbătorul F este egală cu presiunea din condensatorul C, iar presiunile din vaporizatorul V şi

absorbitorul Ab – de asemenea – sunt egale între ele.

Din punct de vedere funcţional instalaţia

prezintă două circuite:

Circuitul principal – parcurs de vaporii generaţi

de fierbătorul – F (realizat ca şi un circuit cu

comprimare mecanică de vapori, cu aceleaşi

aparate);

Circuitul auxiliar – închis între fierbătorul – F şi

absorbitorul – Ab care realizează circulaţia şi

absorbţia vaporilor de agent frigorific (circuitul

auxiliar înlocuieşte compresorul K, din

instalaţiile cu compresie mecanică de vapori

IFV, motiv pentru care – ansamblul aparatelor

care formează acest circuit este denumit şi

compresor termochimic).




341

În circuitul principal au loc următoarele procese:

Soluţia de concentraţie mare – soluţia bogată – de stare 4’ este

preâncălzită până la temperatura de saturaţie corespunzătoare

presiunii pc în F şi apoi începe să fiarbă.

Primii vapori care se degajă sunt vaporii de stare 1”, în

echilibru cu lichidul de stare 1.

Pe măsură ce soluţia bogată vaporizează, aceasta devine mai

săracă în amoniac, starea ei variind după izobara 1” – 2”.

Astfel în procesul de vaporizare atât soluţia lichidă cât şi

vaporii produşi îşi micşorează concentraţia.

Se consideră că starea vaporilor care pleacă de la generatorul

de vapori – fierbător este o stare medie 5” de concentraţie ” < 1.

Vaporii pătrund apoi în condensatorul C, unde condensează la

temperatură variabilă, până la starea 5, determinată de intersecţia

dreptei ” cu izobara pc a lichidului.

Lichidul subrăcit obţinut se laminează în VL1 de la presiunea

pc până la starea 6 a amestecului dintre vaporii de stare 6” cu

lichidul de stare 6’. Starea 6’ este caracterizată de presiunea po şi

temperatura de vaporizare minimă T0 min (laminarea se realizează

pentru ca lichidul să fie adus la presiunea de saturaţie

corespunzătoare temperaturii la care se realizează frigul).

Soluţia de stare 6 vaporizează în vaporizatorul V, ieşind din

acesta sub forma vaporilor de stare 7.

Procesul de vaporizare este izobar dar nu şi izoterm,

temperatura vaporilor fiind T0 max > T0 min.

Starea 7 se găseşte la intersecţia izotermei umede cu dreapta

de concentraţie ”.

Vaporii de stare 7” fiind foarte apropiaţi de starea 6” se poate

considera că starea lor finală este chiar starea 7”.




342

Vaporii umezi de stare 7 intră în absorbitorul Ab unde sunt

absorbiţi de soluţia săracă de stare 3, rezultând soluţia bogată de

stare 4.

Se observă că această parte a instalaţiei frigorifice cu

absorbţie IFA, funcţionează asemenea unei instalaţii frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori - IFV.

În circuitul auxiliar au loc următoarele procese:

Vaporii umezi de stare 7 intră în absorbitorul – Ab, unde sunt

absorbiţi de soluţia săracă de stare 3, rezultând soluţia bogată de stare 4.

Această soluţie este refulată de pompa - P în fierbătorul F cu

starea 4’.

Neglijându-se creşterea entalpiei soluţiei prin pompare, în

diagrama (i- ), stările distincte 4 şi 4’ se suprapun.

Aceste stări diferă prin valoarea presiunii, 4 – fiind la

presiunea p0 din absorbitorul Ab şi vaporizatorul V, iar 4’ – la

presiunea pc din fierbătorul F şi condensatorul C.

Soluţia de stare 4’ se preîncălzeşte în F până la temperatura de

saturaţie corespunzătoare presiunii pc şi apoi începe să fiarbă

producându-se vaporii de stare 1”.

Soluţia lichidă din F se află stratificată, soluţia săracă fiind colectată la baza aparatului (deoarece densitatea amoniacului NH3 este mult mai mică

decât a apei H2O).

De la partea inferioară soluţia amoniacală NH3 – H2O săracă curge

spre absorbitorul Ab.

Pentru a fi posibilă legătura funcţională între F şi Ab este necesară

laminarea soluţiei amoniacale în VL2 . Soluţia amoniacală săracă, la temperatură ridicată (deoarece provine

din soluţia aflată la temperatura de fierbere în F) este laminată în VL2 şi intră

în absorbitorul Ab (unde dizolvă vaporii reci proveniţi din V care, sunt introduşi în acest aparat, prin circuitul principal).




343

În absorbitorul Ab are loc, deci, fenomenul de absorbţie: vaporii reci

(umezi) intră în Ab unde sunt dizolvaţi (absorbiţi) de soluţia săracă aflată la

temperatură ridicată – deci cu capacitate mare de absorbţie – proces, în urma

căruia, rezultă soluţie bogată care este refulată de pompa P în fierbătorul F.

În fig. 6.8a şi fig. 6.8b procesele termodinamice ilustrate sunt

următoarele:

4’– 1 – preîncălzirea soluţiei în F până la starea de saturaţie;

1 – 5” – vaporizarea soluţiei în F;

2 – 3 – laminarea soluţiei sărace în VL2;

3 – 8 – subrăcirea soluţiei sărace în Ab;

8 – 4 – absorbţia vaporilor de amoniac de către soluţia

săracă, în Ab;

5” – 5 – condensarea vaporilor în C;

5 – 6 – laminarea lichidului în VL1;

6 – 7 – vaporizarea lichidului în V.

Fig. 6.8a – Proces termodinamic teoretic în diagrama (p-1/T)




344

Fig. 6.8b – Proces termodinamic teoretic în diagrama (i- )

Calculul termodinamic al ciclului teoretic

Calculul termodinamic al ciclului are drept scop

stabilirea mărimilor necunoscute care se regăsesc în

ecuaţiile de bilanţ termic (debite masice, fluxul de

căldură cedat de fierbătorul F, puterea termică a

absorbitorului Ab şi a condensatorului C, entalpii,

concentraţii, eficienţă frigorifică, etc.)




345

Cunoscându-se aceşti parametri se pot dimensiona aparatele şi

circuitelor instalaţiei frigorifice cu absorbţie IFA.

Se cunosc:

Q0 [W] – puterea frigorifică a instalaţiei

ti [C0] – temperatura agentului intermediar răcit în V

tr [C0] – temperatura apei de răcire a C şi Ab

tî, pî – temperatura şi presiunea agentului de încălzire a F

Se determină:

Qî [W] – fluxul de căldură cedat în fierbătorul F

QAb [W] – puterea termică a absorbitorului Ab

Qc [W] – puterea termică a condensatorului C

Mărimea cu ajutorul căreia se apreciază calitatea instalaţiei

este definită ca fiind raportul dintre puterea frigorifică – Q0 şi

suma fluxurilor de energie introduse în instalaţie – Qî;

f – eficienţa frigorifică a instalaţiei.

Se stabilesc parametrii de stare ai soluţiei şi se construieşte ciclul

termodinamic în diagrama (i– ).

Se definesc:

Db [kg/s] – debitul de soluţie bogată care pleacă din Ab

D0m [kg/s] – debitul masic de agent frigorific - vapori;

qom [kcal/kg] – puterea masică frigorifică specifică;

f = Db / D0m – coeficientul de circulaţie a soluţiei bogate

Din bilanţurile de masă şi căldură – pentru fiecare aparat – se

obţin următoarele ecuaţii:




346

Ecuaţia de bilanţ a vaporizatorului – V:

67

0

0

00

ii

Q

q

QD m

(6.21)

Ecuaţia de bilanţ a fierbătorului – F:

sm0b

"

m0bb )DD(DD (6.22)

Împărţind relaţia 6.22. la debitul Dom , rezultă:

sb )1f("f (6.23)

Din relaţia 6.23. rezultă expresia coeficientului de circulaţie a

soluţiei bogate – f :

sb

s"

f (6.24)

m0bDfD (6.25)

Din bilanţurile termice ale condensatorului – C, fierbătorului –

F şi absorbitorului – Ab, rezultă puterile termice ale acestor

aparate:

)ii(DQ 5''5m0c (6.26)

)]ii(fii[DQ 4331m0Ab (6.27)

)]ii(fii[DQ 422''5m0F (6.28)




347

pi

m0

Pi

0

qq

q

QQ

Q (6.29)

Dacă se are în vedere că Pp<<Qî, rezultă o relaţie simplificată:

i

m0

Pi

0

q

q

Q

Q (6.30)

* Observaţii:

Concentraţiile b şi s se pot stabili cu ajutorul unei diagrame

= ( ) pentru soluţia hidroamoniacală, măsurând temperatura şi

densitatea unor probe de soluţie bogată şi săracă;

Factorul de circulaţie – f, se poate determina direct prin măsurarea

debitelor Db şi Dom.

6.7.2. Instalaţia IFA – ameliorată într-o treaptă

Instalaţia cu soluţie hidroamoniacală într-o treaptă, simplă

este folosită rar, fiind mai mult o instalaţie pentru studiul proceselor

de bază din instalaţiile frigorifice cu absorbţie.

Deoarece puterea frigorifică masică scade

odată cu creşterea conţinutului de apă al

vaporilor (ceea ce conduce la scăderea eficienţei

frigorifice a instalaţiei simple), se impune

creşterea concentraţiei vaporilor ce ies din

fierbător – , în sensul obţinerii unor vapori puri

de amoniac.

În acest sens, în schema funcţională a

instalaţiilor utilizate în mod obişnuit, sunt

introduse o serie de aparate care au rolul de a

împunătăţi funcţionarea şi eficienţa acestora.




348

Principiul de funcţionare

Principalele aparate introduse şi ameliorările obţinute sunt

următoarele:

Coloana de rectificare şi condensatorul de reflux

(deflegmator) – au rolul de a creşte concentraţia în amoniac a

vaporilor degajaţi în fierbătorul F (se montează deasupra

fierbătorului F şi formează, împreună cu acesta, generatorul de

vapori – Gv).

Rectificarea – reprezintă procesul fizic de vaporizare şi de

condensare a soluţiei – în vederea separării în părţile

componente – ca urmare a contactului direct dintre lichidul

şi vaporii soluţiei (între cele două faze se realizează un

transfer de căldură şi substanţă); în cadrul acestui proces de

separare, căldura cedată în procesul de condensare serveşte

procesului de vaporizare, nefiind necesară o acţiune de

răcire sau de încălzire din exterior.

Deflegmarea – reprezintă procesul de condensare, la care

se utilizează un agent de răcire din exterior pentru

condensarea amestecului, rezultând, în final, vapori cu

concentraţie mai mare în amoniac.

Schimbătorul de căldură E (economizor) – are rolul de a răci

soluţia săracă şi de a încălzi soluţia bogată, conducând astfel la

micşorarea sarcinii termice a fierbătorului şi absorbitorului,

precum şi la ameliorarea eficienţei frigorifice (aşadar – are

rolul atât de a a economisi căldura necesara fierberii soluţiei în

fierbătorul F, cât şi de a reduce căldura care trebuie eliminată




349

din absorbitorul Ab, având drept consecinţă reducerea

consumului de apă de răcire).

Schimbătorul de căldură Sr (subrăcitor) – are rolul de a

produce subrăcirea condensului cu ajutorul vaporilor reci,

având ca efect creşterea puterii frigorifice masice – q0m şi

diminuarea fluxului de căldură care se elimină din absorbitorul

Ab, reducând astfel consumul de apă de răcire.

În instalaţia din fig.6.9a, s-au introdus, suplimentar, comparativ cu instalaţia simplă din fig.6.7, coloana de rectificare R, cuplată la generatorul de

vapori Gv, alcătuită dintr-o zonă de epuizare a soluţiei bogate Ep, o zonă de

rectificare propriu-zisă R, deflegmatorul sau condensatorul de reflux Df şi cele

două schimbătoare de căldură, E şi Sr.

Soluţia bogată de stare 1a, intră în coloana de rectificare R,

deasupra zonei de epuizare – Ep, procesul fiind o consecinţă a

contactului direct ce există între vaporii calzi care circulă în

contracurent (din partea de fierbere propriu-zisă); astfel lichidul se

încălzeşte până la starea de saturaţie, iar vaporii – ca urmare a

cedării căldurii – condensează.

Vaporii rămaşi necondensaţi au concentraţia mai mare,

deoarece – în procesul de condensare – se elimină, în principal –

apa, care are punctul de vaporizare mai ridicat [6].

Soluţia în această zonă se epuizează şi continuă procesul de

fierbere până la starea 2 (în fierbătorul propriu-zis), ca urmare a

utilizării sursei exterioare de căldură.

Vaporii degajaţi, îmbogăţiţi în amoniac în zona de epuizare,

părăsesc această zonă cu starea 1” – fig.6.9b.

În continuare, vaporii se îmbogăţesc în amoniac, ca urmare a

procesului de schimb de căldură şi substanţă între vapori şi refluxul

care se scurge în contracurent.




350

Fig. 6.9.a. – Schema instalaţiei frigorifice cu absorbţie ameliorată,

într-o treaptă F – fierbător; C – condensator; Ab – absorbitor; V - vaporizator; R – coloana de

rectificare; Df – deflegmator; VL1 – ventil de laminare pentru agentul frigorific NH3;

S – subracitor; E – economizor; VL2 – ventil de laminare pentru soluţia

hidroamoniacală săracă; P – pompă de circulaţie pentru soluţia hidroamoniacală

bogată

Vaporii vor obţine concentraţia finală în urma procesului de

condensare parţială care are loc în deflegmatorul – Df.

Instalaţiile frigorifice cu absorbţie ce urmează a realiza

temperaturi de vaporizare cuprinse între –5.. –10 0C folosesc, de




351

regulă – pentru creşterea concentraţiei vaporilor – numai

deflegmatorul Df, fără coloana de rectificare R.

Fig. 6.9.b. – Proces termodinamic teoretic în diagrama (i- )

Pentru obţinerea unor temperaturi mai scăzute, se impune

introducerea rectificării (deoarece conţinutul de vapori de apă este

mai ridicat).

Vaporii care părăsesc coloana de rectificare–deflegmare vor

avea, din considerente tehnico–economice, o concentraţie cuprinsă

între 0,995 şi 0,999.

Vaporii cu starea 5”, părăsesc grupul fierbător–rectificator şi

intră în condensatorul C, unde condensează până la starea 6 care –

în condiţiile purităţii înalte a vaporilor de amoniac – poate fi pe

izobara pc ca o stare de saturaţie, sau sub izobară, ca o stare




352

subrăcită (în condiţiile în care se dispune de suficientă apă de

răcire).

Lichidul de stare 6 se subrăceşte până la starea 6a, în

subrăcitorul Sr, după care se laminează în ventilul de laminare VL1

până la starea 7.

Amestecul de stare 7 intră în vaporizatorul V, unde

vaporizează până la starea 8 – care se apropie mai mult de starea

vaporilor saturaţi uscaţi.

Vaporii se supraîcălzesc în subrăcitorul Sr, până la starea 8a,

după care intră în Ab şi sunt absorbiţi de soluţia de stare 3a.


Cunoscându-se asceşti parametri se pot dimensiona aparatele

şi circuitelor instalaţiei frigorifice cu absorbţie IFA.

Se cunoaşte:

Q0 [W] – puterea frigorifică a instalaţiei

ti [0C] – temperatura agentului intermediar răcit în V

tr [0C] – temperatura apei de răcire a Ab, C şi Df

tî, [0C] – temperatura agentului de încălzire a F

” – concentraţia vaporilor care intră în C

Calculul termodinamic al ciclului are drept scop

stabilirea mărimilor necunoscute care se regăsesc în

ecuaţiile de bilanţ termic (debitele masice, fluxul de

căldură cedat de fierbătorul F, puterea termică a

absorbitorului Ab şi a condensatorului C, entalpii,

concentraţii, eficienţă frigorifică, etc.)

.




353

Se determină:

QF [W] – fluxul de căldură necesar a fi cedat în F

QAb [W] – fluxul de căldură eliminat din absorbitorul Ab

Qc [W] – fluxul de căldură eliminat din condensatorul C

f – eficienţa frigorifică a instalaţiei.

Se stabilesc: parametrii de stare ai soluţiei şi se construieşte

ciclul termodinamic în diagrama (i- ):

Temperatura de vaporizare – T0, este:

0 0it t t (6.31)

Din considerente economice: t0 = (6...10)0C

Presiunea de vaporizare p0 se alege în funcţie de t0 ;

Starea soluţiei bogate la ieşirea din Ab se poate determina

cunoscând presiunea p0 şi temperatura soluţiei t4 ;

Temperatura soluţiei bogate la ieşirea din Ab – t4, este

determinată de temperatura apei de răcire şi de modul de

circulaţie a apei prin C şi Ab.

Considerând absorbţia completă şi circulaţia apei prin cele

două aparate, în paralel, se poate adopta:

c4tt (6.32)

Temperatura de condensare – tc, se determină în funcţie

de temperatura agentului de răcire:

6c r ct t t t (6.33)

tc = (8...10)grd

Presiunea de condensare se determină în funcţie de

temperatura de condensare – tc care poate fi considerată

temperatura de saturaţie a amoniacului pur.

)t(fp cc (6.34)




354

Starea soluţiei sărace la ieşirea din fierbătorul F se

determină cunoscând presiunea pc corespunzătoare

procesului de condensare şi temperatura soluţiei t2, funcţie

de tî .

2 i Ft t t (6.35)

în care: tF = (5...10)

0C – în cazul încălzirii cu abur sau cu apă fierbinte [2].

S-au stabilit astfel poziţiile punctelor: 4, 2, 5” şi 6;

Se determină poziţiile punctelor: 1a, 3, 6a şi 8.

Punctele 1a şi 3 se pot determina pe baza bilanţului termic

al economizorului – E.

Se presupune că, întreaga cantitate de căldură cedată de soluţia

săracă prin răcirea de la starea 2 la 3 este transferară către soluţia

bogată care se preîncălzeşte de la starea 4’ la 1a.

)1f)(tt(c)tt(cfq 32s4a1bE (6.36)

)tt(c

c

f

1ftt 32

b

s

4a1

(6.37)

Se poate neglija diferenţa dintre căldura specifică a soluţiei

bogate cb şi cea a soluţiei sărace cs.

În fig. 6.10. se prezintă variaţia temperaturii soluţiei sărace şi

bogate în economizorul E.

Se recomandă alegerea diferenţei de temperatură:

C)8...5(tt 0

43

Se pot determina cele două stări 1a şi 3 la intersecţia

izotermelor t1a şi t3 cu dreptele de concentraţie b şi s.




355

Fig. 6.10. – Variaţia temperaturii soluţiei sărace şi bogate în

economizorul E.

Analizând funcţionarea subrăcitorul Sr, pentru o situaţie

analogă, rezultă – conform fig. 6.11:

)tt(''c)tt('c 8a8a66

(6.38)

)tt('c

''ctt 8a86a6 (6.39)

în care:

c’ şi c” reprezintă căldura specifică a lichidului, respectiv a

vaporilor.

Cunoscând căldurile specifice ale vaporilor – c” şi lichidului – c’ şi

alegând una dintre temperaturi, se poate determina cealaltă temperatură necunoscută. În acest mod sunt determinate toate stările proceselor

reprezentate în diagrama (i– ).

Se definesc:

Db – debitul de soluţie bogată;

Ds – debitul de soluţie săracă;

D0m – debitul de vapori cu concentraţia ”;




356

f = Db / D0m – coeficientul de circulaţie a soluţiei bogate

Fig. 6.11. – Variaţia temperaturii soluţiei sărace şi bogate în

subrăcitorul Sr.

Din bilanţurile fluxurilor de substanţă la grupul fierbător

F, rectificator R, deflegmator D, se determină factorul

circulaţie – f:

"DDDm0ssbb

(6.40)

ştiind că:

m0bsDDD (6.41)

67

0

0

0

m0ii

Q

q

QD (6.42)

rezultă:

sb

s"

f (6.43)

Bilanţul de fluxuri de căldură pentru grupul fierbător F –

rectificator R – deflegmator D, este:




357

1 1 0 5" 2b a F R m sD i Q D i D i D i (6.44)

în care:

DR – este debitul de reflux care trece din zona de

rectificare în zona de epuizare:

1R RD i Q (6.45)

0

R

m

Dr

D – debitul specific de reflux (6.46)

0

FF

m

Qq

D (6.47)

qF – fluxul specific de căldură necesar fierberii

0

RR

m

Qq

D (6.48)

qR – fluxul specific de căldură eliminat în Df

Ţinănd seama şi de relaţiile de mai sus, rezultă:

5" 2 2 1F a Rq i i f i i q (6.49)

în care:

1Rq ri (6.50)

În relaţia (6.50) qR este necunoscut.

Acesta se determină, scriind pentru zona de rectificare

(încadrată în fig. 6.12 cu linie întreruptă), bilanţul de căldură şi

substanţă.

Se admite că refluxul care vine din zona de rectificare şi

intră în zona de epuizare are starea 1 şi este în echilibru

termodinamc cu vaporii ce circulă în contracurent, trecând din zona

de epuizare în zona de rectificare, cu starea 1” – fig. 6.9b şi 6.12.




358

Fig. 6.12. – Bilanţul de căldură şi substanţă în grupul fierbător –

coloană de rectificare

Intersecţia prelungirii izotermei umede t1 cu dreapta ”

determină punctul Pt denumit – pol de rectificare, valabil pentru

acest caz ideal de calcul (polul de rectificare serveşte la proiectarea

coloanei de rectificare).

Dreapta ce uneşte, în zona de rectificare, stările

corespunzătoare lichidului şi vaporilor în contact, într-o secţiune, se

numeşte – dreaptă de amestec a secţiunii.

Având în vedere cele enunţate mai sus, există şi un pol de

epuizare (care ajută la proiectarea coloanei de epuizare).

Scriind pentru zona încadrată în fig. 6.12 se obţine:




359

bilanţul de substanţă:

0 1" 1 0 "m R R mD D D D (6.51)

"r)r1( 1"1 (6.52)

1"1

"1"

r (6.53)

şi

bilanţul de fluxuri de căldură:

1" 1 5"1 Rr i ri i q (6.54)

rezultă:

1" 5" 1" 1Rq i i r i i (6.55)

Înlocuind relaţia 6.55 cu relaţia 6.48 se obţine expresia lui qF:

1" 1" 1 2 1 2F aq i r i i f i i i (6.56)

Deoarece i5” << i1’ şi i1” >> i1, rezultă că, în cazul utilizării

unui agent de răcire din exterior pentru deflegmatorul Df, fluxul de

căldură necesar fierberii este mai mare decât în cazul instalaţiei fără

deflegmare.

Fluxul de căldură specific eliminat din Ab, se determină din

bilanţul acestuia fig.6.13:




360

Fig. 6.13. – Bilanţul de căldură şi substanţă al absorbitorului Ab

0 8 3 4m a s a b AbD i D i D i Q (6.57)

8 3 41a a Abi f i q fi (6.58)

8 3 3 4Ab a a aq i i f i i (6.59)

Rezultă că, fluxul de căldură eliminat este mai mic decât în

cazul instalaţiilor fără economizor (datorită faptului că soluţia

săracă intră în absorbitorul Ab la o temperatură mai scăzută,

deoarece a cedat căldură soluţiei bogate ce trece prin economizorul

E - în contracurent).

Fluxul de căldură specific de condensare – qc:

6"5ciiq (6.60)

Puterea frigorifică specifică – q0m:

78omiiq (6.61)

Debitul de vapori – D0m:

m0

0

m0q

QD (6.62)




361

Fluxul total de căldură necesar fierberii – QF:

0F F mQ q D (6.63)

Fluxul total de căldură eliminat din Ab – QAb:

0Ab Ab mQ q D (6.64)

Fluxul total de căldură eliminat din C – Qc:

m0ccDqQ (6.65)

Fluxul total de căldură schimbat în E – QE:

)ii)(DD()ii(DQ 32m0b'4a1bE (6.66)

Fluxul total de căldură schimbat în Sr – QSr:

)ii(D)ii(DQ a66m08a8m0Sr (6.67)

Eficienţa frigorifică a instalaţiei – :

0 0m

F F

Q q

Q q (6.68)

Dacă se are în vedere că Pp<<Qî, rezultă o relaţie simplificată:

i

m0

Pi

0

q

q

Q

Q (6.69)

Astfel, se poate spune că, domeniul de utilizare al instalaţiilor

frigorifice cu absorbţie IFA într-o treaptă este limitat de:

valoarea temperaturii de vaporizare T0 = (5...- 45)0C;

temperatura apei de răcire - tr;

temperatura agentului de încălzire a fierbătorului tî -

(100...500)0C;




362

Aceşti parametri exteriori influenţează zona de degazare ( b – s) şi deci – funcţionarea instalaţiei.

Zona de degazare poate fi definită ca fiind diferenţa dintre concentraţia

de saturaţie a soluţiei la starea din absorbitor b (concentraţia maximă) şi

concentraţia de saturaţie la ieşirea soluţiei lichide din fierbător s (concentraţia minimă).

Există un interval optim al zonei de degazare pentru funcţionarea unei

instalaţii frigorifice cu absorbţie IFA.

La valori prea mari procesul degazării vaporilor este prea intens şi

concentraţia lor se micşorează; la valori prea mici, dimpotrivă, procesul

degazării încetineşte şi funcţionarea instalaţiei devine instabilă când = 0. Cum - în general - temperatura apei de răcire poate fi considerată

constantă, rezultă că scade o dată cu diminuarea temperaturii de vaporizare

şi a temperaturii de fierbere în F. Aşadar, în condiţiile exterioare, în care procesul într-o treaptă devine

incompatibil ( < 0,06) precum şi în cazul în care se cer două sau mai multe nivele de temperatură scăzută, se folosesc instalaţiile frigorifice cu absorbţie

cu mai multe trepte.

6.8 Instalaţia frigorifică cu resorbţie – IFR

Soluţia concentrată, formată în Rs trece prin economizorul E2,

este laminată în ventilul de laminare VL2 de la presiunea pc la

presiunea p0 din degazorul D unde, prin preluarea căldurii Q0 de la

spaţiul răcit (sau agentul intermediar), eliberează - din nou - agentul

frigorific sub formă de vapori.

Instalaţia frigorifică cu resorbţie IFR este diferită

de cea cu absorbţie simplă deoarece - vaporii agentului

frigorific eliminaţi din fierbătorul F - nu condensează

ci sunt resorbiţi într-un aparat numit resorbitor – Rs.




363

Vaporii formaţi sunt absorbiţi în absorbitorul Ab iar soluţia

săracă rămasă în degazor D este refulată de pompa P2 în

resorbitorul Rs.

În concluzie, se poate spune că, instalaţia frigorifică cu

resorbţie IFR, este alcătuită din două absorbitoare, două

fierbătoare, două pompe de circulaţie şi două ventile de laminare

[2]. – fig.6.14a,b.

Această instalaţie, spre deosebire de cea obişnuită, cu absorbţie,

prezintă următoarele avantaje:

presiunea vaporilor de NH3 după ieşirea din generatorul de vapori

Gv nu mai are valorile ridicate de la instalaţia cu condensator

(aceasta urmând să se stabilească în funcţie de alegerea concentraţiei soluţiei în generator şi resorbitor);

presiunea în degazorul D va fi, de asemenea, mai scăzută decât în

vaporizatorul instalaţiilor clasice;

Aşadar, presiunile pc şi p0 pot fi alese arbitrar, fiind avantajos ca

valorile acestora să fie apropiate atât între ele, cât şi apropiate de presiunea

atmosferică.

Datorită faptului că presiunile au valori moderate, se vor simplifica

problemele de etanşare, se va diminua consumul de energie al pompelor şi al

fierbătorului F, precum şi căldura evacuată din Rs.

debitul de apă de răcire a Rs va fi mult mai redus decât în cazul

răcirii condensatorului C, datorită faptului că acesta se poate încălzi

pe un interval mare de temperaturi (15...30 0C) – ca urmare a

fenomenului de absorbţie;

Degazorul D, joacă rolul unui vaporizator

(fierbător), iar resorbitorul Rs este, de fapt, un

absorbitor.




364

în degazorul D, este necesar un flux de căldură mai ridicat pentru

desorbţia vaporilor deoarece, pe lângă căldura de vaporizare trebuie

asigurată şi căldura de reacţie; deci, puterea frigorifică specifică masică a instalaţiei va fi mai mare şi, prin urmare, eficienţa mai

crescută,

nu este necesară implementarea unei coloane de rectificare, ceea ce

înseamnă că se vor face economii la încălzirea soluţiei.

Dezavantaje:

Instalaţia este mai complicată şi mai voluminoasă;

Pentru compresorul termochimic concentraţiile sunt b şi s.

Pentru partea de resorbţie concentraţiile sunt R şi D.

În ciclu s-a admis că, temperatura finală de absorbţie este egală cu

temperatura finală de resorbţie T7 = T1.

Presupunându-se că temperatura de condensare este egală cu temperatura

finală de resorbţie, TC = T1 – ambele fiind determinate de temperatura apei de răcire – presiunea de condensare ar rezulta prin intersecţia izotermei cu dreapta

de concentraţie = 1 (amoniac pur) şi deci pC > pRS.

Se observă din fig.6.14a,b că, la aceeaşi concentraţie a soluţiei sărace

s, în compresorul termochimic, la o presiune mai scăzută, pRS şi temperatura finală a soluţiei după fierbere în Generatorul de vapori (fierbător +

rectificator) va fi mai redusă (T3” = T3).

Rezultă că, zona de degazare a soluţiei în compresorul termochimic al instalaţiei cu resorbţie, este mai mare decât în cel al instalaţiei normale şi,

drept consecinţă, debitul de soluţie în circulaţie este mai redus.

Din analiza ciclului se observă că şi presiunea din degazorul D şi absorbitorul Ab, este mai redusă decât presiunea de vaporizare de la instalaţia

cu absorbţie [6].




365

Fig. 6.14a – Schema instalaţiei frigorifice cu resorbţie IFR GV – generator de vapori; RS – resorbitor; VL1 – ventil de laminare pentru agentul

frigorific NH3; E1 – economizor; E2 – economizor; E2 – economizor ; D - degazor ;

VL1 - ventil de laminare pentru soluţia hidroamoniacală săracă; P1 – pompă de

circulaţie pentru soluţia hidroamoniacală bogată; P2 – pompă de circulaţie pentru

soluţia hidroamoniacală bogată




366

Fig. 6.14b – Ciclul instalaţiei frigorifice cu resorbţie

6.9 Instalaţia frigorifică cu absorbţie în soluţie de

bromură de litiu – apă (BrLi – H2O)

Instalaţiile frigorifice cu absorbţie cu soluţie de bromură de

litiu – apă (BrLi – H2O), se utilizează atât pentru condiţionarea

aerului cât şi pentru răcirea apei în diferite procese tehnologice.

Soluţia de bromură de litiu – apă prezintă unele caracteristici

deosebite de cele ale soluţiei hidroamoniacale:




367

soluţia este recomandată a se utiliza în instalaţiile care

realizează temperaturi de vaporizare pozitive;

apa îndeplineşte rolul de – agent frigorific, iar bromura

de litiu – dizolvantul.

Agentul frigorific fiind apa, instalaţia funcţionează la

temperaturi de vaporizare cuprinse între (4...7)0C, fiind utilizată, în

special, în procesele de climatizare sau pentru răcirea apei sau a

altui agent la temperaturi cuprinse între (7...12) 0C.

Aceste categorii de instalaţii se construiesc pentru puteri mici

sau foarte mari şi funcţionează cu încălzirea directă cu gaze a

fierbătorului (cele mici) sau cu abur de 1,5 – 2 atm (cele mari).

La presiune atmosferică normală, apa – H2O, fierbe la

1000C, iar bromura de litiu – BrLi la 1265

0C;

Concentraţia soluţiei BrLi – H2O se raportează la BrLi;

OHBrLi

BrLi

2MM

M (6.70)

Avantaje:

Utilizează apa ca agent frigorific;

Diferenţa dintre temperatura de fierbere a apei şi a bromurii

de litiu la aceeaşi presiune este foarte mare (prin încălzirea

soluţiei sărace de BrLi – H2O, rezultă vapori puri de apă,

eliminând astfel necesitatea deflegmatorului Df);

Bromura de litiu BrLi este foarte solubilă în apă;

Diferenţa dintre presiunea de vaporizare şi cea de

condensare este mică (600 – 700 mm H2O);




368

Consumul specific de metal este redus (instalaţii uşoare

datorită vacumului);

Coeficientul termic este ridicat (lipseşte deflegmatorul Df);

Există posibilitatea grupării tuturor aparatelor într-un singur

corp;

Dezavantaje:

Depresiunea creată în instalaţie impune îmbinări solide şi

pompe puternice pentru eliminarea aerului;

Soluţia de BrLi – H2O este foarte agresivă pentru metalele

feroase, motiv pentru care F şi Ab trebuie protejate

împotriva coroziunii;

Existenţa aerului în instalaţie conduce la creşterea presiunii

în Ab şi a temperaturii de vaporizare, având drept consecinţă

scăderea puterii frigorifice şi cristalizarea soluţiei (fenomen

care poate apărea şi în cazul întreruperii încălzirii sau a

utilizării apei de răcire la o temperatură sub 150C).

Principiul de funcţionare

În fierbătorul F are loc fierberea soluţiei. Se obţin vapori de

apă supraîncălziţi – cu starea 2 – care condensează în condensatorul

C în urma cedării căldurii către apa de răcire.

Instalaţia frigorifică cu absorbţie cu soluţie de

BrLi-H2O funcţionează pe acelaşi principiu ca şi

instalaţia cu absorbţie cu soluţie hidoamoniacală NH3

– H2O – fig.6.15.




369

Condensul obţinut de stare 3 este laminat în dispozitivul de

laminare DL, până la presiunea p0 şi, cu starea 4 intră în

vaporizatorul V.

La presiunea scăzută din V, o parte din lichid (condens)

vaporizează, asigurând în acest mod răcirea agentului secundar (apa).

În scopul intensificării schimbului de căldură în vaporizatorul

V, apa este recirculată cu pompa P3.

Vaporii rezultaţi (cu starea 5) intră în absorbitorul Ab, unde

sunt absorbiţi de soluţia de concentraţie medie ξm şi rezultă soluţia

diluată în sare, cu starea 9, de concentraţie ξd.

Soluţia diluată este circulată cu pompa P2 – o parte trecând prin

schimbătorul de căldură SS, în fierbătorul F, o altă parte

amestecându-se cu soluţia concentrată ( = c); soluţia rezultată de

concentraţia m intră în absorbitorul Ab.

Recircularea parţială a soluţiei diluate prin absorbitorul Ab se

realizează cu scopul de a intensifica procesul de absorbţie.

Pentru amorsarea procesului de absorbţie amestecul de soluţii

cu starea 8 se va răci până la starea 8’ (soluţie lichidă saturată) –

fig.6.15a – proces care are loc în absorbitorul Ab.

Debitele masice în circulaţie sunt urmatoarele:

D1 – debitul de vapori de apă ( ” = 0) produşi de

fierbătorul F;

D2 – debitul de soluţie diluată circulată de pompa P2;

D3 – debitul de soluţie diluată recirculată prin absorbitorul

Ab;

D4 – debitul de soluţie diluată recirculată prin aparatul

schimbător de căldură SS la fierbătorul F;

D5 – debitul de soluţie concentrată;




370

Fig. 6.15a – Schema instalaţiei frigorifice cu absorbţie cu bromură de

litiu – apă (BrLi – H2O)

D6 – debitul de soluţie de alimentare a absorbitorului Ab

precum şi concentraţiile corespunzătoare.

În diagrama i– procesele care se desfăşoară sunt

următoarele:

1 – 6 – fierberea soluţiei în F;

6 – 6a – răcirea soluţiei concentrate în SS;

7 – 8 – amestecul dintre soluţia de stare 6a şi soluţia de

stare 9;




371

7 – 8 – laminarea amestecului la concentraţia m până la

presiunea din Ab;

8 – 8’ – răcirea soluţiei de concentraţie m, în Ab;

8’– 9 – absorbţia apei în soluţie (de la m la d);

9 – 9a – încălzire în aparatul SS a debitului de soluţie D4 cu

= d – ce intră în fierbătorul F ;

9a – 1 – continuarea încălzirii soluţiei diluate în F până la

fierbere;

2 – 3 – condensarea vaporilor puri în condensatorul C;

3 – 4 – laminarea condensului (apei – agent) la i = ct.;

4 – 5 – vaporizarea apei – agent în vaporizatorul V.

Fig. 6.15b – Ciclul instalaţiei frigorifice cu bromură de litiu-apă

(BrLi-H2O)




372


Se definesc:

Factorul de recirculare – a:

1

3

D

Da (6.71)

Factorul de circulaţie – f :

1

4

D

Da (6.72)

În vederea trasării ciclului teoretic în diagrama i – , se

precizează următoarele:

Starea 9 de soluţie lichidă saturată (la ieşirea din

absorbitorul Ab) determinată de presiune şi temperatură –

stabileşte valoarea concentraţiei soluţiei diluate d.

Starea 6 de soluţie lichidă saturată (la ieşirea din

fierbătorul F) determinată de presiune şi temperatură –

stabileşte valoarea concentraţiei soluţiei concentrate c.

Starea 9a se impune considerând, de exemplu:

1a9tt (6.73)

dar este posibil ca:

9 1at t sau 9 1at t (6.74)

Temperatura vaporilor la ieşirea din fierbătorul F se

consideră egală cu temperatura medie de fierbere:

)tt(5,0t 612 (6.75)

Puterea termică a instalaţiei Q0 se consideră cunoscută.

Mărimile necunoscute se determină din bilanţurile termice

pe aparate. Din bilanţul termic al vaporizatorului V se determină

D1:




373

450 iiQ (6.76)

45

01

ii

QD (6.77)

Din bilanţul fierbătorului F se determină D4 şi D5:

514 DDD (6.78)

cd DD 54 (6.79)

rezultă:

dc

cDD 14 (6.80)

dc

dDD 1

5 (6.81)

Debitul D3 se determină impunând pentru a o valoare cuprinsă

între:

a = (15...20)

Din fig.6.15 rezultă:

432 DDD (6.82)

536 DDD (6.83)

Concentraţia amestecului de soluţie diluată şi concentrată m,

ce intră în absorbitorul Ab se determină din relaţia:

cdm DDD 536 (6.84)

de unde:

6

53

D

DD cdm

(6.85)




374

Entalpia soluţiei concentrate la ieşirea din aparatul schimbător

de căldură SS se determină din ecuaţia bilanţului termic pe acest

aparat:

)ii(D)ii(D 9a94a665 (6.86)

)ii(D

Dii 9a9

5

4

6a6 (6.87)

Entalpia amestecului de soluţii la intrarea în absorbitor se

determină din relaţia:

869365 iDiDiD a (6.88)

6

9365

8D

iDiDi a (6.89)

Din bilanţul termic al condensatorului C se determină QC:

)ii(DQ 321C (6.90)

Din bilanţul termic al absorbitorului Ab se determină QAb:

925186 iDiDiDQAb (6.91)

Din bilanţul termic al fierbătorului Fse determină QF:

aF iDiDiDQ 946521 (6.92)

Din ecuaţiile (6.78)...(6.83) se determină factorul de circulaţie f:

dc

c

D

Df

1

4 (6.93)

Mărimile specifice raportate la 1kg de vapori reci sunt:

45

1

0

0ii

D

Qq (6.94)




375

2 3

1

CC

Qq i i

D (6.95)

1

a94

1

65

2

1

F

FD

iD

D

iDi

D

Qq (6.96)

1D

D

D

D

1

4

1

5 (6.97)

1

a94

6

1

64

2

1

F

FD

iDi

D

iDi

D

Qq (6.98)

sau

)ii(fiiq a9662F (6.99)

1

925186

1 D

iDiDiD

D

Qq Ab

Ab (6.100)

rezultă:

936586 iDiDiD a (6.101)

Înlocuind în (6.100) rezultă:

1

92519365

D

iDiDiDiDq a

Ab (6.104)

)ii(fiiq a9665Ab (6.105)

Ecuaţia de bilanţ termic pe întreaga instalaţie este:

AbCF qqqq0 (6.106)

Coeficientul termic este:

F

tQ

Q0 (6.107)




376

6.10 Instalaţia frigorifică cu absorbţie cu difuzie şi gaz

compensator

Gazul inert îndeplineşte trei funcţiuni principale:

serveşte ca mediu de egalizare a presiunilor între diferitele

părţi componente ale instalaţiilor, eliminând astfel pompa

Gazul inert îndeplineşte trei funcţiuni principale:

serveşte ca mediu de egalizare a presiunilor între diferitele

părţi componente ale instalaţiilor, eliminând astfel pompa

de circulaţie a soluţiei între absorbitorul Ab şi fierbătorul F;

permite producerea de frig într-un domeniu mare de

temperaturi;

serveşte ca mediu de transport al agentului frigorific.

În întreaga instalaţie, vaporizator – absorbitor – fierbător,

este aceeaşi presiune, egală cu presiunea de condensare.

La aceste maşini:

agentul frigorific este amoniacul – NH3;

absorbantul este apa – H2O;

gazul compensator (inert) este hidrogenul.

Instalaţiile frigorifice cu difuzie şi gaz compensator,

cunoscute şi sub numele de instalaţii cu absorbţie şi

difuziune se caracterizează prin aceea că, pe lângă

cele două fluide care formează amestecul se mai află

şi un gaz inert.

Este ştiut faptul că, la instalaţiile frigorifice cu

absorbţie IFA (ca de altfel şi la IFV şi IFE) laminarea se

realizează prin trecerea agentului de lucru printr-o

rezistenţă locală numită ventil de laminare VL.

La instalaţiile frigorifice cu difuzie şi gaz

compensator, laminarea are loc printr-un proces de

laminare prin difuzie.




377

Laminarea prin difuzie

Analizând amestecul format din două gaze: azot N2 şi

hidrogen H2, conform legii lui Dalton – fig.6.16, se constată

următoarele:

fiecare gaz se va răspândi în întreg volumul ocupat de amestec

ca şi cum s-ar afla singur în incinta respectivă;

presiunea totală a amestecului va fi egală cu suma presiunilor

parţiale ale gazelor componente.

22 HNit PPPP (6.108)

unde: t

P – presiunea totală din incintă;

2NP

– presiunea parţială a azotului;

2HP

– presiunea parţială a hidrogenului;

Pentru situaţia analizată, conform fig.6.16a:

ataPP At 10 (6.109)

Aşadar, în situaţia iniţială, cele două gaze se află în vasul A la

presiunea totală de 10 ata. Punând în legătură vasul A cu un alt vas

B (ambele având acelaşi volum) – conform fig.6.16b, cele două

gaze vor umple integral spaţiile A şi B, presiunea amestecului, în

final, ajungând la:

ataPt 52

1 (6.110)

O altă situaţie care poate fi analizată este aceea în care vasele

A şi B sunt separate, în fiecare din ele aflându-se câte un singur gaz

la presiunea de 10 ata – conform fig.6.16c.

N2 în vasul A;

H2 în vasul B.




378

Astfel:

;ata10Pt

unde:

;Avasulata10P2N

.Bvasulata10P2H

Fig. 6.16 – Procese de amestec specifice gazelor




379

Punând în legătură vasele A şi B – conform fig.6.16d,

presiunea totală va rămâne aceeaşi dar, cele două gaze H2 şi N2, vor

ocupa întregul volum al celor două vase A şi B, motiv pentru care,

presiunea lor parţială, va scădea.

La sfârşitul procesului de amestec se obţine:

22 HNtPPata10P (6.111)

Astfel, prin simpla amestecare a două gaze – deşi presiunea

totală rămâne constantă – presiunea parţială a acestora va scădea.

Un alt exemplu concludent pentru studiul maşinii frigorifice

cu difuzie este următorul: în vasul A se află NH3 lichid iar în vasul

B, H2 – conform fig.6.16e.

vasele sunt separate, fiecare având presiunea de 10 ata.

ata10PP3NHA

ata10PP2HB

volumul vasului A este mult mai mic decât cel al vasului B.

Dacă se repetă experienţa din cazul precedent, NH3 lichid din

vasul A, pus în legătură cu spaţiul B, va difuza în masa de H2 şi va

vaporiza până când va satura întregul spaţiul format din cele două

vase A şi B – conform fig.6.16f.

În final, după stabilirea echilibrului în cele două vase vom

regăsi:

Acest exemplu creează un model, prin

intermediul căruia, se întrevede posibilitatea de a

micşora presiunea unui gaz prin amestecarea sau

difuzia acestuia în alt gaz (similar laminării)

presiunea totală rămânând - în final - nemodificată.




380

NH3 lichid;

NH3 vapori;

H2 întregul amestec aflându-se la aceeaşi presiune de 10 ata.

ata10PPP23 HNHt (6.112)

În acest context, presiunea parţială a fiecărui component va fi

mai mică de 10 ata.

Cu cât cantitatea de NH3 din amestec este mai mică

comparativ cu H2, cu atât preiunea parţială a vaporilor de NH3 va fi

mai mică;

Se observă astfel că, prin amestec, NH3 lichid care difuzează

în masa de H2 se destinde brusc de la presiunea totală de 10 ata, la

o presiune finală (parţială) mult mai mică decât presiunea iniţială.

Acest fenomen de difuzie stă la baza funcţionării maşinilor

frigorifice cu absorbţie şi gaz compensator.

Astfel, deşi presiunea totală – Pt, se menţine constantă, după

amestec, presiunea parţială a amoniacului NH3 va fi foarte mică.

Având presiunea parţială mai mică, acesta se va evapora la o

temperatură – evident, mai scăzută – proces care, la celelalte

instalaţii frigorifice, se realizează datorită laminării printr-o

rezistenţă locală (în ventilul de laminare – VL).

Procesele care au loc într-o instalaţie frigorifică cu absorbţie şi

difuzie care se desfăşoară conform exemplelor de mai sus sunt

ilustrate în fig.6.17.

În aceste instalaţii frigorifice procesul de laminare

se realizaeză prin difuzia amoniacului lichid într-o

masă de hidrogen.




381

În tubul U soseşte de la condensator NH3 lichid la presiunea

de 20 ata (presiunea existentă în întreaga instalaţie).

În vasul care suplineşte vaporizatorul V se află un gazul inert

– H2 la aceeaşi presiune 20 ata.

Trecerea unui număr mic de picături de lichid din tubul U în

vasul V, va avea ca rezultat o destindere puternică a NH3 în masa

de H2.

23 HNHtPPata20P

Dacă se consideră că, H2 se află în amestec, într-o cantitate

mult mai mare, decât NH3, după realizarea procesului de amestec

putem obţine:

ata18P2H

; ata2P3NH

Pentru:

ata2P3NH corespunde o temperatură de vaporizare de – 20

0C.

Iată deci, modalitatea în care, în vaporizatorul V al instalaţiei

se obţine o temperatură scăzută, realizând astfel frigul dorit.

H2 este introdus pe la partea superioară a vaporizatorului V,

NH3 lichid este introdus prin tubul U, iar pe la partea inferioară se

evacuează amestecul format din vapori reci de NH3 şi H2.

Prin diminuarea sau mărirea cantităţii de NH3 care se

introduce prin tubul U în vaporizatorul V, se poate micşora sau

mări presiunea parţială a vaporilor de NH3 care se destind în

vaporizatorul V, influenţând astfel temperatura de vaporizare.

Dacă se măreşte cantitatea de NH3 care ciculă prin tubul U, va

creşte şi presiunea parţială a vaporilor de NH3 din vaporizator

(presiunea totală fiind constantă), ceea ce va avea drept consecinţă

creşterea temperaturii de vaporizare.




382

Fig. 6.17 – Laminarea vaporilor de NH3 prin difuzie

într-un vas cu H2.

Diminuarea cantităţii de NH3 trimisă în vaporizatorul V, va

determina scăderea presiunii parţiale conducând - în final - la

coborârea temperaturii de vaporizare.

Schema de principiu şi procesele care au loc într-o

instalaţie frigorifică cu absorbţie şi gaz compensator

Aşa cum s-a precizat la început, în întreaga instalaţie,

amestecul format din:

NH3 – agentul frigorific;

H2O – absorbantul;

H2 – gazul inert compensator.

se află la aceeaşi presiune.




383

Fig. 6.18 – Schema de principiu a unei instalaţii frigorifice cu absorbţie

şi gaz compensator F – fierbător; R – rectificator; Ab – absorbitor;

SCGV – schimbător de căldură gaz-vapori; SCL – schimbător de căldură lichid-lichid;

P – pompă; r – rezistenţă pentru încălzire;

U – tub în formă de U.....




384

Se presupune că, temperatura agentului exterior căruia i se

cedează căldura), este de 490C.

Acestei temperaturi îi corespunde o presiune de 20 ata – fig.

6.18 (în tabelul 6.1 sunt centralizate datele referitoare la presiunile

parţiale şi temperaturile în diferite secţiuni ale unei instalaţii

frigorifice cu absorbţie şi gaz compensator).

Starea 1: Fierberea soluţiei de NH3 + H2O în fierbătorul F.

Vaporii de amoniac formaţi în procesul de fierbere a

amestecului au o concentraţie ξ = 0,8+0,9.

În funcţie de această concentraţie, presiunile parţiale vor fi:

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

05,25,17ata20Pt

Starea 2: Rectificarea si deflegmarea vaporilor de amoniac.

În rectificatorul R are loc un proces de răcire, ceea ce are

drept consecinţă condesarea vaporilor de apă (a căror temperatură

de saturaţie este mult mai mare decît a amoniacului) şi reîntoarecea

acestora în F, sub formă de picături.

În urma acestor procese de deflegmare şi rectificare,

concentraţia vaporilor de NH3 se măreşte – starea 2.

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

05,15,18ata20Pt

Starea 3: Condensarea vaporilor de NH3 în condensatorul C.

Vaporii ajung în C - starea 3 – la o concentraţie maximă ξ =1.




385

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

0020ata20Pt

* Observaţie:

Se observă că pe traseul fierbător F – rectificator R – condensator C, nu există hidrogen H2. Acest lucru se datorează faptului că hidrogenul H2, existent

iniţial în fierbătorul F şi condensatorul C, a fost antrenat de către vaporii de

NH3 şi împins, apoi, prin conducta 10 în vaporizatorul V.

Starea 4: NH3 lichid format în condensatorul C intră prin

tubul U în vaporizatorul V.

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

0020ata20Pt

Starea 5: NH3 lichid care intra în vaporizatorul V prin tubul

U se evaporă şi difuzează prin gazul inert H2 (în V unde găsesc un

mediu saturat cu H2):

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

1802ata20Pt

Vaporizarea este determinată de difernţa de presiune parţială

dintre vaporii din stratul superficial al NH3 lichid şi vaporii din

amestecul NH3 + H2O din vas.

*Observaţie:

Aşadar, în timpul procesului de vaporizare (care, evident, se desfăşoară

la temperatură scăzută), se absoarbe căldură din spaţiul care trebuie răcit (vaporizatorul V), realizând astfel, frigul necesar.




386

Pe măsură ce picăturile de NH3 lichid căzute în vaporizatorul

V se evaporă, presiunea parţială a vaporilor de NH3 din amestecul

NH3 + H2O creşte, ajungînd în partea inferioară a vaporizatorului V

la valoarea de 4,5 ata (comparativ cu 2 ata, din partea superioara a

V).

Starea 6 şi 7: La presiuni parţiale diferite ale NH3, vor

corespunde şi temperaturi de vaporizare diferite:

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

5,1505,4ata20Pt

Acesta este motivul pentru care, în practică, partea superioară

a vaporizatorului V, (acolo unde presiunea parţiala a vaporilor de

NH3 este mică), se foloseşte drept congelator iar partea inferioară

pentru răcire obişnuită (refrigerare).

Aşadar, analizând datele de mai sus, rezultă că unei presiuni

parţiale:

ata2P3NH îi corespunde temperatura de vaporizare

C20t 0

0 (la partea superioară a vaporizatorului V – respectiv, în

congelator).

Iar pentru:

ataPNH 5,43

îi corespunde temperatura de vaporizare C1t 0

0 (la partea inferioară a vaporizatorului V – respectiv, în spaţiul de

refrigerare).

Amestecul de vapori NH3 + H2O fiind mai greu decît H2

coboară în absorbitorul Ab, fiind antrenat atît de restul vaporilor în

curs de formare cît şi de soluţia săracă din Ab.




387

Soluţia săracă provenită din fierbătorul F, este trimisă în

absorbitorul Ab, unde absoarbe vaporii de NH3 din amestecul de

NH3 + H2 sosit din V.

H2 - eliberat din amestec (fiind mai uşor) - se ridica pe

traseele 8–9, din nou, către vaporizatorul V, menţinînd astfel, o

presiune ridicată.

Tabelul 6.1

Presiunile parţiale şi temperaturile în diferite secţiuni ale unei

instalaţii frigorifice cu absorbţie şi gaz compensator

Secţ. PNH3 + PH20 + PH2 = 20 ata

Temperatura de fierbere a

amestecului corespunzătoare

presiunii parţiale PNH3 [°C]

1 17,5 + 2,5 + 0 = 20 + 44

2 18,5 + 1,5 + 0 + 46

3 20 + 0 + 0 + 50

4 20 + 0 + 0 + 50

5 2 + 0 + 18 - 20

6 4,5 + 0 + 15,5 + 1

7 4,5 + 0 + 15,5 + 1

8 2 + 0 + 18 - 20

9 2 + 0 + 18 - 20

Starea 8, 9 şi 10: Prin ţeava de legătură 10 se evacuează H2

rămas deasupra pungii de lichid din tubul U

223 HOHNHtPPPata20P

respectiv:

1802ata20Pt

Soluţia bogata formală în absorbitorul Ab ajunge, prin

racordul SB în pompa P (termosifon) şi apoi în fierbătorulul F.




388

Instalaţia mai cuprinde şi două schimbătoare de căldură SCLL

şi SCGV.

Schimbătorul de lichid – lichid SCLL, are rolul de a asigura

schimbul de căldură dintre soluţia săracă şi fierbinte dată de F şi

soluţia bogată dar, mai rece, primită de la Ab.

Acest schimbător asigură, aşadar, atît diminuara temperaturii

soluţiei sărace, cît şi creşterea temperaturii soluţiei bogate care intră

în F.

Micşorarea temperaturii soluţiei sărace, intensifica absorbţia

vaporilor de NH3 în Ab, iar creşterea temperaturii soluţiei bogate

duce la reducerea cantităţii de căldură necesare pentru F.

Schimbătorul de gaz – vapori SCGV, asigură schimbul de

căldură între amestecul rece de la NH3 + H2 care iese din V şi H2

care se reîntoarce în V.

H2 cald - eliberat în Ab (este ştiut faptul că, absorbţia NH3 se

face cu degajare de căldura), - cedează căldură vaporilor reci de

NH3 care ies din V, ajungînd astfel la o temperatură mai scăzută.

În acest caz, un efectul pozitiv constă doar în răcirea H2 care

se întoarce în V.

Încălzirea amestecului de NH3 + H2O care intră în Ab nu este

de dorit (deoarece, în procesul de absorbţie şi aşa, se degajă căldură

care trebuie evacuată prin apa de răcire).

Absorbţia este cu atât mai intensă cu cât temperatura este mai

joasă [13].


Bibliografie

389

BIBLIOGRAFIE

1. Balan, M. – Instalaţii frigorifice – teorie şi programe de

instruire, Editura Todesco, Cluj-Napoca, 2000;

2. Bârjoianu A. – Tehnica temperaturilor joase, Rotaprint,

Iaşi, 1988;

3. Bârjoianu A. – Instalaţii frigorifice, Rotaprint, Iaşi, 1991;

4. Chiriac F. – Instalaţii frigorifice, Editura Didactică şi

Pedagogică, Bucureşti, 1981;

5. Chiriac F. ş.a. - Sisteme frigorifice aferente climatizării de

confort în prezent, în România, Rev. Instalatorul, nr.3,

1994;

6. Dragoş V. – Procese în instalaţii frigorifice, Editura

Mediamira, Cluj-Napoca, 2000;

7. Drughean L., Hera D., Pîrvan A. – Sisteme frigorifice

nepoluante, Editura Matrix Rom, Bucureşti, 2004;

8. Gavriliuc R. – Pompe de căldură – de la teorie la practică,

Editura Matrix Rom, Bucureşti, 1999;

9. Hera D. – Criogenie tehnică, Editura Matrix Rom,

Bucureşti, 2002;

10. Hera D. – Instalaţii frigorifice, Editura Matrix Rom,

Bucureşti, 2004;

11. Hera D.– Instalaţii frigorifice, vol.I – Agenţi frigorifici,

Editura Matrix Rom, Bucureşti, 2004;

12. Hera D, Drughean L, ş.a – Îndrumător de proiectare

pentru instalaţiile frigorifice cu comprimare mecanică de

vapori, Editura Matrix Rom, Bucureşti, 1999;

13. Jugureanu E. – Procese în maşini şi instalaţii frigorifice,

vol 1,2 - Editura Cermi, Iaşi, 2001;

14. Jugureanu E. – Calculul şi construcţia maşinilor

frigorifice, vol 1,2 - Editura Cermi, Iaşi, 2002;


Bibliografie

390

15. Komarov N.S. – Frigul, Editura Tehnică, Bucureşti, 1956;

16. Niculiţă P. – Tehnica şi tehnologia frigului în domenii

alimentare şi maşini termice, Editura Didactică şi


17. Niculiţă P. – Incursiune în lumea temperaturilor scăzute –

tehnica frigului şi aplicaţiile sale, Editura Ceres, Bucureşti,

1998;

18. Niculiţă P. - Tehnica şi tehnologia frigului în domenii

agroalimentare, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti,

1998;

19. Petrescu S. ş.a – Termotehică şi maşini termice, Editura

Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1978;

20. Popa B., Vintilă C. – Transfer de căldură în procese

industriale, Editura Dacia, 1975;

21. Popa B., Vintilă C. – Termotehică şi maşini termice,

Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1977;

22. Porneală S., Porneală D. - Instalaţii frigorifice şi

climatizări în industria alimentară. Teorie şi aplicaţii

numerice, Editura Alma, Galaţi, 1997.

23. Radcenko,V. – Criterii de optimizare a proceselor termice,

Editura Tehnică, Bucureşti, 1977;

24. Radcenko,V. – Instalaţii de pompe de căldură, Editura

Tehnică, Bucureşti, 1983;

25. RadcencoV. s.a. - Procese în instalaţii frigorifice, Editura

Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1 983.

26. Radcenko,V. – Criterii de optimizare a proceselor termice,

Editura Tehnică, Bucureşti, 1977;

27. RadcencoV., Grigoriu M. s.a - Instalaţii frigorifice si

criogenie - Probleme si aplicaţii, Editura Tehnică, Bucureşti,

1987;

28. Rane M.V., Amrane K., ş.a - Performance enhancement of

a two-stage vapour compression heat pump with solution


Bibliografie

391

circuits by eliminating the rectifier, Int. J. Refrig., 1993,

Vol. 16, No. 4, pag. 247-257;

29. Rapin P.J., Jacqard P. – Installations frigorifiques, tome

1,2, PYC Edition, France, 1992;

30. Sârbu I. – Instalaţii frigorifice – teorie şi aplicaţii, Editura

Mitron, Timişoara, 1998;

31. Săvulescu,T. – Instalaţii de încălzire şi ventilare, Editura

Tehnică, Bucureşti, 1985;

32. Serge S. - SEF: Un système expert pour le froid, Revue

Générale du Froid, 5, juin,1991, pag.49-53;

33. Stamatescu C. - Tehnica frigului, vol 1. Editura Didactică şi


34. Stamatescu C. – Maşini şi instalaţii frigorifice, vol 1.

Editura Tehnică, Bucureşti 1961;

35. Ţârlea G., Hera D., Chiriac F. – Aquis-ul comunitar şi

implementările prevederilor protocoalelor de la Montreal si

Kyoto, BIRAC, 2001;

36. Vlădea I. – Manual de Termotehnică, vol.1,2 - Editura

Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, 1963;

37. *** Physical property data: Klea 134a: S. I. Units - ICI

Chemicals and Polymers Ltd., Cheshire, United

Kingdom,1992;

38. *** AGIR, Codul bunelor practici – Domeniul frigului şi

aerului condiţionat, Editura AGIR, Bucureşti, 2008

39. *** Thermodynamic properties of HFC-134a refrigerant

(1, 1, 1, 2-tetrafluorethane), S. I. Units Du Pont;

40. *** Information technique KT – 630 – 2, Melanges de

fluides frigorigenes HFC, Editura Bitzer, 1997;

41. *** Information technique KT – 640 – 2, Application of

ammonia (NH3) as an alternative refrigerant, Editura

Bitzer, 1996;


Bibliografie

392

42. *** Information technique KT – 650 – 2, Conversion aux

fluides frigorigenes de substitution d installations

frigorifiques au R12 et au R502, Editura Bitzer, 1996;

43. *** ASHRAE, Handbook, Refrigeration, S.I. Edition,

Atlanta, 1998;

44. *** ASHRAE, Handbook, Heating, Ventilating and Air

Conditioning, S.I. Edition, Atlanta, 1999;

45. *** Manualul de instalaţii, Ventilare - climatizare, Editura

Artenco, 2002.

46. *** Normativ pentru proiectarea şi executarea

instalaţiilor de ventilare – climatizare, I5/1998.

47. STAS 5149/1998;

48. SR EN 378/1,2,3,4/2000;

49. *** Ghid practic - Normativ pentru proiectarea şi executarea

instalaţiilor de ventilare – climatizare, I5/1998;

50. www.termo.utcluj.ro

51. www.frigoexpres.com.ro

52. www.profrigo.ro

http://www.termo.utcluj.ro/

http://www.frigoexpres.com.ro/

http://www.profrigo.ro/

carte finala

Documents