instalatii frig orifice si de climatizare

SORIN DIMITRIU

INSTALAŢII FRIGORIFICE ŞI DE

CLIMATIZARE

BUCUREŞTI 2010

S. Dimitriu - Instalaţii frigorifice şi de climatizare 1

1 NOŢIUNI FUNDAMENTALE. 1.1 Necesitatea răcirii corpurilor. Răcirea este procesul prin care se extrage căldură dintr-un corp şi care se manifestă în general prin scăderea temperaturii acestuia. Nu întotdeauna extragerea căldurii are ca rezultat micşorarea temperaturii. In procesele de condensare şi solidificare temperatura rămâne constantă, deşi se evacuează căldură către exterior. De aceea definiţia anterioară se referă la un corp monofazic (gazos, lichid sau solid) din care se extrage căldura: aerul dintr-o încăpere, lichidul dintr-un vas, diferite corpuri solide cum ar fi legumele, fructele, etc. Răcirea corpurilor este un proces foarte important în industria alimentară, existând numeroase situaţii în care apare această necesitate.

a) Păstrarea alimentelor. Există dovezi că încă din sec. III - IV î.e.n. erau utilizate metode artificiale de răcire: utilizarea pe timp de vară a gheţii păstrată în paie, utilizarea de vase poroase din pământ pentru păstrarea rece a apei de băut, utilizarea amestecurilor refrigerente de apă şi sare, etc. Astăzi, conservarea şi păstrarea alimentelor prin frig este metoda de bază în întreaga industrie alimentară ca şi în comerţul cu aceste produse.

b) Crearea de condiţii de confort. Pentru ca în sezonul cald activitatea umană să se desfăşoare în condiţii optime, este necesar ca în spaţiile în care aceasta are loc temperatura mediului ambiant să se încadreze între anumite limite. Apare prin urmare necesitatea răcirii aerului din aceste spaţii cât şi aceluia adus din exterior de instalaţiile de ventilaţie.

c) Asigurarea condiţiilor de desfăşurare a proceselor din industria chimică. În numeroase procese din industria chimică, reacţiile care se desfăşoară degajă căldură care trebuie evacuată în permanenţă către exterior. În majoritatea cazurilor acest lucru nu poate fi făcut pe cale naturală, fiind necesare utilizarea unor instalaţii frigorifice.

d) Lichefierea gazelor. Pentru separarea oxigenului şi a azotului din aer, este necesară lichefierea acestuia, ceea ce presupune realizarea de temperaturi deosebit de coborâte: -200 oC. De asemenea există şi alte numeroase cazuri în care este necesar să se lichefieze diferite gaze: argon, bioxid de carbon, etc.

Noţiunile de cald şi rece sunt foarte relative şi se stabilesc în raport cu o anumită temperatură de referinţă. De exemplu, pentru simţurile noastre un corp este cald sau rece în raport cu temperatura corpului nostru. În general un corp este calificat drept cald sau rece în raport cu temperatura mediului ambiant, care nu este aceiaşi pe tot globul. De aceea un corp care este rece la ecuator poate fi cald în zonele polare şi invers. Ca urmare noţiunea de cald sau rece are sens numai în raport cu mediul ambiant local.

Fig. 1.1 Corp cald, corp rece

Noţiuni fundamentale 2

1.2 Clasificarea proceselor de răcire. Procesele de răcire se clasifică în raport cu tipul de agent utilizat şi modul în care acesta este utilizat.

a) Procedee de răcire cu agent de lucru în circuit închis. În cadrul acestor procedee agentul de lucru evoluează într-un ciclu termodinamic invers preluând căldură de la un nivel de temperatură mai mic decât cel al mediului ambiant şi cedând căldură mediului ambiant. Procedeele de răcire termodinamice, cu agent de lucru în circuit închis, pot fi realizate cu vapori sau cu gaze. Procedeele cu vapori pot fi:

- cu comprimare mecanică de vapori - cu absorbţie - cu resorbţie - cu difuzie - cu ejecţie

Procedeele cu gaze pot fi: - cu laminare - cu destindere adiabatică

b) Procedee de răcire cu agent de lucru în circuit deschis. În cadrul procedeelor de răcire cu agent de lucru în circuit deschis, agentul rece extrage căldură de la corpul care trebuie răcit modificându-şi starea. Agentul este apoi evacuat şi înlocuit cu agent proaspăt. Procedeele de răcire cu agent de lucru în circuit deschis pot fi:

- cu utilizarea gheţii hidrice ( 0 oC ) - cu utilizarea gheţii carbonice ( -97 oC ) - cu utilizare de soluţii eutectice ( -20 oC ) - cu utilizare de amestecuri refrigerente (-20...-30 oC ) - cu utilizarea evaporării apei la presiune atmosferică - cu destindere turbionară de gaze în tuburi Ranque - cu destindere de gaze în tuburi cu pulsaţii

c) Procedee de răcire fără agent de lucru. Aceste procedee se bazează pe o serie de fenomene fizice cum ar fi:

- efectul termoelectric (efectul Peltiér) - fenomene termoelectromagnetice

1.3 Transferul căldurii de la un corp cu temperatură mai coborâtă către altul cu

temperatură mai ridicată. Principiul al doilea al termodinamicii postulează: "căldura trece întotdeauna de la sine, numai de la un corp cu temperatură mai mare, către altul cu temperatură mai mică".

Procedee de răcire

cu agent de lucru (termodinamice) fără agent de lucru

în circuit închis în circuit deschis

cu vapori cu gaze


Ca urmare, dacă două corpuri având temperaturi diferite sunt puse în contact, va apare spontan un schimb de căldură de la corpul mai cald către cel mai rece şi ele vor ajunge în stare de echilibru termodinamic. Mediul ambiant poate fi considerat ca un corp cu capacitate calorică infinită, adică temperatura sa nu se modifică în urma schimburilor de căldură efectuate cu diferitele corpuri cu care vine în contact. În consecinţă, dacă un corp este mai

cald decât mediul ambiant, va ceda spontan căldură şi temperatura sa va scade până va ajunge la echilibru cu mediul. Dacă un corp este mai rece decât mediul ambiant, va primi spontan căldură de la mediul ambiant şi temperatura sa va creşte, până ajunge la echilibru cu mediul. Dacă se doreşte păstrarea temperaturii unui corp la un nivel diferit de cel al mediului ambiant, atunci trebuie compensat fluxul de căldură care se transmite spontan între corp şi mediu. În cazul unui corp cu temperatură mai mare decât cea a mediului ambiant există două posibilităţi: să se compenseze transferul de căldură către mediul ambiant cu un transfer de căldură de la o sursă de temperatură ridicată, sau să se realizeze un transfer de căldură invers, de la mediul ambiant către corpul cald. În

cazul unui corp cu temperatură mai mică decât cea a mediului ambiant, soluţia constă în reîntoarcerea către mediul ambiant a căldurii care se transmite spontan de la acesta la corpul rece. Se poate observa că menţinerea constantă a temperaturii unui corp în raport cu temperatura mediului ambiant se poate realiza printr-un transfer de căldură între corp şi mediul ambiant, invers celui natural. Acest lucru nu este imposibil, dar în conformitate cu al doilea principiu al termodinamicii nu se poate realiza de la sine. O maşină termică care realizează acest transfer de căldură se numeşte, prin analogie cu pompele de lichide, "pompă de căldură". Studiind acest fenomen, Clausius la 1850 a dat următoarea formulare principiului al doilea al termodinamicii: "nu se poate construi o pompă de căldură, care fără să fie ajutată prin vreun mijloc din exterior, să preia căldura de la un corp cu temperatură mai coborâtă şi să o transfere către altul cu temperatură mai ridicată". Această formulare precizează că transferul invers de căldură este perfect posibil, dar numai cu un anumit consum de energie. Agentul de lucru trebuie să fie pus alternativ în contact cu cele două corpuri, preluând căldură de la cel rece şi cedând căldură celui cald. Ca urmare, transformările termodinamice pe care acesta le suferă trebuie să se repete periodic, adică agentul de lucru trebuie să evolueze într-un ciclu termodinamic. Dacă transferul invers de căldură se realizează de la mediul ambiant către corpul cald, maşina care face acest lucru păstrează denumirea de pompă de căldură. Dacă transferul invers de căldură are loc de la un corp rece către mediul ambiant, maşina care face acest lucru se numeşte maşină frigorifică. 1.4. Cicluri termodinamice. Se numeşte ciclu termodinamic o succesiune de transformări termodinamice de stare, efectuate astfel încât la sfârşitul ultimei transformări se revine la starea iniţială. Ca urmare, într-o diagramă termodinamică, cum ar fi diagrama p-V, un ciclu se reprezintă printr-o curbă închisă. In raport cu sensul în care se desfăşoară transformările care compun ciclul există două tipuri de cicluri termodinamice: directe şi inverse. Conform enunţurilor date de către Carnot, Kelvin şi Palnck celui de al doilea principiu al termodinamicii, pentru a fi posibilă desfăşurarea unui proces ciclic este necesar să existe două surse de căldură de temperaturi

Fig.1.2 Necesitatea transferului de căldură invers

Noţiuni fundamentale 4

diferite, agentul de lucru preluând căldură de la una dintre ele şi cedând obligatoriu căldură celeilalte.

a) b) Fig. 1.3 Cicluri termodinamice: a) ciclul direct; b) ciclul invers.

Ciclurile directe preiau căldură de la sursa caldă (SC), produc lucru mecanic (L) şi cedează căldură sursei reci (SR). Conform legii conservării energiei, primul principiu al termodinamicii, trebuie să fie respectată relaţia:

SRSC QQL −= (1.1) Ciclurile inverse consumă lucru mecanic (L) , preluând căldură de la sursa rece (SR) şi cedând căldură sursei calde (SC), legea conservării energiei având expresia:

SRSC QQL −= (1.2) La acest tip de cicluri, prin tradiţie, căldura preluată de la sursa rece se notează cu

0Q ( SRQQ ≡0 ), iar cea care se cedează sursei calde cu Q ( SCQQ ≡ ), rezultând:

0QQL −= (1.3)

1.5. Criterii de eficienţă (coeficientul de performanţă) pentru procesele ciclice. În general, prin coeficient de performanţă se înţelege raportul, din punct de vedere energetic, dintre efectul util al procesului ciclic şi ceea ce se consumă din exterior pentru a produce acest efect. În funcţie de tipul ciclului şi de efectul util pe care îl realizează rezultă diferite relaţii de definiţie a coeficientului de performanţă:

a) Cicluri directe (motoare termice):

11 <−==η=SC

SR

SCtMT Q

QQ

LCOP (1.4)


Fig. 1.4. Sursele de căldură ale ciclurilor termodinamice b) Cicluri inverse - ciclul pompei de căldură

11

10

>−

==ε=

QQL

QCOP cPC (1.5)

c) Cicluri inverse - ciclul maşinii frigorifice

11

1

0

0 <>−

==ε=

QQL

QCOP fMF (1.6)

În domeniul ciclurilor inverse se pot deosebi domeniile de utilizare prezentate în tabelul 1.1: Tabelul 1.1

Domeniile de utilizare ale ciclurilor inverse

Domeniul Temperatura sursei

calde SCt Temperatura sursei

reci SRt

Pompe de căldură + 50...+ 100 oC mediul încălzit

- 10...+ 25 oC mediul ambiant

Instalaţii de climatizare iarna + 25...+ 35 oC mediul încălzit

- 10...+ 10 oC mediul ambiant

Instalaţii de climatizare vara + 35...+ 45 oC mediul ambiant

+ 25...+ 35 oC mediul răcit

Maşini frigorifice + 15...+ 35 oC mediul ambiant

- 100...0 oC mediul răcit

Criogenie + 15...+ 35 oC mediul ambiant

- 273...- 100 oC mediul răcit

Evaluarea necesarului de frig 6

2. EVALUAREA NECESARULUI DE FRIG PENTRU SPAŢIILE RĂCITE DESTINATE PĂSTRĂRII PRODUSELOR ALIMENTARE.

2.1 Clasificarea spaţiilor răcite. Spaţiile răcite sunt acele spaţii în care se realizează şi se păstrează o temperatură mai mică decât temperatura mediului ambiant exterior. Ele se pot clasifica în raport cu mai multe criterii: a) În funcţie de nivelul de temperatură care trebuie realizat în interior, se pot deosebi: Spaţii climatizate. Acestea sunt spaţii în care trebuie realizată fie temperatura de confort (încăperi de locuit, săli de clasă, săli de conferinţe, teatre, cinematografe, etc.), fie temperatura necesară pentru desfăşurarea anumitor procese tehnologice (săli de calculatoare, producerea de circuite electronice, etc.). Temperatura de confort pentru corpul uman este cuprinsă în intervalul 18…24 oC, dar pentru evitarea şocurilor termice, se recomandă ca diferenţa de temperatură între mediul exterior şi spaţiul climatizat să nu depăşească 8…10 grade. Spaţii pentru refrigerare. Sunt spaţiile în care produsele alimentare în stare proaspătă sunt răcite în vederea păstrării sau transportului. La temperatură scăzută, procesele metabolice (în cazul fructelor şi legumelor), sau activitatea microorganismelor care determină procesele de fermentare (în cazul produselor lactate sau preparatelor culinare) sau descompunere (în cazul produselor de carne) sunt foarte mult încetinite, permiţând păstrarea acestora un anumit timp fără alterarea calităţilor organoleptice. Temperatura finală la care ajung produsele trebuie să fie superioară punctului crioscopic (temperatura la care îngheaţă sucurile din produse). In funcţie de natura produselor, această temperatură este cuprinsă în intervalul 0…+ 5 oC. Spaţii pentru congelare. Aceste spaţii sunt destinate răcirii produselor alimentare la o temperatură finală mult inferioară punctului crioscopic: - 18…- 25 oC. La acesta temperatură, peste 95% din conţinutul de apă al produselor se solidifică sub formă de gheaţă. In această stare produsele se conservă şi pot fi păstrate un timp îndelungat. b) In funcţie de modul de funcţionare spaţiile pentru refrigerare şi congelare se pot prezenta în trei variante:

Fig.2.1 Tunel de refrigerare pentru carcase de carne. 1-răcitor de aer; 2-perete fals; 3-carcase de carne; 4-tavan fals.


Tuneluri cu funcţionare continuă. Acestea sunt încăperi a căror lungime este mai mare de 3…10 ori decât lăţimea. Produsele situate în ambalaje şi aşezate pe mijloace de transport (cărucioare sau conveiere), sunt introduse continuu pe la un capăt şi se deplasează cu viteză constantă până la celălalt capăt unde sunt preluate. Timpul în care produsele traversează lungimea tunelului este timpul necesar refrigerării sau congelării.

Fig.2.2 Transportor de paleţi într-o cameră frigorifică Camere cu funcţionare discontinuă. Acestea sunt încăperi în care produsele se introduc pe şarje. Camera se încarcă la capacitatea acesteia, cu produse la temperatura mediului ambiant în cazul camerelor de refrigerare, sau refrigerate în cazul camerelor de congelare. Produsele se lasă în interior timpul necesar refrigerării sau congelării după care se scot şi se introduce o nouă şarjă. Produsele pot fi ambalate în lăzi sau cutii aşezate pe cărucioare sau aşezate pe rastele mobile.

Fig. 2.3. Cameră frigorifică cu baterii de răcire pe perete.


Depozite. Acestea sunt încăperi cu volumul mare, destinate păstrării pe o perioadă mai îndelungată a produselor refrigerate sau congelate. În interior temperatura se păstrează constantă la nivelul temperaturii finale de refrigerare sau congelare. Durata maximă de păstrare a produselor este prezentată în tabelele 2.1 şi 2.2.

Tunelurile, camerele şi depozitele pentru produse refrigerate trebuie ventilate datorită activităţii biologice a produselor din interior. Tunelurile, camerele şi depozitele pentru produse congelate nu se ventilează decât în scopuri sanitare.

Fig.2.4 Schema unui depozit frigorific.

Tabelul 2.1 Durata maximă de păstrare a produselor refrigerate


Tabelul 2.2 Durata maximă de păstrare a produselor congelate.

2.2. Determinarea necesarului de frig pentru spaţiile destinate refrigerării şi

congelării. Necesarul de frig, sau sarcina frigorifică, pentru spaţiile destinate refrigerării sau congelării poate fi determinat cu relaţia:

evts QQQQQ &&&&& +++=0 [W] (2.1.) în care:

- 0Q& este fluxul de căldură pe care trebuie să îl preia maşina frigorifică; - sQ& este necesarul de frig pentru compensarea fluxului de căldură care pătrunde

din prin pereţii care delimitează încăperea; - tQ& este necesarul de frig tehnologic (căldura care trebuie extrasă pentru

refrigerarea sau congelarea produselor); - vQ& este necesarul de frig pentru compensarea căldurii pe care o aduce aerul

exterior în procesul de ventilare al încăperilor; - eQ& este necesarul de frig pentru compensarea fluxurilor de căldură produse în

procesul de exploatare al încăperilor (căldura provenită de la corpurile de iluminat, de la funcţionarea motoarelor electrice, de la personalul care lucrează în interior, de la deschiderea uşilor, etc.) 2.2.1. Fluxul de căldură transmis prin suprafaţa elementelor de construcţie sQ& . Elementele de construcţie (pereţi, plafoane, pardoseli, uşi, ferestre) care delimitează încăperile pot fi elemente masive cu temperatură variabilă pe partea exterioară (pereţi sau planşee către exterior) şi elemente de construcţie fără masivitate termică (pereţi interiori, uşi, ferestre, planşee interioare, etc.). Metodologia de calcul este reglementată de standardele în vigoare: STAS 6648/1,2 - 82 şi SR 1907 1,2 / 97. Fluxul de căldură transmis prin suprafaţa elementelor de construcţie se exprimă:

iFEPEs QQQQ &&&& ++= [W] (2.2) în care:


- PEQ& este fluxul de căldură transmis prin elementele delimitatoare cu inerţie termică (pereţi exteriori, terasă, acoperiş);

- FEQ& este fluxul de căldură transmis prin elementele delimitatoare exterioare, fără inerţie termică (ferestre, luminatoare);

- iQ& este fluxul de căldură transmis prin elementele delimitatoare din interior (pereţi interiori, uşi). a) Fluxul de căldură PEQ& transmis prin pereţii exteriori cu inerţie termică. În cazul pereţilor exteriori cu masivitate mare, variaţia temperaturii exterioare în timpul zilei determină transmiterea unui flux de căldură variabil, însoţit de fenomenul de acumulare al căldurii în masa peretelui. Acest lucru face ca oscilaţiile determinate de variaţia temperaturii exterioare să se transmită în interior amortizat şi defazat cu un anumit număr de ore. Fluxul instantaneu de căldură transmis în interiorul încăperii prin perete se exprimă:

( ) ( )[ ]∑ −⋅+−⋅⋅= smsismPE ttfttkSQ& [W] (2.3.) în care:

- S [m2] este suprafaţa peretelui respectiv; - k [W/m2·K] este coeficientul global de transfer de căldură, determinat de

rezistenţa termică a peretelui; - smt [oC] este temperatura medie a aerului însorit; - st [oC] este temperatura aerului însorit; - it [oC] este temperatura interioară de calcul; - f este factorul de amortizare al oscilaţiilor temperaturii aerului exterior.

Ca urmare a observaţiilor meteorologice multianuale, s-a stabilit pentru majoritatea localităţilor din ţară pentru perioada de vară, care corespunde lunii iulie, o temperatură convenţională - temperatura exterioară medie zilnică - zt , în funcţie de gradul de asigurare al construcţiei (STAS 6648/2-82). Gradul de asigurare reprezintă raportul procentual dintre numărul de zile în care temperatura exterioară efectivă este sigur mai mică decât temperatura medie convenţională şi numărul total de zile pentru care s-a stabilit această temperatură. Un grad de asigurare de 100% înseamnă că în nici o situaţie temperatura efectivă exterioară nu va depăşi temperatura medie de calcul. Cu cât gradul de asigurare este mai mic, cu atât într-un număr mai mare de zile, temperatura medie efectivă exterioară va depăşi temperatura medie pentru care s-a efectuat calculul aportului de căldură. Ca urmare temperatura exterioara medie zilnică are valoarea cea mai mare pentru gradul de asigurare de 100% şi scade odată cu micşorarea acestuia. Se recomandă patru grade de asigurare, în funcţie de importanţa şi destinaţia clădirilor: 98%, 95%, 90% şi 80%. Gradul de asigurare de 98% corespunde clădirilor de categoria I, cu încăperi termostatate sau climatizate în care se produc piese sau aparate de mare precizie, cu toleranţe foarte mici, în timp ce gradul de asigurare de 80% corespunde clădirilor de categoria IV, care sunt clădirile obişnuite de locuit, birouri, restaurante, cinematografe, etc., sau clădiri cu încăperi în care realizarea produselor nu este afectată de variaţia temperaturii în limitele a 4…5 oC. Temperatura aerului exterior te se determină cu formula:

zze ACtt ⋅+= 0 [oC] (2.4) în care:

- zA este amplitudinea oscilaţiilor zilnice ale temperaturii exterioare, dată de asemenea, în funcţie de localitate în tabelul 2.3;

- C0 este un coeficient de corecţie cu valori 11 0 ≤≤− C , în funcţie de ora din zi, date în tabelul 2.4.


Tabelul 2.3 Valori medii zilnice şi medii lunare ale temperaturii şi umidităţii aerului exterior, în

lunile iulie şi august (după STAS 6648/2-82)


Tabelul 2.3 (continuare)


Tabelul 2.3. (continuiare)

Tabelul 2.4. Valorile coeficientului C0 (după STAS 6648/2)

Temperatura aerului exterior nu este temperatura reală care influenţează elementul de construcţie deoarece trebuie adăugat şi efectul radiaţiei solare, rezultând aşa numita temperatură a aerului însorit:

eses

AIttα⋅+= [oC] (2.5)

în care: - sI [W/m2] este intensitatea radiaţiei solare; - A este factorul de absorbţie al materialului

peretelui (tabelul 2.5) - eα este coeficientul de transfer termic la

exteriorul elementului de construcţie, având valoarea convenţională de 17,5 W/m2·K. Radiaţia solară se compune din radiaţia directă DI şi radiaţia difuză dI :

dDs IIaaI +⋅⋅= 21 [W/m2] (2.6) în care: - 1a este un factor de corecţie în funcţie de

starea de transparenţă a atmosferei; - 2a este un factor de corecţie în raport cu

altitudinea localităţii.

Tabelul 2.5.Coeficientul de absorbţie A


Tabe

lul 2

.6

Inte

nsita

tea

radi

aţie

i sol

are

pe su

praf

eţe

ver

tical

e şi

ori

zont

ale

(după

STA

S 66

48/2

)


Valorile acestor factori se găsesc în tabelele 5 şi 6 din STAS 6648/2-82.

Intensitatea radiaţiei solare directe depinde de dată, de ora din zi şi de orientarea peretelui faţă de punctele cardinale. Intensitatea radiaţiei difuze depinde de asemenea de dată şi ora din zi. Valorile pentru DI şi dI pentru lunile iulie şi august sunt date în tabelul 2.6. Temperatura medie a aerului însorit se determină cu relaţia:

esmzsm

AIttα⋅+= [oC] (2.7)

În care smI este intensitatea medie a radiaţiei solare şi se exprimă asemănător intensităţii instantanee a radiaţiei solare:

dmDmsm IIaaI +⋅⋅= 21 [W/m2] (2.8) Valorile pentru intensitatea medie a radiaţiei directe DmI , respectiv a intensităţii medii a radiaţiei difuze dmI , sunt date de asemenea în tabelul 2.5. În figura 2.5. este prezentată variaţia pe timpul unei zile a temperaturii aerului exterior şi a temperaturii aerului însorit, iar în figura 2.6. transmiterea oscilaţiilor temperaturii în interior amortizate şi cu întârziere, datorită efectului de acumulare al căldurii în perete. Defazajul ε cu care se transmit variaţiile temperaturii aerului însorit în interior depinde de indicele de masivitate al peretelui care se exprimă prin relaţia:

Fig. 2.6 Variaţia temperaturilor tz şi ts pe parcursul zilei pentru orientare sud.

Fig.2.7 Amortizarea şi defazarea oscilaţiilor temperaturii exterioare ts

Tabelul 2.7Coeficientul de amortizare f


∑ ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛λ⋅⋅ρ⋅

λδ

⋅⋅= −iii

i

i cD 31055,8 (2.9)

Defazajul introdus de perete se poate calcula cu formula aproximativă: D⋅=ε 7,2 [ore] (2.10)

Valoarea factorului de amortizare f depinde de defazajul introdus de perete şi de orientarea peretelui în raport cu punctele cardinale (tabelul 2.7). b) Fluxul de căldură FEQ& transmis prin ferestrele exterioare sau luminatoare. Fluxul termic pătruns prin ferestre se calculează ţinând seama atât de diferenţa de temperatură dintre exterior şi interior, cât şi de intensitatea radiaţiei solare directe şi difuze care pătrunde prin sticla ferestrei:

TIFE QQQ += && [W] (2.11) în care:

- IQ& este fluxul termic care este datorat radiaţiei solare directe şi difuze şi care pătrunde în interior datorită transparenţei ferestrei;

- TQ& este fluxul termic care pătrunde în interior prin materialul ferestrei, datorită diferenţei de temperatură dintre exterior şi interior.

Ferestrele având rezistenţă termică în general mult mai mică decât pereţii, şi în plus fiind transparente, permit transferul unui flux important de căldură din exterior. Din acest motiv, cât şi datorită faptului că nu este neapărat necesară asigurarea unui iluminat natural, spaţiile frigorifice destinate păstrării produselor alimentare nu sunt prevăzute cu ferestre. Pentru încăperile climatizate prevăzute cu ferestre pentru iluminare naturală, calculul aporturilor de căldură se face în conformitate cu prevederile STAS 6648/1-82 pct. 2.1.2. c) Fluxul de căldură iQ& transmis prin elemente fără inerţie termică. Fluxul termic care se propagă prin elementele de construcţie care delimitează încăperea frigorifică sau climatizată de alte spaţii (alte camere, coridoare, pod, subsol, etc.) se calculează în regim staţionar conform relaţiei:

( )∑ −⋅⋅= iei ttkSQ& [W] (2.12) în care:

- S [m2] este suprafaţa peretelui respectiv; - k [W/m2·K] este coeficientul global de transfer de căldură, determinat de rezistenţa

termică a peretelui; - et [oC] este temperatura spaţiului alăturat peretelui; - it [oC] este temperatura interioară de calcul;

La pardoselile aşezate direct pe sol, temperatura solului se poate considera 15=etoC.

2.2.2. Necesarul de frig tehnologic Necesarul de frig tehnologic cuprinde fluxul de căldură necesar a fi evacuat pentru refrigerarea sau congelarea produselor. Calculul se efectuează conform următoarelor relaţii:

- Refrigerarea produselor în tuneluri de refrigerare cu funcţionare continuă

( ) ( )frittaappt ttcmcmcmQ −⋅⋅+⋅+⋅⋅⋅

= ∑6,3241& [W] (2.13)


- Refrigerarea produselor în camere de refrigerare cu funcţionare discontinuă

( ) ( )frittaappt ttcmcmcmNQ −⋅⋅+⋅+⋅⋅⋅

= ∑6,324& [W] (2.14)

- Congelarea produselor în tuneluri de congelare cu funcţionare continuă

( ) ( )[ ]

( ) ( )⎪⎭⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−⋅⋅+⋅+

+−⋅+⋅ψ⋅ϕ+−⋅⋅⋅

⋅=

∑∑

fcittaa

fcspcssippt ttcmcm

ttcrttcmQ

6,3241& [W] (2.15)

- Congelarea produselor în camere de congelare cu funcţionare discontinuă

( ) ( )[ ]

( ) ( )⎪⎭⎪⎬⎫

⎪⎩

⎪⎨⎧

−⋅⋅+⋅+

+−⋅+⋅ψ⋅ϕ+−⋅⋅⋅

⋅=

∑∑

cittaa

fcspcssippt ttcmcm

ttcrttcmNQ6,324

& [W] (2.16)

în care:

- pm [t/zi sau t/şarjă] este masa produselor refrigerate sau congelate; - am [t/zi sau t/şarjă] este masa ambalajelor utilizate(cutii, lădiţe, etc.); - tm [t/zi sau t/şarjă] este masa mijloacelor de transport (cărucioare, rastele, etc.); - pc [J/kg·K] este căldura specifică a produselor proaspete; - pcc [J/kg·K] este căldura specifică a produselor congelate; - ac [J/kg·K] este căldura specifică a ambalajelor; - tc [J/kg·K] este căldura specifică a mijloacelor de transport; - ϕ - este conţinutul procentual de apă al produselor proaspete; - ψ - este conţinutul procentual de gheaţă format din apa conţinută în produse; - it [oC] este temperatura iniţială a produselor; - st [oC] este temperatura de solidificare a apei din produse; - frt [oC] este temperatura finală la care ajung produsele refrigerate; - fct [oC] este temperatura finală la care ajung produsele congelate;

- 51034,3 ⋅=sr J/kg este căldura de solidificare a apei. - N este numărul de şarje pe zi introdus în cameră;

Tabelul 2.8

Conţinutul de gheaţă în apa din produsele congelate. Temperatura finală tf [oC] - 5 - 10 - 15 - 20 Conţinutul de gheaţă ψ [%] 70…75 75…80 80…85 85…90

Tabelul 2.9

Caracteristici ale unor produse supuse refrigerării şi congelării

Produsul ti [oC]

tfr [oC]

ts [oC]

φ [%]

cp [J/kg·K]

cpc [J/kg·K

Carne de vită 35 4 -0,6...-1,2 65 3220 1590 Carne de porc 35 4 -0,6...-1,2 47 2130 1500 Carne de oaie 35 4 -0,6...-1,2 51 3150 1560 Carne de pasăre 35 4 -0,6...-1,2 74 3180 1680 Peşte 20 1 -0,5...-1,8 73 3430 1800 Unt 14 4 - 15 2750 1670


În tabelele 2.8. şi 2.9. sunt prezentate conţinutul de gheaţă formată în apa conţinută în produse precum şi o serie de caracteristici ale unor produse alimentare supuse refrigerării şi congelării. 2.2.3 Necesarul de frig datorat ventilării spaţiilor frigorifice. Necesarul de frig pentru ventilare se ia în consideraţie la depozitele de refrigerare unde trebuie eliminată umiditatea degajată de evaporarea apei din produse, precum şi produsele activităţii biologice a acestora (eliminare de CO2). De asemenea se ia în consideraţie şi în cazul în care procesul tehnologic de refrigerare sau congelare impune reîmprospătarea aerului din interior. Nu se ia în considerare în nici un caz la depozitele de produse congelate. Necesarul de frig pentru ventilare poate fi evaluat cu relaţia:

( ) ( )[ ]∑ −⋅+−⋅⋅⋅ρ⋅⋅⋅

=−

ieiepaev xxrttcVNQ6,324

10 3& [W] (2.17)

în care: - 004,1=pac kJ/kg·K este căldura specifică la presiune constantă a aerului uscat; - eρ [kg/m3] este densitatea aerului exterior;

- it [oC] este temperatura interioară

- et [oC] este temperatura aerului exterior - 2500=r kJ/kg este căldura de vaporizare a apei din aer; - ix [kg vapori/kg aer usc] este conţinutul de umiditate al aerului interior; - ex [kg vapori/kg aer usc] este conţinutul de umiditate al aerului exterior; - V [m3] este volumul încăperii; - N - este numărul de schimburi de aer pe zi (recomandat 2 schimburi/zi)

2.2.4 Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor prin exploatare. Necesarul de frig pentru acoperirea pierderilor prin exploatare rezultă din căldura pătrunsă în interiorul încăperii frigorifice la eventualele deschideri de uşi în timpul procesului tehnologic, din căldura produsă de instalaţiile de iluminat electric şi de eventualul personal de deservire care lucrează în interiorul încăperii. Datorită faptului că aceste pierderi sunt destul de variabile, evaluarea lor se poate face cu suficientă precizie cu ajutorul relaţiei:

( ) se QQ && ⋅= 4,0...1,0 [W] (2.18) proporţia de 0,1 corespunzând antrepozitelor frigorifice mari, iar cea de 0,4 antrepozitelor frigorifice mici.


3. AGENŢI FRIGORIFICI Agenţii frigorifici sunt substanţele care evoluează în ciclurile termodinamice ale maşinilor frigorifice şi pompelor de căldură. Pentru a permite funcţionarea ciclică a acestora, agenţii de lucru utilizaţi, preiau căldură prin vaporizare şi cedează căldură prin condensare, la temperaturi scăzute sau apropiate de ale mediului ambiant, deci trebuie să fie caracterizate de unele proprietăţi particulare, care îi deosebesc de agenţii din alte tipuri de instalaţii. La presiunea atmosferică ei trebuie să aibă temperatura de saturaţie cuprinsă în intervalul de temperatură -130... +60 oC. Acesta este motivul pentru care agenţii de lucru din instalaţiile frigorifice şi pompele de căldură, poartă denumirea de agenţi frigorifici. 3.1. Clasificarea agenţilor frigorifici. În mod uzual, agenţii frigorifici se clasifică după următoarele criterii: a) După nivelul temperaturii de saturaţie la presiunea atmosferică: - agenţi cu temperatură ridicată de saturaţie ( ) 600 << as pt oC - agenţi cu temperatură medie de saturaţie ( ) 050 <<− as pt oC - agenţi cu temperatură joasă de saturaţie ( ) 50130 −<<− as pt oC b) După gradul de nocivitate (conform SR ISO 5149/98) - grupa 1 - agenţi neinflamabili şi fără acţiune toxică; - grupa 2 - agenţi toxici şi care ard la concentraţii în aer mai mari de 3,5 %; - grupa 3 - agenţi inflamabili care ard la concentraţii în aer sub 3,5 % 3.2. Tipuri de agenţi şi proprietăţile lor Proprietăţile agenţilor frigorifici sunt impuse de schema şi tipul instalaţiei, precum şi de nivelurile de temperatură ale celor două surse de căldură. 3.2.1. Condiţiile pe care trebuie să le îndeplinească agenţii frigorifici. Condiţiile pe care trebuie să le îndeplinească agenţii utilizaţi în maşinile frigorifice, instalaţiile de climatizare şi pompele de căldură sunt următoarele:

- presiunea de vaporizare trebuie să fie apropiată de presiunea atmosferică şi uşor superioară acesteia, pentru a nu apare vidul în instalaţie;

- presiunea de condensare trebuie să fie cât mai redusă, pentru a nu apare pierderi de agent frigorific şi pentru a se realiza consumuri energetice mici în procesele de comprimare impuse de funcţionarea acestor instalaţii;

- căldura preluată de un kilogram de agent, prin vaporizare, trebuie să fie cât mai mare, pentru a se asigura debite masice reduse;

- căldura specifică în stare lichidă trebuie să fie cât mai mică, pentru a nu apare pierderi mari prin ireversibilităţi interne, în procesele de laminare adiabatică;

- volumul specific al vaporilor trebuie să fie cât mai redus, pentru a se obţine dimensiuni de gabarit reduse, ale compresoarelor;

- exponentul adiabatic trebuie să aibă valori mici pentrua rezulta un lucru mecanic de comprimare cât mai redus;

- să aibă proprietăţi bune de transfer de căldură în sensul de a prezenta valori mari pentru coeficienţii de conductivitate termică (λ) şi de convecţie (α) asigurând în

Agenţi frigorifici 16

felul acesta suprafeţe mici pentru schimbătoarele de căldură; - să nu dizolve uleiurile de ungere ale compresoarelor; - să nu prezinte pericol de inflamabilitate, explozie şi toxicitate; - să nu fie poluanţi (este cunoscut faptul că unii agenţi frigorifici clasici şi anume

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

- să prezinte o contribuţie cât mai scăzută la încălzirea globală (este cunoscut că o serie de substanţe utilizate în tehnică odată ajunse în atmosferă, contribuie la încălzirea globală a planetei, fenomen denumit şi efect de seră).

Pentru a nu se utiliza denumirile chimice, de multe ori complicate, ale acestor substanţe, agenţii frigorifici sunt simbolizaţi prin majuscula R, (de la denumirea în limba engleză "Refrigerant") la care se asociază un număr determinat în funcţie de natura lor şi compoziţia chimică - Rxzy. Unii dintre cei mai cunoscuţi agenţi frigorifici sunt prezentaţi în tabelul 1, împreună cu temperatura de vaporizare la presiunea normală şi exponentul adiabatic. Tabelul 3.1.

Temperatura de vaporizare şi exponentul adiabatic k, pentru câţiva agenţi frigorifici

Denumirea Temperatura de vaporizare

la presiunea normală de 760 mmHg [°C] v

p

cc

k =

R717 (amoniac) R12 R22 R502 R744 (CO2) R134a

– 33,35 – 29,80 – 40,84 – 45,60 – 78,52 – 26,42

1,30 1,14 1,16

- 1,30 1,14

Se observă că aceşti agenţi au proprietatea de a vaporiza (fierbe) la temperaturi scăzute, putând deci să absoarbă căldură, la temperaturi mai mici decât ale mediului ambiant. 3.2.2.Principalii agenţi de lucru utilizaţi Istoricul agenţilor frigorifici începe în anul 1834, când americanul Jacob Perkins brevetează o maşină frigorifică cu comprimare mecanică de vapori, utilizând ca agent frigorific oxidul de etil. Utilizarea unei asemenea maşini s-a dovedit rapid limitată de nivelul ridicat de inflamabilitate al acestui agent. În 1876 Carl von Linde utilizează amoniacul ca agent frigorific, iniţiind adevărata dezvoltare a instalaţiilor frigorifice cu comprimare mecanică de vapori. În 1880, introducerea unui nou agent frigorific, anhidrida carbonică (CO2), reprezintă începutul utilizării instalaţiilor frigorifice utilizate pentru păstrarea la bordul navelor a produselor alimentare. În 1920, prin utilizarea anhidridei sulfuroase(SO2) şi a clorurii de metil (CH3Cl), apar primele maşini frigorifice de uz casnic sau comercial. Începând din 1930, apar primele hidrocarburi fluorurate şi clorurate - freonii (CFC), care datorită caracteristicilor foarte interesante din punct de vedere termodinamic şi datorită marii lor stabilităţi atât termice cât şi chimice, au adus o ameliorare considerabilă atât a fiabilităţii cât şi a siguranţei în funcţionare a instalaţiilor cu compresie mecanică. Aşa se explică de ce în comparaţie cu amoniacul şi clorura de metil, aceste substanţe poartă denumirea de agenţi frigorifici de siguranţă.


Amoniacul (NH3,) reprezintă în multe ţări - inclusiv în România - cel mai utilizat agent de lucru pentru instalaţiile frigorifice de dimensiuni medii şi mari, ca şi pentru depozitele frigorifice. Este un gaz incolor, cu un pronunţat miros înţepător. El prezintă avantajele următoare:

- Temperatura de vaporizare, la presiunea atmosferică, este de - 33,4 °C. - Căldura de schimbare de fază este mare. - Este inert faţă de lubrifianţi, oţel, materiale plastice. - Este puternic absorbit de apă (1 litru de apă la temperatura de 0°C dizolvă 1150 de

litri de amoniac).Această proprietate îi serveşte în procesul de absorbţie, în instalaţiile frigorifice de acest tip.

- Este ieftin (rezultă, ca produs secundar, în industria îngrăşămintelor). Printre dezavantajele acestui agent termic de lucru, se menţionează:

- La expuneri îndelungate, sau repetate, căile respiratorii, ochii şi mucoasele sunt grav afectate. Este detectat, prin mirosul său, la doze foarte mici (sub 5 ppm), dar mirosul caracteristic produce panică, chiar la concentraţii reduse în aer. La concentraţii crescute provoacă grave dificultăţi respiratorii, mergând până la sufocare. Doza mortală este de 30.000 ppm. STAS 1257/4-87 indică drept concentraţii maxime admisibile (CMA) pentru amoniac: 0,3 mg/m3, pentru expuneri de scurtă durată (sub 30 de minute) şi 0,1 mg/m3, pentru expuneri de lungă durată (24 de ore).

- Mirosul său caracteristic se transmite produselor cu care vine în contact. Din acest motiv se impune intercalarea unui agent intermediar, între vaporizatorul instalaţiei frigorifice şi consumatorul de frig.

- Arde la concentraţii în aer de 16...25% (160.000...250.000 ppm), dar deoarece temperatura sa minimă de autoaprindere, în amestec cu aerul, este de 651°C, inflamabilitatea sa prezintă un risc limitat. Are un exponent adiabatic mare ( 3,1=k ), determinând un consum ridicat de energie de comprimare şi o temperatură de supraîncălzire ridicată.

- În prezenţa apei, atacă cuprul şi aliajele acestuia (alama, bronzul). Nu atacă însă oţelul.

- Deoarece amoniacul se dizolvă foarte uşor în apă, scăpările în atmosferă, antrenate de precipitaţii, pot polua solul şi apele de suprafaţă. Amoniacul gazos fiind însă de aproximativ două ori mai uşor decât aerul, scăpările din instalaţie se ridică rapid în atmosferă, unde se descompun în câteva zile. Scăpările în stare lichidă se evaporă aproape instantaneu, diminuând riscul unei contaminări a solului.

- Creează presiuni mari în instalaţie la temperaturi de condensare ridicate. 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 instalaţiilor frigorifice, instalaţiilor de climatizare şi pompelor de căldură. Ele includ propanul, butanul şi amestecurile lor. Sunt utilizate pe scară largă în industria petrolieră, în mod sporadic în transportul frigorific, în frigiderele/congelatoarele casnice şi în pompele de căldură de concepţie mai nouă (în special în Germania). Datorită inflamabilităţii lor, hidrocarburile trebuie utilizate în instalaţii existente sau în instalaţii noi numai în cazul în care cantităţile de agent sunt mici. Pentru a asigura condiţiile de siguranţă în timpul exploatării şi întreţinerii, trebuiesc luate o serie de măsuri cum sunt: amplasarea corespunzătoare, sistem de ventilare de avarie, adăugarea de gaz trasor agentului termic de lucru (mercaptan), utilizarea detectoarelor de gaze, etc.


Freonii sunt derivaţi halogenaţi ai hidrocarburilor aromatice saturate (cu formula chimică CmHn), obţinuţi prin înlocuirea, parţială sau completă a atomilor de hidrogen, cu atomi de clor, fluor sau brom. În afara denumirii corespunzătoare formulei chimice, sunt denumiţi şi prin simbolul specific R, urmat de un cod numeric care indică hidrocarbura din care au provenit şi modul în care s-a efectuat înlocuirea. Din punct de vedere al compoziţiei chimice, freonii pot fi împărţiţi în trei mari categorii:

a) CFC (clorofluorocarburi), freonii clasici, care conţin clor foarte instabil în moleculă, având efectul cel mai distructiv asupra ozonului şi care practic au fost interzişi la nivel internaţional - R11 (CFCl3), R12 (CF2Cl2); R13 (CF3Cl), R113 (C2F3Cl3), R114 (C2F4Cl2), etc.

b) HCFC (hidroclorofluorocarburi), freoni care conţin în moleculă şi hidrogen, datorită căruia clorul este mult mai stabil şi nu se descompune atât de uşor sub acţiunea radiaţiilor ultraviolete, fiind consideraţi agenţi de tranziţie datorită potenţialului distructiv asupra ozonului mult mai redus - R21 (CHFCl2), R22 (CHF2Cl); R123 (C2HF3Cl2), etc.

c) HFC (hidrofluorocarburi), care nu conţin de loc în moleculă atomi de Cl, sunt inofensivi faţă de ozon şi sunt consideraţi agenţi de medie şi lungă durată: R14 (CF4), R23 (CHF3), R32 (CH2F2), R125 (C2HF5), R134a (C2H2F4), etc. Pentru a realiza agenţi de medie şi lungă durată cu caracteristici cât mai potrivite pentru un anumit tip de utilizare, se folosesc amestecuri azeotrope de HFC-uri (care nu-şi modifică compoziţia după vaporizare sau condensare). Aceste amestecuri pot avea temperatură de vaporizare constantă, la fel ca şi freonii puri: R410A (50%R125+50%R32), R507 (50%R125+50%R134a), sau temperatură de vaporizare variabilă: R407C (25%R125+23%R32+52%R134a).

Freonii prezintă următoarele avantaje: - Sunt neutri, din punct de vedere chimic, faţă de oţel şi materiale plastice; - Au o toxicitate redusă; - Mulţi freoni sunt neinflamabili şi neexplozivi; - Au un exponent adiabatic mic ( 1,1=k ) - Au viscozitate redusă determinând pierderi de presiune reduse în instalaţie; - Nu afectează produsele, permiţând utilizarea instalaţiilor cu vaporizare directă.

Printre dezavantajele prezentate de freoni, se menţionează: - Căldura de vaporizare este redusă; - Majoritatea freonilor prezintă o miscibilitate mare cu uleiul (se dizolvă în ulei sau

dizolvă uleiul în el); - Dizolvă cauciucul; - Atacă magneziul şi aliajele aluminiului; - În contact cu apa (la o concentraţie mai mare de 25 mg/kg), freonii cu hidrogen

(HCFC, HFC) se descompun, formând acizi foarte corozivi (acid clorhidric - HCl, acid fluorhidric - HF).

- Freonii fără hidrogen (CFC) nu permit dizolvarea apei în ei, astfel că eventuala apă conţinută în aceştia îngheaţă în zona din instalaţie aflată la temperatură negativă, obturând conductele sau dispozitivele de reglare (ventilul de laminare).

- Au acţiune nocivă asupra mediului, contribuind atât la distrugerea stratului de ozon cât şi la crearea efectului de seră.

3.2.3. Poluarea produsă de freoni şi reglementările privind utilizarea lor. La începutul anilor ’80, măsurătorile efectuate asupra grosimii stratului de ozon de deasupra Antarcticii, au evidenţiat că grosimea acestuia devenise mult mai redusă decât în


mod normal. Stratul de ozon, având un rol extrem de benefic, deoarece filtrează radiaţiile ultraviolete, se găseşte în stratosfera atmosferei terestre, aproximativ între 12 – 50 km altitudine. Dacă nu ar exista stratul de ozon, intensitatea radiaţiei ultraviolete, provenite de la soare, ar fi mult prea puternică pentru numeroase forme de viaţă de pe Pământ. În acest context, este evidentă importanţa monitorizării atât a grosimii stratului de ozon, cât şi a impactului pe care îl au diverşi factori naturali, sau artificiali, asupra acestei grosimi. În aceeaşi perioadă de început a anilor ‘80, s-a constatat de asemenea că iarna şi primăvara, grosimea stratului de ozon este cu cca. 20% mai redusă decât vara şi toamna, ceea ce a determinat studierea atentă a fenomenului. Astfel s-a constatat că sub acţiunea radiaţiilor ultraviolete având intensităţi diferite în anotimpuri diferite, moleculele de ozon (O3) se transformă în mod natural iarna şi primăvara în molecule de oxigen (O2), iar moleculele de oxigen (O2) se transformă în mod natural vara şi toamna în molecule de ozon (O3). Acest fenomen natural explică pe de-o parte variaţia grosimii stratului de ozon, dar pe de altă parte, în perioada efectuării acestor măsurători, grosimea acestui strat, devenise mult mai subţire decât ar fi fost normal, în urma desfăşurării procesului natural descris anterior. Astfel a apărut ipoteza că subţierea stratului de ozon este posibil să fie datorată acţiunii unor substanţe produse de om. Din acest moment nu a mai fost decât un pas până la includerea freonilor, pe lista substanţelor nocive pentru stratul de ozon, deci poluante. Analizând mecanismul subţierii stratului de ozon se observă că, în ceea ce priveşte freonii, principalul responsabil pentru acţiunea distructivă asupra ozonului, este atomul de Cl, din moleculele CFC-urilor. Sub acţiunea razelor ultraviolete provenite de la soare, din moleculele freonilor se eliberează Cl (clor monoatomic), deoarece din punct de vedere chimic, acesta prezintă o legătură foarte slabă (instabilă) în cadrul moleculelor de CFC. Clorul monoatomic reacţionează chimic cu ozonul (O3), care se găseşte în stratosferă şi rezultă oxigen biatomic O2 şi oxizi de clor. În acest mod, se distruge treptat stratul de ozon al planetei, având un binecunoscut rol protector prin filtrarea radiaţiilor ultraviolete, nocive pentru sănătatea umană. Problema este cu atât mai gravă cu cât oxizii de clor rezultaţi din reacţia descrisă, nu sunt nici aceştia stabili şi se descompun, eliberând din nou Cl. Se produc astfel reacţii în lanţ, prin care un singur atom de Cl poate să distrugă un număr impresionant de molecule de O3 (peste 10000). Aşa se explică apariţia, deocamdată deasupra celor doi poli ai planetei, a aşa-numitelor găuri în statul de ozon (zone în care perioade lungi din an ozonul lipseşte complet).

Fig.3.1 Schema distrugerii ozonului de către clor. Capacitatea de distrugere a stratului de ozon se apreciază prin potenţialul distructiv asupra ozonului- ODP (Ozone Depletion Potential). Acţiunea distructivă cea mai intensă o prezintă R11 (CFCl3) pentru care s-a fixat valoarea 1=ODP . Substanţele fără clor în

CFC

Radiaţie UV

Cl+CFC

Cl+O3 ClO+O2

ClO+O

O

Cl+O2

O2

O3

O2


moleculă nu afectează stratul de ozon şi au, evident, 0=ODP . Se pune deci problema găsirii unor agenţi de substituţie care să fie utilizaţi în instalaţiile frigorifice noi sau în funcţiune în locul agenţilor cu potenţial distructiv asupra stratului de ozon.. Freonii, alături de CO2 şi alte gaze triatomice şi poliatomice au şi o contribuţie importantă la crearea efectului de seră. Această contribuţie este apreciată prin potenţialul global de încălzire - GWP (Global Warming Potential). Acest potenţial este stabilit comparativ cu efectul produs de CO2, căruia i se atribuie valoarea 1=GWP . În tabelul 3.2 sunt prezentate valorile ODP şi GWP pentru câţiva agenţi frigorifici. Tabelul 3. 2

Valorile ODP şi GWP pentru câţiva agenţi frigorifici

Denumirea ODP GWP

R717 (amoniac) R744 (CO2) R290 (Propan) R134a R407C R410A R22 R502 R11 R12

0 0 0 0 0 0

0,055 0,330

1 1

0 1 3

1300 1526 1725 1700 5591 4000 8500

În urma dovedirii ştiinţifice a efectelor nocive asupra stratului de ozon, produse de freoni, comunitatea internaţională a luat numeroase măsuri de reducere până la zero a utilizării acestora. De exemplu, în SUA una dintre primele măsuri luate, a fost interzicerea spray-urilor de orice tip, care utilizează ca agent propulsor CFC-urile. În 1987, Protocolul de la Montreal, revizuit în iunie 1990, de Reuniunea de la Londra, a îngheţat pentru câţiva ani utilizarea CFC-urilor înainte de interdicţia definitivă a acestora. Ulterior, în 1992, Reuniunea sub egida ONU, desfăşurată la Copenhaga, întârzierile programate la Londra, privind utilizarea CFC, au fost reduse. Reglementările internaţionale pentru producerea şi utilizarea CFC şi HCFC sunt:

Pentru CFC: - producţia a fost oprită începând din 31.12.1994; - comercializarea şi utilizarea au fost interzise începând din 1.01.1999, cu o derogare pentru menţinerea în funcţiune a instalaţiilor existente, până în 31.12.1999.

Pentru HCFC: - producţia este autorizată până în 31.12.2014; - utilizarea în echipamente noi: frigidere, congelatoare, aparate de condiţionarea aerului de pe automobile particulare, transport public şi rutier este interzisă din 1.01.1996, iar din 1.01.1998 a fost interzisă şi în echipamentele noi din transportul feroviar; - utilizarea a fost interzisă din 1.01.2000 în echipamente noi ale antrepozitelor frigorifice şi începând din 1.01.2001 în toate echipamentele frigorifice şi de climatizare (cu unele excepţii); - utilizarea a fost interzisă şi pentru menţinerea în funcţiune a instalaţiilor existente, începând din 1.01.2008.


Examinând datele din tabelul 3.2 se poate observa că HFC-urile (R134a, R407C, R410A, etc.) nu prezintă acţiune distructivă asupra stratului de ozon, dar au o contribuţie însemnată la realizarea efectului de seră. Având în vedere însă cantităţile destul de reduse degajate, comparativ cu emisiile de CO2, HFC-urile rămân deocamdată în uz ca agenţi de lungă durată. Cu toate că pe plan internaţional au fost luate măsuri drastice privind interzicerea utilizării CFC-urilor, în lumea ştiinţifică există şi opinii conform cărora, potenţialul distructiv al acestor substanţe nu este nici pe departe atât de ridicat, pe cât s-a susţinut. În natură există numeroase alte surse generatoare de Cl. Astfel cca. 20% din clorul prezent în stratosferă provine din erupţiile vulcanice, care pot accelera semnificativ procesul de reducere a grosimii stratului de ozon. În timp ce grosimea stratului de ozon a fost în continuă scădere o lungă perioadă de timp, emisiile de CFC au fost în continuă creştere, deci se poate concluziona că nu a existat o corelaţie directă între emisiile de CFC şi problema ozonului. Cu toate că se consideră că rolul ozonului este de a filtra radiaţiile ultraviolete, nu este demonstrat clar că nivelul radiaţiilor ultraviolete a crescut considerabil, ca urmare a reducerii grosimii stratului de ozon. Trecând peste aceste dispute de ordin teoretic, de altfel extrem de interesante, merită menţionat faptul că deşi atunci când se vorbeşte de freoni, aceştia sunt asociaţi cu instalaţiile frigorifice, totuşi tehnica frigului artificial nu este nici pe departe cea care a emis cele mai ridicate cantităţi de CFC-uri în atmosferă. Degajări mult mai semnificative de CFC, corespund următoarelor ramuri industriale: industria microelectronică (utilizează freoni la spălarea microcircuitelor electronice), industria cosmetică (a utilizat freoni ca agent propulsor pentru substanţele active din spray-uri). În ambele situaţii prezentate, CFC-urile au fost emise direct în atmosferă, în cantităţi mari, în timp ce în cazul instalaţiilor frigorifice, CFC-urile evoluează în circuit închis în sisteme etanşe, neputând să ajungă în atmosferă decât în cazuri de avarie. 3.2.4. Agenţi intermediari sau purtători de frig. Preluarea căldurii de către agentul frigorific de la spaţiul răcit este uneori mai comod şi mai ieftin a se realiza nu direct, ci prin intermediul aşa-numiţilor agenţi intermediari sau purtători de frig. De asemenea, folosirea agenţilor intermediari este indicată în industria alimentară unde cele mai mici scăpări de agent frigorific, în cazul răcirii directe (cu amoniac, de exemplu) pot dăuna produselor prin mirosul pe care îl comunică acestora. Utilizarea agenţilor intermediari este indicată şi în cazul instalaţiilor de climatizare. Principalii agenţi intermediari sunt saramurile de clorură de calciu şi clorură de sodiu, precum şi soluţiile de etilenglicol.

Fig. 3.2. Curba de îngheţ a soluţiei de clorură de calciu

Fig. 3.3. Curba de îngheţ a soluţiei de clorură de sodiu


În figurile 3.2 şi 3.3 sunt prezentate curbele temperaturii de solidificare a saramurilor de clorură de calciu şi respectiv clorură de sodiu, funcţie de concentraţia de sare în apă. La soluţia de clorură de calciu temperatura cea mai coborâtă de solidificare (punctul eutectic) este de -55 oC, la o concentraţie de 30%, în timp ce la soluţia de clorură de sodiu această temperatură este de -21,1 oC, la o concentraţie de 23,1%.

În figura 3.4. este prezentată curba temperaturii de solidificare a soluţiei de etilenglicol. Temperatura cea mai coborâtă este de -51oC la o concentraţie de 65%. O problemă importantă pentru agenţii intermediari este alegerea concentraţiei, care trebuie făcută în concordanţă cu cerinţele de funcţionare ale instalaţiei frigorifice. Dacă într-un spaţiu răcit trebuie să fie realizată temperatura 0t , este necesar ca agentul intermediar ce circulă prin echipament să aibă o temperatură mai mică cu 5…8 oC: ( )8...50 −= ttai [oC] (3.1) Pentru a se evita îngheţarea agentului la o scădere accidentală a

temperaturii 0t , concentraţia agentului trebuie astfel aleasă încât temperatura de solidificare să fie cu 8…10 oC mai scăzută:

( ) ( )18...1310...8 0 −=−= ttt aisolid [oC] (3.2) Concentraţia necesară soluţiei rezultă din diagramele care prezintă curbele de solidificare (de îngheţ) ale acestora conform acestei temperaturi. De exemplu, dacă în spaţiul răcit trebuie realizată temperatura 150 −=t oC folosindu-se ca agent intermediar etilenglicol, temperatura de solidificare trebuie să fie -28...-33 oC şi se alege o concentraţie a soluţiei de 45%, care asigură o temperatură de solidificare de cca. -30 oC (fig.3.4). Saramura de clorură de sodiu, deşi foarte ieftină, este foarte corozivă pentru materialele conductelor metalice, motiv pentru care se evită utilizarea sa, preferându-se saramura de clorură de calciu. Forte comodă este utilizarea soluţiilor de etilenglicol, dar acestea, în afara costului ridicat, prezintă toxicitate ridicată, existând pericolul unor accidente în cazul scăpărilor din instalaţie. De asemenea soluţiile de etilenglicol corodează materialele metalice, fiind necesară introducerea în soluţie a unui inhibitor de coroziune: 2…3% tetraborat de sodiu în cazul conductelor de oţel şi 2,4% trietanolamină (sau 0,7% acid ortofosforic) în cazul conductelor de cupru. Agenţii intermediari trebuie să satisfacă următoarele cerinţe: temperatură joasă de solidificare, viscozitate redusă, căldură specifică mare, acţiune corozivă redusă asupra materialelor conductelor şi echipamentelor, toxicitate redusă, neinflamabilitate şi lipsa pericolului de explozie.

-60

-50

-40

-30

-20

-10

0

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90

-51oC65%

Concentratia %

Tem

pera

tura

oC

Fig. 3.4. Curba de îngheţ a soluţiei de etilenglicol

S. Dimitriu - Instalaţii frigorifice şi de climatizare

23

4. PROCESE TERMODINAMICE DE BAZĂ DIN INSTALAŢIILE FRIGORIFICE

Realizarea efectului frigorific presupune respectarea de către agentul de lucru a legilor generale ale termodinamicii:

- legea conservării masei (continuitatea); - legea conservării energiei (principiul I al termodinamicii); - principiul II al termodinamicii;

precum şi parcurgerea unor procese caracteristice: - fierberea şi condensarea agenţilor frigorifici în schimbătoarele de căldură

(vaporizatoare şi condensatoare); - comprimarea şi destinderea agenţilor frigorifici care se desfăşoară în prezenţa

frecărilor atât cu caracter mecanic cât şi gazodinamic; - laminarea care se manifestă la trecerea agentului frigorific prin ventilele de

laminare sau reglaj, fiind însoţită de scăderea presiunii agentului, concomitent cu scăderea temperaturii, permiţând realizarea în continuare a efectului frigorific. 4.1.Legea conservării masei (legea continuităţii). În curgerea permanentă a unui fluid prin canalele sau conductele din maşini şi instalaţii debitul masic se conservă. In cazul în care un fluid curge printr-un canal sau o conductă care nu prezintă ramificaţii, debitul masic este acelaşi în orice secţiune:

.constwAwAm =ρ⋅

=⋅⋅ρ=& [kg/s] (4.1)

Considerând un canal de o formă oarecare şi mai multe secţiuni, perpendiculare pe direcţia curgerii, ecuaţia (4.1) se scrie:

constwAwAm =⋅⋅ρ=⋅⋅ρ= 222111& (4.2) sau:

constv

wAv

wAm =

⋅=

⋅=

2

22

1

11& (4.3)

Dacă fluidul este incompresibil, sau dacă datorita condiţiilor în care se realizează curgerea poate fi neglijată variaţia densităţii (ρ=const.), ecuaţia (4.1) devine:

.constwAmV =⋅=ρ

=&& (4.4)

exprimând conservarea debitului volumic. In cazul în care curgerea se realizează printr-o conductă sau un canal care prezintă ramificaţii, debitul masic total intrat trebuie sa fie egal cu debitul masic total ieşit:

∑ ∑= iesitntrati mm && (4.5)

A1

A2

2wrA3

1wr

3wr

111 ,, ρTp 222 ,, ρTp 333 ,, ρTp

Fig.4.1 Continuitatea curgerii

Procese termodinamice de bază 24

4.2.Legea conservării energiei (principiul I al termodinamicii). Orice porţiune a unei maşini sau instalaţii prin care curg unul sau mai mulţi agenţi poate fi considerată un sistem termodinamic deschis care, în afara schimbului de masă, poate efectua şi schimburi de energie sub forma de căldură şi lucru mecanic cu mediul exterior. În cazul unui sistem deschis străbătut de un singur agent de lucru (fig.4.2), ecuaţia primului principiu se scrie:

( ) ( ) PQzzgww

hhm ext −=⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−⋅+

−+−⋅ && 12

21

22

12 2 [ W ] (4.6)

în care 12qmQext ⋅= && este fluxul de căldură schimbat cu mediul exterior prin graniţa sistemului, iar 12tlmP ⋅= & este puterea corespunzătoare schimbului de lucru mecanic efectuat cu mediul exterior prin intermediul unui element mobil al graniţei sistemului (de ex. un arbore).

Fig.4.2 Sistem deschis străbătut de un singur agent de lucru.

Pentru 1 kg de agent care trece prin sistem, ec. (4.6) are forma:

( ) ( ) 121212

21

22

12 2 tlqzzgwwhh −=−⋅+−

+− (4.7)

In cazul in care, datorită vîscozitătii fluidului sau turbulenţei apar frecări interne, împotriva forţelor de frecare, care apar ca forţe exterioare aplicate fluidului, se execută un lucru mecanic, lfr, care este disipat sub formă de căldură, qfr. Această cantitate de căldură apare ca şi cum fluidul ar primi-o din exterior. Ca urmare, ecuaţia (4.7) capătă forma:

( ) ( ) ( ) ( )frtfr llqqzzgwwhh +−+=−⋅+−

+− 121212

21

22

12 2 (4.8)

Deoarece prin frecare se generează o cantitate de căldură echivalentă cu lucrul mecanic cheltuit:

frfr lq = (4.9) termenii corespunzători din membrul drept al ecuaţiei (4.8) se reduc şi se poate observa că ecuaţia conservării energiei are aceiaşi forma (4.7) atât în cazul în care curgerea se realizează fără frecare, cât şi în cazul în care curgerea se realizează cu frecare. În cazul general al unui sistem care prezintă mai multe intrări şi mai multe ieşiri (fig.4.3), legea conservării energiei are forma:


25

∑ ∑= =

−=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅++⋅−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅++⋅

p

k

n

kextik

ikikikek

ekekek PQzg

whmzg

whm

1 1

22

22&&& [W] (4.10)

Fig. 4.3. Sistem străbătut de mai mulţi agenţi de lucru. În cazul maşinilor şi instalaţiilor termice, variaţia energiei cinetice, respectiv potenţiale, a agenţilor de lucru este neglijabilă în raport cu variaţia entalpiei. Ca urmare, relaţiile (4.6) şi (4.10 ) capătă forma:

( ) PQhhm ext −=− && 12 [ W ] (4.11)

∑ ∑= =

−=−p

k

n

kextikikekek PQhmhm

1 1

&&& [W] (4.12)

În cazul compresoarelor, ventilatoarelor, turbinelor sau detentoarelor, maşini străbătute de un singur agent, se poate neglija schimbul de căldură efectuat cu mediul exterior (se consideră maşinile izolate adiabatic) şi ca urmare, ecuaţia (4.6) capătă forma:

( )21 hhmP −= & [ W ] (4.13) În cazul schimbătoarelor de căldură, turnurilor de răcire sau buteliilor intermediare ale maşinilor frigorifice nu se schimbă cu mediul exterior prin pereţii acestor echipamente nici căldură şi nici lucru mecanic şi ca urmare ecuaţia (4.12) capătă forma:

∑ ∑= =

=−p

k

n

kikikekek hmhm

1 10&& [W] (4.14)

adică suma fluxurilor de entalpie care intră în sistem trebuie să fie egală cu suma fluxurilor de entalpie care ies din sistem. 4.3. Principiul II al termodinamicii. In timpul desfăşurării proceselor din maşini şi instalaţii, datorită frecărilor interne şi vitezei finite cu care se desfăşoară acestea, o parte din energia mecanică a fluidului de lucru este disipată în căldură. Aceasta căldură generata intern se adaugă celei schimbate cu exteriorul, determinând, pentru un proces elementar, o variaţie a entropiei specifice a agentului:

T

qqds genext δ+δ

= (4.15)

În timpul desfăşurării procesului, fluidul de lucru poate primi căldură din exterior, poate ceda căldură către exterior sau poate sa nu facă schimb de căldură cu exteriorul. Ca urmare, componenta δqext poate fi pozitivă, negativă sau nulă, după cum se efectuează

"n" intrări "p" ieşiri

11 , ii hm&

22 , ii hm&

inin hm ,&

11 , ee hm&

22 , ee hm&

33 , ee hm&

epep hm ,&

Sistem deschis

P

extQ&


schimbul de căldură cu exteriorul, în timp ce componenta δqgen este întotdeauna pozitivă, deoarece căldura generată intern apare ca fiind primita de către fluid. Ca urmare, ecuaţia (4.15) arata că variaţia entropiei este mai mare decât variaţia determinata de schimbul de căldură efectuat cu exteriorul sau egala cu aceasta:

Tq

ds extδ≥ (4.16)

după cum procesul se desfăşoară teoretic, reversibil, sau real cu viteză finită şi în condiţiile existenţei frecărilor, ireversibil. În cazul proceselor adiabatice (δqext=0) din ecuaţia (4.16) se obţine:

0≥ds (4.17) adică entropia rămâne constantă daca procesul se desfăşoară ideal, reversibil (fără frecare şi cvasistatic) si creşte întotdeauna în procesele reale, ireversibile (care se desfăşoară cu viteză şi în prezenţa frecărilor), aceste procese producând o generare de entropie. 4.4. Fierberea şi condensarea În schimbătoarele de căldură din instalaţiile frigorifice agentul de lucru se află în curgere continuă, stabilizată. In aceste condiţii, forţele de presiune se autoechilibrează şi ca urmare, oricare ar fi procesele: încălzire, răcire, fierbere sau condensare, acestea se desfăşoară la presiune constantă.

Fig. 4.4 Procesul de vaporizare la presiune constantă. Dacă se consideră o ţeavă încălzită, prin care curge la presiune constantă un agent lichid (fig. 4.4.), se constată mai întâi că temperatura acestuia creste până când apare prima bulă de vapori (punctul a'). În timpul acestui proces de încălzire, volumul specific al lichidului creşte foarte puţin, datorită dilatării (fig. 4.5.). Din acest moment începe procesul de fierbere sau de vaporizare (care se numeşte în general proces de schimbare de fază), formându-se o cantitate din ce în ce mai mare de vapori, pe măsură ce se primeşte căldură din exterior. Până când întreaga cantitate de lichid se transforma în vapori (punctul a''), temperatura se menţine constantă, procesul având loc în acelaşi timp şi la presiune constantă şi la temperatură constantă (izobar-izoterm), cu o variaţie foarte mare a volumului specific ( în cazul apei, de exemplu, la presiunea de 1 bar volumul specific se măreşte de cca. 1600 ori). Starea la care are loc transformarea lichidului în vapori (schimbarea de fază) se numeşte stare de saturaţie, iar temperatura la care are loc acest proces temperatură de saturaţie (ts). Temperatura creşte


27

din nou dacă se continuă încălzirea vaporilor formaţi, înregistrându-se de asemenea o variaţie importantă a volumului specific. Lichidul care, la presiunea la care se desfăşoară procesul are temperatura mai mică decât temperatura de saturaţie ( stt < ) se numeşte lichid nesaturat sau, simplu, lichid. Lichidul care a ajuns la temperatura de saturaţie ( stt = ) dar care nu a format încă vapori se numeşte lichid saturat (starea a'). Vaporii formaţi în momentul în care s-a vaporizat ultima picătura de lichid şi care au încă temperatura de saturaţie ( stt = ) se numesc vapori saturaţi uscaţi (starea a'').

Vaporii care, la presiunea la care se desfăşoară procesul au temperatura mai mare decât temperatura de saturaţie ( stt > ) se numesc vapori supraîncălziţi. În timpul transformării de fază (procesul a'-a'' ), sistemul se prezintă bifazic, sub forma unui amestec de lichid saturat si vapori saturaţi uscaţi. Acest amestec, aflat în echilibru termodinamic poartă numele de vapori saturaţi umezi. Daca se repetă procesul, pentru valori din ce în ce mai mari ale presiunii, se poate constata că, din punct de vedere calitativ, procesele se repetă identic, dar pentru fiecare valoare a presiunii starea de saturaţie ( şi deci procesul de schimbare de fază) se realizează la alta valoare a temperaturii, existând deci o relaţie de legătură între aceşti parametri. Ecuaţia care precizează legătura dintre temperatură şi presiune la saturaţie se numeşte ecuaţia Clausius - Clapeyron şi are forma generală:

TdTcTbap lnln ⋅+⋅++= (4.18)

în care a, b, c, d sunt constante care depind de natura agentului de lucru. Pe măsură ce creşte presiunea, variaţia volumului specific în timpul schimbării de fază este din ce în ce mai mică, până când, trecerea din lichid în vapori se face brusc şi fără variaţia volumului specific. Starea termodinamică corespunzătoare acestei situaţii se numeşte stare critică (punctul k). Dacă în diagrama din figura 4.5. se unesc toate stările care reprezintă începutul schimbării de fază (stările ....,, 21 aa ′′ ) , respectiv toate stările care reprezintă sfârşitul schimbării de fază (stările ...,, 21 aa ′′′′ ), se obţin două curbe care converg în punctul critic k (punctul care figurează starea critică), şi care delimitează în planul diagramei zonele de lichid (I), vapori supraîncălziţi (II) şi respectiv zona bifazică a vaporilor saturaţi umezi (III). In domeniul vaporilor saturaţi umezi, toate stările termodinamice cuprinse între starea de lichid saturat şi starea de vapori saturaţi uscaţi se caracterizează prin aceiaşi presiune si temperatură (presiunea, respectiv temperatura de saturaţie). Pentru precizarea stării termodinamice a vaporilor saturaţi umezi se introduce în acest domeniu o mărime suplimentară care poarta denumirea de titlu şi care reprezintă raportul dintre masa vaporilor existenţi la un moment dat şi masa totală ( vapori şi lichid ) a sistemului bifazic.

lv

vv

mmm

mmx

+== (4.19)

Fig. 4.5. Reprezentarea proceselor de vaporizare la p=const în diagrama T-v


Fig 4.7 Reprezentarea procesului de vaporizare la p=const în diagrama T-s

In starea de lichid saturat, 0=vm şi deci 0=x , iar în starea de vapori saturaţi uscaţi 0=lm şi ca urmare 1=x . Pentru o stare oarecare de vapori saturaţi umezi titlul se găseşte

cuprins în intervalul: 10 << x . Unind toate punctele care reprezintă stările de vapori saturaţi umezi pentru care titlul are aceiaşi valoare ( constx = ) se obţine o familie de curbe care converg în punctul critic şi care se numesc curbe de titlu constant. Fierberea lichidului şi transformarea sa în vapori (vaporizarea), se realizează datorită primirii de căldură din exterior. Dacă vaporii sunt răciţi, cedându-se căldură spre exterior, se realizează procesul invers vaporizării, condensarea. Prin condensarea vaporilor se parcurg în

ordine inversă stările termodinamice puse în evidenţă la vaporizare, obţinându-se în final lichid nesaturat. Pentru ca să poată avea loc procesul de vaporizare prin preluare de căldură de la mediul exterior, temperatura de saturaţie a agentului de lucru trebuie să fie mai mică decât cea a mediului exterior, iar pentru a se putea realiza procesul de condensare prin răcire cu ajutorul mediului exterior, temperatura de saturaţie a agentului de lucru trebuie să fie mai mare decât cea a mediului exterior . Reprezentarea procesului de schimbare de fază la presiune constantă (vaporizare / condensare) în diagramele p-v, T-s şi p-h este prezentată în figurile 4.6, 4.7 şi 4.8. În diagrama T-s căldura necesară pentru realizarea procesului de schimbare de fază poate fi pusă în evidenţă prin ariile de sub curbele care ilustrează desfăşurarea procesului: - căldura de încălzire până la saturaţie -

încq , este figurata de aria 1a's's1 - căldura latentă de vaporizare - r, este figurata de aria a'a"s's" - căldura de supraîncălzire - sîncq , este figurată de aria a"2s2s" Căldura totală necesară este:

sîncînc qrqq ++=12 [ J/kg ] (4.20)

Fig 4.6 Reprezentarea procesului de vaporizare la p=const în diagrama p-v

Fig 4.8 Reprezentarea procesului de vaporizare la p=const în diagrama p-h


29

Schimbul de căldură efectuat cu mediul exterior pentru realizarea procesului de schimbare de fază la presiune constantă se determină integrând în condiţii izobare ( 0d; == pconstp ) ecuaţia primului principiu al termodinamicii:

pvhq dd ⋅−=δ (4.21) rezultând:

1212 hhq −= [ J/kg ] (4.22) În baza acestei relaţii, schimbul de căldură necesar realizării proceselor de vaporizare-condensare poate fi evidenţiat foarte uşor în diagrama p-h (fig.4.8) În literatura de specialitate, toate mărimile care se referă la starea de lichid saturat se notează cu: v' [m3/kg], h' [kJ/kg], s' [kJ/kg·K], u' [kJ/kg], iar toate mărimile care se referă la starea de vapori saturaţi uscaţi cu: v" [m3/kg], h" [kJ/kg], s" [kJ/kg·K], u" [kJ/kg] Proprietăţile termodinamice ale diferiţilor agenţi de lucru la starea de saturaţie sunt date în tabele. În tabelul 4.1 sunt prezentate proprietăţile termodinamice la starea de saturaţie ale freonului R134a (C2H2F4 - tetrafluoretan).

Tabelul 4.1 Proprietăţile termodinamice la saturaţie pentru R134a

t [oC]

p [bar]

v' [m3/kg]

v" [m3/kg]

h' [kJ/kg]

h" [kJ/kg]

r [kJ/kg]

s' [kJ/kg·K]

s" [kJ/kg·K]

-40,00 0,516 0,7055 0,35692 149,97 372,85 222,88 0,8030 1,7589-35,00 0,665 0,7127 0,28128 155,89 375,99 220,10 0,8281 1,7523-30,00 0,847 0,7202 0,22408 161,91 379,11 217,20 0,8530 1,7463-25,00 1,067 0,7280 0,18030 168,03 382,21 214,18 0,8778 1,7410-20,00 1,330 0,7361 0,14641 174,24 385,28 211,04 0,9025 1,7362-15,00 1,641 0,7445 0,11991 180,54 388,32 207,78 0,9271 1,7320-10,00 2,007 0,7533 0,09898 186,93 391,32 204,39 0,9515 1,7282-5,00 2,434 0,7625 0,08230 193,42 394,28 200,86 0,9758 1,72490,00 2,928 0,7721 0,06889 200,00 397,20 197,20 1,0000 1,72205,00 3,496 0,7821 0,05801 206,67 400,07 193,40 1,0240 1,7194

10,00 4,145 0,7927 0,04913 213,44 402,89 189,45 1,0480 1,717015,00 4,883 0,8039 0,04183 220,30 405,64 185,34 1,0718 1,715020,00 5,716 0,8157 0,03577 227,23 408,33 181,09 1,0954 1,713225,00 6,653 0,8283 0,03072 234,29 410,94 176,65 1,1190 1,711530,00 7,701 0,8416 0,02648 241,46 413,47 172,00 1,1426 1,710035,00 8,868 0,8560 0,02290 248,75 415,90 167,15 1,1661 1,708540,00 10,164 0,8714 0,01986 256,16 418,21 162,05 1,1896 1,707145,00 11,597 0,8882 0,01726 263,71 420,40 156,69 1,2131 1,705650,00 13,176 0,9064 0,01502 271,42 422,44 151,03 1,2367 1,704155,00 14,912 0,9265 0,01309 279,30 424,31 145,01 1,2604 1,702360,00 16,813 0,9488 0,01141 287,39 425,96 138,57 1,2843 1,700365,00 18,893 0,9739 0,00993 295,71 427,34 131,63 1,3085 1,697870,00 21,162 1,0027 0,00864 304,31 428,40 124,08 1,3331 1,694775,00 23,634 1,0363 0,00748 313,27 429,03 115,76 1,3583 1,690880,00 26,324 1,0766 0,00645 322,69 429,09 106,40 1,3844 1,685785,00 29,250 1,1271 0,00550 332,71 428,33 95,62 1,4116 1,678690,00 32,435 1,1948 0,00462 343,66 426,29 82,63 1,4410 1,668595,00 35,910 1,2983 0,00375 356,30 421,83 65,53 1,4744 1,6524

100,00 39,742 1,5443 0,00268 374,70 409,10 34,40 1,5225 1,6147


Fig.

4.9

Dia

gram

a p-

h pe

ntru

R13

4a


31

Fig.

4.1

0 D

iagr

ama

p-h

pent

ru N

H3 (

R717

)


Proprietăţile termodinamice ale agenţilor frigorifici pot fi determinate şi cu ajutorul diagramei în coordonate presiune- entalpie (p-h) . În figura 4.9 este prezentată diagrama p-h pentru freonul R134a, iar în figura 4.10 diagrama p-h a amoniacului (R717). 4.5. Procesele de comprimare şi destindere. Realizarea efectului frigorific este indisolubil legată de existenţa proceselor de comprimare şi destindere ale agentului de lucru, care au loc în compresoarele şi detentoarele instalaţiilor frigorifice. In aceste maşini procesele se desfăşoară cu viteză foarte mare, motiv pentru care se poate considera că nu există timp suficient pentru realizarea schimbului de căldură cu mediul exterior şi ca urmare, aceste ele pot fi considerate că se desfăşoară adiabatic. Viteza mare de desfăşurare, precum şi frecările interne care apar, fac ca aceste procese să se desfăşoare în condiţii de neechilibru termodinamic, având un pronunţat caracter ireversibil. In consecinţă, comprimarea şi destinderea agenţilor frigorifici pot fi considerate procese adiabatice ireversibile în cursul cărora, în baza celui de al doilea principiu al termodinamicii, entropia creşte întotdeauna. Cazul comprimării adiabatice ireversibile. Procesul se desfăşoară în maşinile compresoare (compresoare cu piston, turbocompresoare, ventilatoare şi suflante). Datorită vitezei mari cu care este comprimat agentul gazos (gaze sau vapori), se consideră că nu există timp suficient pentru efectuarea schimbului de căldură cu mediul exterior, procesul fiind considerat adiabatic. Procesul de comprimare se desfăşoară în condiţii de neechilibru termodinamic, iar dacă este însoţit şi de curgerea agentului (cazul turbocompresoarelor şi ventilatoarelor), apar şi importante frecări interne datorate viscozităţii şi turbulenţei. Ca urmare, conform principiului al doilea al termodinamicii, întotdeauna aceste procese sunt ireversibile şi se desfăşoară cu creşterea entropiei. Dacă procesul de comprimare s-ar fi desfăşurat teoretic, cvasistatic, reversibil, fiind un proces de echilibru termodinamic, entropia ar fi rămas constantă ( consts = ). În figura 4.11 este reprezentat procesul de comprimare al vaporilor de agent frigorific (1-2s - procesul teoretic reversibil în condiţii izentropice şi 1-2 - procesul real de comprimare, cu creşterea entropiei). Se poate constata că generarea internă de

căldură determină creşterea temperaturii finale: stt 22 > . Compresorul este, din punct de vedere termodinamic un sistem deschis. În conformitate cu primul principiu al termodinamicii (relaţia 4.7), neglijând variaţia energiei cinetice şi potenţiale a agentului care trece prin compresor, lucrul mecanic de comprimare se exprimă atât în cazul procesului adiabatic reversibil, cât şi în cazul procesului adiabatic ireversibil prin diferenţele de entalpie:

12 hhl ss −= ; 12 hhl −= [J/kg] (4.23) Creşterea temperaturii determină creşterea entalpiei ( shh 22 > ) şi ca urmare,

ireversibilitatea determină necesitatea unui consum mai mare de lucru mecanic din exterior: 1212 hhlhhl ss −=>−= [J/kg] (4.24)

Se defineşte randamentul intern al compresorului prin raportul:

12

12

hhhh

ll ss

c −−

==η (4.25)

Fig. 4.11 Procesul de comprimare în diagrama p-h


33

acest randament putând fi cunoscut doar pe baza datelor experimentale. În cazul compresoarelor frigorifice cu piston, randamentul intern poate fi aproximat suficient de bine prin raportul dintre temperaturile de vaporizare, respectiv condensare ale agentului frigorific:

c

vc T

T≈η (4.26)

Pe baza randamentului intern poate fi stabilită starea reală a agentului la sfârşitul procesului de comprimare:

c

s hhhh

η−

+= 1212 [J/kg] (4.27)

Cazul destinderii adiabatice ireversibile. Procesul se desfăşoară în turbinele cu gaze şi vapori sau detentoarele cu gaze utilizate în unele instalaţii frigorifice. Şi aici, ca şi în cazul proceselor de comprimare, viteza mare de desfăşurare a proceselor face ca acestea să fie considerate adiabatice. Nerealizarea echilibrului termodinamic şi frecările interne determină şi în acest caz generare internă de căldură şi creşterea entropiei, având ca efect creşterea temperaturii şi entalpiei finale faţă de procesul teoretic reversibil, desfăşurat în condiţii de entropie constantă (izentropic). În figura 4.12 este reprezentat procesul de destindere utilizând

o diagramă în coordonate h-s. Turbina sau detentorul este, de asemenea, din punct de vedere termodinamic un sistem deschis. În conformitate cu primul principiu al termodinamicii (relaţia 4.7), neglijând variaţia energiei cinetice şi potenţiale a agentului, lucrul mecanic de destindere se exprimă atât în cazul procesului adiabatic reversibil, cât şi în cazul procesului adiabatic ireversibil prin diferenţele de entalpie:

ss hhl 21 −= ; 21 hhl −= [J/kg] (4.23) Creşterea temperaturii determină creşterea entalpiei ( shh 22 > ) şi ca urmare, ireversibilitatea determină o pierdere de

lucru mecanic: ss hhlhhl 2121 −=<−= [J/kg] (4.28)

Se defineşte randamentul intern al procesului de destindere prin raportul:

ssd hh

hhll

21

21

−−

==η (4.29)

acest randament putând fi cunoscut doar pe baza datelor experimentale. Pe baza randamentului intern poate fi stabilită starea reală a agentului la sfârşitul procesului de destindere:

( )sd hhhh 2112 −η−= [J/kg] (4.30) 4.6. Procesul de laminare. Laminarea reprezintă procesul de trecere al unui fluid printr-un orificiu cu secţiune redusă sau printr-un tub de diametru foarte mic. Acest proces se întâlneşte la curgerea

Fig 4.12 Procesul de destindere în diagrama h-s


fluidelor prin conducte, în locurile unde secţiunea se micşorează brusc, cum ar fi trecerea printr-un ventil, o supapă sau o diafragmă. În figura 4.13 este reprezentat schematic procesul de curgere al unui fluid printr-o conductă care prezintă o variaţie bruscă de secţiune.

Pentru a trece prin secţiunea îngustată, fluidul se contractă, liniile de curent se apropie şi viteza de curgere creşte. Creşterea energiei cinetice se face pe seama energiei potenţiale a fluidului, astfel că în dreptul secţiunii îngustate presiunea statică este mai mică decât presiunea 1p din amonte. Datorită frecărilor vîscoase, o parte din energia cinetică este disipată sub forma lucrului mecanic de frecare, astfel că

procesul generează intern căldură. Dincolo de secţiunea îngustată, viteza de curgere scade, presiunea creşte, dar datorită pierderii de energie cinetică determinată de frecările interne, presiunea din aval 2p este mai mică decât cea din amonte. Laminarea este însoţită întotdeauna de o micşorare a presiunii fluidului ( 12 pp < ). Între secţiunile 1 şi 2 fluidul nu schimbă cu mediul exterior lucru mecanic, iar datorită timpului redus de curgere prin zona unde se află ştrangularea, se poate considera că nu exista timp suficient pentru efectuarea schimbului de căldură cu mediul exterior. Laminarea este un proces termodinamic care se desfăşoară adiabatic. În aceste condiţii şi neglijând variaţia energiei cinetice şi potenţiale a fluidului între cele două secţiuni, din expresia matematică a primului principiu al termodinamicii pentru sisteme deschise (4.7) rezultă:

21 hh = sau 0d.; == hconsth (4.31) Laminarea este un proces care se desfăşoară la entalpie constantă. Variaţia entropiei fluidului este provocată de căldura generată intern de frecările vîscoase, căldură care rămâne înmagazinată în masa sa. Această căldură apare ca şi cum ar fi primită din exterior: 0>δ=δ frgen lq şi ca urmare determină creşterea entropiei:

0>δ

=Tq

ds gen sau 12 ss > (4.32)

Laminarea este un proces adiabatic ireversibil în care entropia creşte. În cazul laminării unui gaz perfect, entalpia fiind funcţie numai de temperatură:

Tch p dd = , temperatura gazului nu se modifică: .;0d0d constTTh ==⇒= (4.33)

Laminarea unui gaz perfect este izotermică. În cazul gazelor reale şi vaporilor entalpia depinde atât de temperatură cât şi de

presiune: pvTvTTch

pp ddd

⎥⎥⎦

⎤

⎢⎢⎣

⎡−⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

−= . Ca urmare, modificarea presiunii în cursul laminării

determină modificarea temperaturii, proces care poartă numele de efect Joule-Thomson. Punând condiţia 0d.; == hconsth , efectul Joule-Thomson se exprimă sub formă diferenţială prin relaţia:

p

p

h c

vTvT

pT

−⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∂∂

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=α

dd (4.34)

Fig. 4.13 Procesul de laminare


35

În cursul laminării vaporilor sau a gazelor reale, presiunea scade întotdeauna ( 0d <p ), în timp ce temperatura poate să scadă ( 0d <T ), sau poate creşte ( 0d >T ).

Dacă temperatura scade, efectul Joule-Thomson este pozitiv: 0dd

>⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=α

hpT .

Dacă temperatura creşte, efectul Joule-Thomson este negativ: 0dd

<⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=α

hpT .

Efectul Joule-Thomson pozitiv este utilizat pentru lichefierea aerului (procedeul Linde). In acest scop aerul este comprimat la o presiune foarte ridicată (cca. 100 bar) după care este răcit izobar până la temperatura mediului ambiant. Prin laminare până la presiunea mediului ambiant, datorită efectului Joule Thomson pozitiv, temperatura scade până la o valoare de cca. -180oC, temperatură la care aerul se lichefiază.

În cazul lichidelor, laminarea este izotermică, entalpia acestora depinzând practic doar de temperatură: Tch l dd = . Laminarea decurge în acest mod până când presiunea ajunge să fie egală cu presiunea de saturaţie corespunzătoare temperaturii lichidului. Din acest moment, se intră în interiorul domeniului de saturaţie şi scăderea presiunii este însoţită şi de scăderea temperaturii. În acelaşi timp are loc o vaporizare parţială a lichidului, astfel că după laminare se obţin vapori saturaţi umezi, cu un procent mare de lichid şi temperatură scăzută. În figura 4.14 este reprezentat in diagrama p-h procesul de laminare în domeniul vaporilor cu evidenţierea efectului

Joule-Thomson pozitiv, respectiv procesul de laminare al lichidului prin care se obţine scăderea temperaturii agentului. Laminarea este procedeul utilizat în maşinile frigorifice pentru micşorarea temperaturii agentului frigorific lichid de la temperatura de condensare (temperatura mediului ambiant) până la temperatura de vaporizare.

Fig 14.4 Procesul de laminare 1-2: laminarea lichidului (t2<t1); 3-4: laminarea vaporilor (t4<t3)

Instalaţii frigorice cu comprimare de vapori 36

5. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRIMARE MECANICĂ DE VAPORI (IFV)

Obţinerea frigului artificial presupune utilizarea unor maşini şi instalaţii care să efectueze procesele frigorifice, ceea ce conferă avantaje faţă de utilizarea frigului natural: posibilitatea de răcire a corpurilor până la temperaturi mult sub temperatura ambiantă, continuitatea proceselor de răcire, posibilitatea obţinerii frigului în orice perioadă a anului indiferent de condiţiile climatice. Rolul instalaţiilor frigorifice este de a coborî temperatura unei incinte sub temperatura mediului ambiant şi de a menţine această temperatură în decursul unui interval de timp dat. Acest lucru necesită evacuarea căldurii care se transmite în mod natural de la mediul ambiant către mediul cu temperatură coborâtă. Transferul căldurii înapoi către mediul ambiant se realizează prin intermediul unui ciclu termodinamic inver parcurs de agent, potrivitit nivelului de temperatură al spaţiului rece. Procesele de bază care compun acest cicluu sunt: vaporizarea, comprimarea adiabatică, condensarea şi laminarea agentului de lucru. 5.1. IFV într-o singură treaptă de comprimare Se utilizează pentru temperaturi de vaporizare până la -30 oC, corespunzătoare frigiderelor şi congelatoarelor casnice, instalaţiilor frigorifice care echipează utilaje comerciale, instalaţiilor care deservesc spaţii de depozitare, refrigerare sau congelare din industria alimentară, etc. La aceste instalaţii comprimarea agentului de lucru de la presiunea corespunzătoare temperaturii de vaporizare până la presiunea de condensare se realizează într-o singură treaptă. 5.1.1. Schema şi ciclul ideal al IFV într-o treaptă Obţinerea efectului frigorific presupune parcurgerea de către agentul de lucru a unei succesiuni de procese care reprezintă ciclul frigorific. În condiţii ideale, transferul de căldură în cursul vaporizării şi condensării trebuie să fie făcut izotermic, la diferenţă nulă de temperatură între agentul frigorific şi mediul cu care schimbă căldură. Comprimarea agentului de lucru de la presiunea de vaporizare la cea de condensare trebuie efectuată adiabatic, reversibil, iar trecerea agentului de la presiunea de condensare la cea de vaporizare trebuie sa fie realizată printr-o destindere adiabatică reversibilă în care lucrul mecanic de destindere trebuie recuperat şi utilizat pentru antrenarea compresorului. Acest lucru este posibil numai dacă agentul frigorific evoluează într-un ciclu Carnot reversibil invers, desfăşurat între temperatura de vaporizare şi cea de condensare. Pentru a se putea respecta condiţiile în care este definit ciclul Carnot, acesta trebuie să fie realizat numai în interiorul domeniului de saturaţie. În figura 5.1 este prezentată schema instalaţiei, iar în figura 5.2. ciclul ideal de funcţionare. Mărimile caracteristice ale acestui ciclu se determină ţinând cont de expresia primului principiu pentru sisteme deschise în care s-a neglijat variaţie energiei cinetice şi potenţiale a agentului de lucru:

text lqh −=∆ (5.1) – lucrul mecanic consumat în comprimarea adiabatică reversibilă, 1–2s:

12 hhl sc −= [kJ/kg] (5.2)


– lucrul mecanic efectuat în destinderea adiabatică reversibilă, 3–4:

43 hhld −= [kJ/kg] (5.3) – căldura preluată de la sursa rece, în vaporizarea izotermică 4–1:

sThhq ∆=−= 0410 [kJ/kg] (5.4) – căldura cedată sursei calde în condensarea izotermică 2–3:

sThhq csc ∆=−= 32 [kJ/kg] (5.5) Pe acestă bază se exprimă bilanţul energetic al ciclului Carnot inversat:

0qqlll cdcC −=−= [kJ/kg] (5.6) care scoate în evidenţă lucrul mecanic specific minim necesar transferului căldurii de la nivelul de temperatură al spaţiului răcit 0T , la temperatura mediului ambiant aT . Coeficientul de performanţă al acestul ciclu Carnot inversat (eficienţa frigorifică) se exprimă prin relaţia:

0

0

0

0

0

00

TTT

sTsTsT

qqq

lq

COPaacC

fCC −=

∆−∆∆

=−

==ε= (5.7)

Eficienţa ciclului Carnot din fig. 5.2, exprimată de relaţia (5.7), este maximă în raport cu eficienţa oricărui alt ciclu invers care se desfăşoară între aceleaşi temperaturi

0T şi aT . 5.1.2. Schema şi ciclul teoretic al IFV Ciclul ideal Carnot inversat nu poate fi realizat din punct de vedere tehnic din următoarele motive:

– Comprimarea în domeniul vaporilor saturaţi umezi ar determina acumularea de lichid în cilindrul compresorului, ceea ce ar conduce la producerea de lovituri hidraulice;

– Detentorul este o maşină prea complicată din punct de vedere constructiv pentru lucrul mecanic tehnic de destindere, foarte mic, pe care-l produce.

Fig. 5.1 Schema IFV cu detentor Fig. 5.2 Ciclul ideal al IFV Vp-vaporizator; Cp-compresor cu piston în diagrama T-s Cd-condensator; D-detentor cu piston


Ca urmare, detentorul se înlocuieşte cu un sistem mult mai simplu din punct de vedere constructiv, şi anume cu un ventil de laminare în care are loc un proces de laminare adiabatică, ireversibilă, a lichidului rezultat din condensator, desfăşurată în domeniul de saturaţie. Vaporii saturaţi umezi reci, obţinuţi după laminare, sunt introduşi în vaporizator. După vaporizare, agentul este aspirat de compresor având starea de vapori saturaţi uscaţi. Astfel, procesul de comprimare, considerat de asemenea, adiabatic reversibil, se deplasează în domeniul vaporilor supraîncălziţi. În acest caz, temperatura de comprimare depăşeşte temperatura strict necesară condensării, ceea ce conduce la apariţia unei ireversibilităţi externe a ciclului.

În figura 5.3 este reprezentată schema instalaţiei cu ventil de laminare, iar în figura 5.4 ciclul teoretic al IFV. Procesele se desfăşoară între două nivele de presiune pv, de vaporizare şi pc, de condensare, determinate de temperatura de vaporizare 0ttv = , respectiv de condensare ac tt = . Procesele funcţionale care compun ciclul sunt:

- comprimarea izentropică a vaporilor saturaţi uscaţi 1–2s în compresorul Cp, de la presiunea de vaporizare pv şi temperatura 0ttv = până la presiunea de condensare pc şi temperatura T2s;

- procesul de răcire-condesare a vaporilor supraîncălziţi 2s–3 în condensatorul Cd, până la starea de lichid saturat;

- laminarea 3–4 în ventilul de laminare Vl de la presiunea de condensare pc şi temperatura ac tt = până la presiunea de vaporizare pv şi temperatura 0ttv = ;

- vaporizarea în vaporizatorul Vp până la starea de vapori saturaţi uscaţi la temperatura constantă 0ttv = .

Depăşirea temperaturii de condensare la refularea vaporilor din compresorul instalaţiei (T2s > Tc) este consecinţa deplasării procesului de comprimare din domeniul umed în cel supraîncălzit. Mărimile caracteristice ale ciclului sunt:

- lucrul mecanic consumat în comprimarea adiabatică reversibilă 1–2s: 12 hhl ss −= [kJ/kg] (5.9)

- căldura preluată de la sursa rece, în vaporizarea 4–1:

Fig. 5.3 Schema IFV cu laminare Fig. 5.4 Ciclul teoretic al IFV Vp-vaporizator; Cp-compresor cu piston în diagrama p-h Cd-condensator; Vl-ventil de laminare


410 hhq −= [kJ/kg] (5.10) - căldura cedată sursei calde în procesul de răcire-condensare 2–3:

32 hhq sc −= [kJ/kg] (5.11) Ttitlul vaporilor umezi rezultaţi prin laminare, se obţine din relaţia:

( )414443 hhxhhh ′−+′== [kJ/kg] (5.12) în care 4h′ este entalpia lichidului saturat la presiunea de vaporizare vp şi rezultă:

41

444 hh

hhx′−′−

= (5.13)

Puterea frigorifică 0Q& [kW] fiind impusă, debitul necesar de agent frigorific se exprimă:

0

0

qQ

m&

& = [kg/s] (5.14)

Mărimile caracteristice globale al ciclului sunt: – puterea consumată de compresor pentru realizarea comprimării izentropice:

ss lmP &= [kW] (5.15) – sarcina termică a condensatorului:

cc qmQ && = [kW] (5.16) – coeficientul de performanţă (eficienţa frigorifică):

fCss

fss lq

PQ

COP ε<==ε= 00&

(5.17)

5.1.3 Schema şi ciclul real al IFV Transferul de căldură dintre agentul frigorific şi mediul răcit la vaporizare, respectiv mediul ambiant la condensare, nu se poate realiza decât dacă există o diferenţă de temperatură între agent şi mediile respective ( 0TTv < şi respectiv

ac TT > ). Diagramele de variaţie a temperaturii în condensator, respectiv vaporizator, sunt prezentate în figura 5.5. Pentru a exista transfer de căldură de la mediul răcit la agentul frigorific, trebuie să existe o diferenţă minimă de temperatură între cele două fluide

5...3=∆=∆ cv tt °C. Temperaturile de vaporizare şi condensare sunt date de relaţiile: vev ttt ∆−= 0 şi caec ttt ∆+= (5.18)

Fig. 5.5 Variaţia temperaturilor a) în vaporizator b) în condensator


Din tabelele sau diagramele proprii fiecărui agent de lucru, corespunzător temperaturii de saturaţie tv, rezultă presiunea de saturaţie pv, respectiv, corespunzător temperaturii de condensare tc, rezultă presiunea de saturaţie pc.

Diferenţa de temperatură dintre agentul frigorific şi mediul ambiant, respectiv mediul răcit, determină micşorarea presiunii de vaporizare şi mărirea presiunii de condensare, comparativ cu ciclul teoretic, rezultând o creştere a raportului de comprimare şi deci majorararea lucrului mecanic necesar comprimării. Pe de altă parte, din cauza vitezei ridicate cu care se efectuează, procesul de comprimare nu poate fi izentropic reversibil. El este un proces de neechilibru, ireversibil, care are loc

adiabatic ca şi procesul ideal, dar se realizează cu creşterea entropiei, determinând un consum suplimentar de lucru mecanic. Din aceste motive, eficienţa ciclului real este mai mică decât cea a ciclului teoretic. În figura 5.6 este prezentat în diagrama p-h ciclul real al IFV cu laminare. Procesele funcţionale care compun ciclul sunt:

- comprimarea adiabatică irevesibilă a vaporilor saturaţi uscaţi 1–2 în compresorul Cp, de la presiunea de vaporizare 0ppv < şi temperatura 0ttv < până la presiunea de condensare ac pp > şi temperatura stt 22 > ;

- procesul de răcire-condesare a vaporilor supraîncălziţi 2–3 în condensatorul Cd, până la starea de lichid saturat;

- laminarea 3–4 în ventilul de laminare Vl de la presiunea de condensare pc şi temperatura ac tt > până la presiunea de vaporizare pv şi temperatura 0ttv < ;

- vaporizarea în vaporizatorul Vp până la starea de vapori saturaţi uscaţi la temperatura constantă vt .

Mărimile caracteristice ale ciclului sunt: - lucrul mecanic consumat în comprimarea adiabatică ireversibilă 1–2:

12 hhl −= [kJ/kg] (5.19) - căldura preluată de la sursa rece, în vaporizarea 4–1:

410 hhq −= [kJ/kg] (5.20) - căldura cedată sursei calde în procesul de răcire-condensare 2–3:

32 hhqc −= [kJ/kg] (5.21)

Puterea frigorifică 0Q& [kW] fiind impusă, debitul necesar de agent frigorific se exprimă:

0

0

qQ

m&

& = [kg/s] (5.22)

Fig. 5.6 Ciclul real în diagrama p-h


Mărimile caracteristice globale al ciclului sunt: – puterea consumată de compresor pentru realizarea comprimării:

lmP &= [kW] (5.23) – sarcina termică a condensatorului:

cc qmQ && = [kW] (5.24) – coeficientul de performanţă (eficienţa frigorifică):

fsf lq

PQ

COP ε<==ε= 00&

(5.25)

5.1.4. Metode de ameliorare a economicităţii la IFV a) Utilizarea subrăcitorului cu apă de răcire Îmbunătăţirea economicităţii IFV se poate obţine introducând în schema instalaţiei un schimbător de căldură denumit subrăcitor (Sr), care are rolul de a reduce temperatura agentului frigorific condensat, sub temperatura de condensare, utilizând apă de răcire cu temperatură mai coborâtă decât a mediului atmosferic (apă freatică de adâncime). Această metodă este specifică IFV ce funcţionează cu amoniac.

În figura 5.7 este prezentată schema instalaţiei cu subrăcitor, iar în figura 5.8 şi figura 5.9, procesele de lucru în diagramele T–s şi p–h. Din figura 5.9 se poate observa că:

00410 qqhhq ∆+=−=′ ′ [kJ/kg] (5.26) în care q0 = h1 – h4 reprezintă puterea frigorifică specifică a ciclului real din figura 5.6, iar 440 ′−=∆ hhq este creşterea puterii frigorifice specifice datorită subrăcirii.

Sarcina termică a subrăcitorului se exprimă:

⏐qsr⏐ = h3′ – h3 [kJ/kg] (5.27)

Fig. 5.7 Schema instalaţiei cu subrăcire

Fig.5.8 Reprezentarea ciclului Fig.5.9 Reprezentarea ciclului în diagrama T-s în diagrama p-h


iar eficienţa frigorifică a ciclului are expresia:

fff qq

qq

lq

lqq

lq

PCO ε>⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ∆+ε=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ∆+

′=

∆+=

′=ε′=′

0

0

0

00000 11 (5.28)

Se poate observa că subrăcirea determină mărirea eficienţei frigorifice a ciclului (COP' > COP). Subrăcirea poate fi aplicată numai dacă subrăcitorul este răcit cu un agent cu temperatură mai mică decît agentul de răcire (apă sau aer) utilizat la condensator. Dacă acelaşi agent este utilizat pentru răcirea ambelor aparate, subrăcirea nu are sens deoarece temperatura de condensare trebuie coborâtă cât de jos posibil pentru a reduce la minim raportul de comprimare al compresorului. b) Supraîncălzira vaporilor aspiraţi în compresor În ciclul real prezentat în figura 5.7, s-a considerat că vaporii aspiraţi în compresor sunt, în stare de vapori saturaţi uscaţi. Pentru a evita acumularea de picături de agent lichid în cilindrul compresorului, se recurge la o supraîncălzire a vaporilor înainte de aspiraţia în compresor. Vaporizatorul este astfel dimensionat încât după

vaporizarea propriuzisă 4-1 să se producă şi o suraîncălzire a vaporilor. În figura 5.10 este prezentat ciclul la care vaporii prezintă un grad de supraîncălzire vsisi ttt −=∆ , realizat în vaporizator înainte de a fi aspiraţi în compresor. În aceste condiţii, puterea frigorifică a agentului este: 004'10 qqhhq ∆+=−=′ (5.29)

unde 410 hhq −= reprezintă puterea frigorifică specifică fără supraîncălzirea vaporilor, iar 1'10 hhq −=∆ este creşterea puterii frigorifice specifice datorită procesului desupraîncălzire. Dar, existenţa supraîncălzirii determină deplasarea procesului de comprimare din 1–2, în 1'–2', acest proces

fiind caracterizat de un consum de lucru mecanic specific ⏐l′⏐ = h2' – h1', mai mare decât cel al ciclului fără supraîncălzire (⏐l⏐ = h2 – h1) şi obţinerea unor temperaturi mai ridicate la refularea compresorului. Creşterea lucrului mecanic specific de comprimare depinde de natura agentului de lucru, dar este foarte mică în comparaţie cu creşterea puterii frigorifice ( ll ≈′ ). În aceste condiţii, eficienţa frigorifică a ciclului cu supraîncălzire, va fi:

fff qq

qq

lq

lqq

lqq

lq

COP ε>⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ∆+ε=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ∆+=

∆+≈

′∆+

=′′

=ε′=0

0

0

0000000 11' (5.30)

Se constată că supraîncălzirea vaporilor la aspiraţia compresorului conduce la mărirea eficienţei ciclului instalaţiei frigorifice. Creşterea temperaturii la aspiraţia compresorului conduce însă la creşterea temperaturii la refulare. Această creştere depinde de natura agentului de lucru fiind mai mare la amoniac şi mult mai mică la freoni. La amoniac gradul de supraîncălzire se limitează la cca 5 grade, în timp ce la freoni acesta poate fi majorat până la 20 grade, fără ca acest lucru să afecteze valorile admisibile pentru temperatura de refulare. Supraîncălzirea la aspiraţia compresorului trebuie considerată cu atenţie, deoare în funcţie de caracteristicile agentului de lucru poate fi şi defavorabilă.

Fig 5.10 Reprezentarea ciclului cu supraîncălzire în diagrama p-h


c) Utilizarea subrăcitorului regenerativ Supraîncălzirea în vaporizator nu este raţională din punct de vedere al eficienţei transferului de căldură. De aceea se utilizează un schimbător de căldură în care supraîncălzirea se face pe seama subrăcirii lichidului obţinut în procesul de condensare, pe baza unui transfer (ireversibil) regenerativ de căldură. În figura 5.11

este prezentată schema de principiu a instalaţiei cu subrăcitor regenerativ şi procesele funcţionale în diagrama p–h. Se observă prezenţa în schemă a schimbătorului de căldură regenerativ Rg în care lichidul saturat cu starea 3′ se subrăceşte până la temperatura

csr tt < fiind răcit cu vaporii reci proveniţi din vaporizator.

Vaporii se supraîncălzesc de la starea 1 de vapori saturaţi uscaţi până la temperatura de supraîncălzire vsi tt > . Sarcina termică specifică a schimbătorului regenerativ este egală cu cea de supraîncălzire respectiv de subrăcire:

'331'10 hhhhqqrg −=−=∆= (5.31) Puterea frigorifică specifică este:

00'4'10 2 qqhhq ∆+=−=′ (5.32) iar lucrul mecanic specific de comprimare:

'1'2 hhll −=≈′ (5.33) Eficinţa frigorifică a unui astfel de instalaţii este :

fff qq

qq

lq

lqq

lq

COP ε>⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ∆+ε=⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ ∆+=

∆+=

′=ε′=

0

0

0

00000 21212

' (5.34)

În concluzie, această instalaţie prezintă o eficienţă mai mare decât instalaţia fără regenerare. Ea prezintă următoarele avantaje: – suprafaţa de transfer de căldură a vaporizatorului este utilizată eficient prin vaporizarea lichidului; – se realizează un grad de subrăcire avansat, care nu se poate obţine cu ajutorul apei de răcire; – sunt micşorate pierderile de frig în mediul ambiant prin suprafaţa conductei de aspiraţie, compresorul fiind alimentat cu vapori supraîncălziţi, care au o temperatură mai ridicată. Însă, această instalaţie este mai complexă din punct de vedere constructiv, prin introducerea în schemă a schimbătorului de căldură regenerativ.

Fig.5.12 Ciclul instalaţiei cu schimbător de căldură regenerativ.

Fig.5.11 Schema instalaţiei cu schimbător de căldură regenerativ


O soluţie foarte interesantă de realizare a schimbului de căldură regenerativ se utilizează la frigiderele şi congelatoarele casnice. La acestea, ventilul de laminare este înlocuit cu un tub subţire (tubul capilar) având diametrul interior foarte mic, în jurul valorii de 0,1..0.2 mm. Căderea de presiune produsă prin laminare este fixă şi depinde de lungimea tubului. Tubul capilar este introdus în interiorul unui al doilea tub, cu diametru mai mare, vaporii reci circulând prin spaţiul dintre cele două tuburi. Se realizează în acest fel concomitent două procese: laminarea şi subrăcirea lichidului provenit din condensator (licenţa Thomson-Hauston). 5.2. IFV în două trepte de comprimare. În cazurile în care temperatura de vaporizare este relativ scăzută, sub -30 oC, şi raportul de comprimare depăşeşte valoarea de 6...8, este necesar ca procesul de comprimare să se desfăşoare în două trepte, cu răcirea agentului între acestea. Există o diversitate de scheme pentru instalaţiile frigorifice în două trepte, deosebindu-se între ele prin modul de răcire al vaporilor refulaţi din prima treaptă de comprimare, numărul de laminări ale agentului frigorific şi numărul de nivele de temperatură ce se realizează la consumatorii de frig. 5.2.1 IFV în două trepte cu două laminări, fără subrăcire. Schema de funcţionare a instalaţiei este prezentată în figura 5.13, iar ciclul termodinamic în figura 5.14. Debitul de lichid rezultat din condensator este laminat în ventilul de laminare IIVL (procesul 5-6) până la presiunea intermediară ip la care funcţionează butelia intermediară BI. După laminare, agentul frigorific sub formă de vapori saturaţi umezi, se amestecă cu lichidul saturat din butelie, având aceiaşi presiune şi temperatură. Dacă este nesară realizarea de frig la nivelul de temperatură intermediară, din butelie este alimentat vaporizatorul IIVp . Lichidul saturat din butelia intermediară este laminat în ventilul de laminare IVL până la presiunea de vaporizare

0p (procesul 7-8). Vaporii rezultaţi din vaporizatorul primei trepte IVp (procesul 8-1) şi comprimaţi în compresorul IC (procesul 1-2), se răcesc până la starea de saturaţie în butelia intermediară (procesul 2-3) cu ajutorul agentului de lucru introdus prin ventilul de laminare IIVL . Acesta se vaporizează (procesul 6-3) şi preia căldura de la vaporii

calzi refulaţi de compresorul primei trepte. Vaporii saturaţi uscaţi rezultaţi din aceste procese, la care se adaugă vaporii proveniţi din vaporizatorul treptei a doua, sunt

Fig. 5.13 Schema IFV în două trepte Fig. 5.14 Ciclul IFV în două trepte fără subrăcire fără subrăcire


comprimaţi in compresorul IIC (procesul 3-4) şi apoi condensaţi în condensatorul Cd (procesul 4-5). In prezentarea proceselor din instalaţie s-a neglijat supraîncălzirea vaporilor înainte de aspiraţia compresoarelor. Bilanţul termic al buteliei intermediare se exprimă:

3707063020 hmhmhmhmhmhm IIIIII ⋅+⋅+⋅=⋅+⋅+⋅ &&&&&& (5.35) Din această expresie, rezultă debitul m& [kg/s] al compresorului treptei a doua:

( ) ( )

63

730720

hhhhmhhm

m III

−−⋅+−⋅

=&&

& [kg/s] (5.36)

în care debitele Im0& şi IIm0& sunt determinate de puterile frigorifice IQ0& şi IIQ0

& cerute la cele două nivele de temperatură:

I

II q

Qm

0

00

&& = [kg/s] şi

II

IIII q

Qm

0

00

&& = [kg/s] (5.37)

Mărimile caracteristice ale instalaţiei sunt: - puterea frigorifică specifică la treapta I:

810 hhq I −= [kJ/kg] (5.38) - lucrul mecanic specific de comprimare la treapta I:

12 hhlI −= [kJ/kg] (5.39) - puterea frigorifică specifică la treapta II:

730 hhq II −= [kJ/kg] (5.40) - lucrul mecanic specific de comprimare la treapta I:

34 hhlII −= [kJ/kg] (5.41) - sarcina termică specifică a condensatorului:

54 hhqc −= [kJ/kg] (5.42) - puterea compresorului la treapta I:

III lmP ⋅= 0& [kW] (5.43) - puterea compresorului la treapta II:

IIII lmP ⋅= & [kW] (5.44) - puterea termică a condensatorului:

cc qmQ ⋅= & [kW] (5.45) - coeficientul de performanţă (eficienţa frigorifică):

III

IIIf PP

QQCOP

++

=ε= 00&&

(5.46)

Presiunea intermediară, la care funcţionează butelia intermediară este funcţie de modul în care funcţionează instalaţia: cu un singur nivel de temperatură sau cu două nivele de temperatură. În cazul funcţionării cu un singur nivel de temperatură It0 , nu există vaporizatorul IIVp şi evident: 0;0 00 == IIII mQ && . Presiunea intermediară rezultă din condiţia ca lucrul mecanic de comprimare să fie minim:

ci ppp ⋅= 0 [bar] (5.47) În cazul funcţionării cu două nivele de temperatură, presiunea intermediară este determinată de temperatura de vaporizare la treapta a doua IIt0 , fiind presiunea de saturaţie corespunzătoare acestei temperaturi:

( )IIsi tpp 0= [bar] (5.48)


5.2.2 IFV două trepte cu două laminări şicu subrăcire. Schema de funcţionare a instalaţiei este prezentată în figura 5.15, iar ciclul termodinamic în figura 5.16. Particularitatea schemei constă în faptul că o parte din debitul de lichid rezultat din condensator este laminat în ventilul de laminare IIVL (procesul 5-6) până la presiunea intermediară ip la care funcţionează butelia intermediară BI, iar restul circulă printr-o serpentină imersată în lichidul din aceasta aflat la stare se saturaţie. In serpentină, agentul lichid la stare de saturaţie rezultat din condensator, se subrăceşte, teoretic până la temperatura lichidului din butelie (procesul

5-9), după care este laminat în ventilul de laminare IVL până la presiunea de vaporizare (procesul 9-8). Vaporii rezultaţi din vaporizatorul primei trepte IVp (procesul 8-1) şi comprimaţi în compresorul IC (procesul 1-2), se răcesc până la starea de saturaţie în butelia intermediară (procesul 2-3) cu ajutorul agentului de lucru introdus prin ventilul de laminare IIVL . Acesta se vaporizează (procesul 7-3) şi preia căldura de la vaporii calzi refulaţi de compresorul primei trepte şi de la lichidul cald care circulă prin serpentina buteliei intermediare. Vaporii saturaţi uscaţi rezultaţi din aceste procese, la care se adaugă vaporii proveniţi din vaporizatorul treptei a doua, sunt comprimaţi in compresorul IIC (procesul 3-4) şi apoi condensaţi în condensatorul Cd (procesul 4-5). In prezentarea proceselor din instalaţie s-a neglijat supraîncălzirea vaporilor înainte de aspiraţia compresoarelor. Bilanţul termic al buteliei intermediare se exprimă:

( ) 3709050603020 hmhmhmhmhmmhmhm IIIIIIII ⋅+⋅+⋅=⋅+⋅−+⋅+⋅ &&&&&&&& (5.49) Din această expresie, ţinând cont că 79 hh = şi 65 hh = rezultă expresia debitului m& [kg/s] al compresorului treptei a doua:

( ) ( )

63

730720

hhhhmhhm

m III

−−⋅+−⋅

=&&

& [kg/s] (5.50)

în care debitele Im0& şi IIm0& sunt determinate de puterile frigorifice IQ0& şi IIQ0

& cerute la cele două nivele de temperatură:

I

II q

Qm

0

00

&& = [kg/s] şi

II

IIII q

Qm

0

00

&& = [kg/s] (5.51)

Fig.5.15 Schema IFV în două trepte cu subrăcire

Fig. 5.16 Ciclul IFV în două trepte cu subrăcire


Se constată că debitele de agent corespunzătoare celor două trepte de comprimare sunt identice cu cele din instalaţia fără subrăcire, ceea ce pune în evidenţă faptul că introducerea în schema instalaţiei a serpentinei de subrăcire nu afectează puterea compresoarelor, coeficientul de performanţă rămânând nemodificat. Avantajul instalaţiei cu subrăcire constă în faptul că ventilul de laminare IVL nefiind alimentat cu lichid saturat, aşa cum se întâmplă la instalaţia fără subrăcire, se evită vaporizarea agentului în amontele său ca urmare a schimbului de căldură cu mediul ambiant. Mărimile caracteristice ale instalaţiei sunt aceleaşi ca şi în cazul instalaţiei fără subrăcire, date de relaţiile (5.38)...(5.46). Şi în acest caz presiunea intermediară, la care funcţionează butelia intermediară este funcţie de modul în care funcţionează instalaţia: cu un singur nivel de temperatură sau cu două nivele de temperatură. În cazul funcţionării cu un singur nivel de temperatură presiunea intermediară rezultă din condiţia ca lucrul mecanic de comprimare să fie minim, iar în cazul în care există al doilea vaporizator, presiunea intermediară este determinată de temperatura cerută de consumatorul de frig.

Compresoare frigorifice cu piston 48

6. COMPRESOARE FRIGORIFICE CU PISTON

Compresorul reprezintă acea componentă a instalaţiei frigorifice care aspiră agentul frigorific în stare de vapori provenit din vaporizator şi îi ridică presiunea, refulându-l în condensator. Cel mai utilizat tip de maşină compresoare este compresorul cu piston în mişcare rectilinie - alternativă care face parte din aşa numita categorie a compresoarelor volumice, deoarece creşterea presiunii se realizează prin micşorarea volumului agentului de lucru.

Fig. 6.1 Compresor deschis Fig. 6.2 Compresor semiermetic

Fig. 6.3 Compresor capsulat. Compresoarele cu piston pot fi clasificate după mai multe criterii.

a) După tipul constructiv compresoarele cu piston pot fi: - Compresoare deschise (figura 6.1) la care arborele iese în exteriorul carcasei şi

care se pot cupla, direct sau prin transmisie cu curele, cu motoare separate, de tip electric sau termic si pot vehicula orice tip de agent frigorific. In general sunt utilizate pentru puteri frigorifice medii si mari.


49

- Compresoare semiermetice (figura 6.2) care sunt cuplate direct la un motor electric, situat în aceiaşi carcasă demontabilă. Nu pot vehicula decât freoni deoarece agentul frigorific se supraîncălzeşte puternic fiind aspirat prin carcasă şi răcind motorul electric. Se utilizează pentru puteri medii.

- Compresoare ermetice sau capsulate (figura 6.3) care se aseamănă cu cele semiermetice, dar sunt închise împreună cu motorul într-o carcasă etanşă nedemontabilă (sudată). Deoarece şi acestea sunt răcite cu vapori de agent, nu pot vehicula decât freoni. Se utilizează pentru puteri mici si medii.

b) După modul de răcire, compresoarele cu piston utilizate în instalaţiile frigorifice

pot fi: - cu răcire cu aer; - cu răcire cu apă; - cu răcire cu vapori de agent.

c) După numărul de trepte, compresoarele cu piston utilizate în instalaţiile

frigorifice pot fi: - cu o singură treaptă de comprimare; - cu două trepte de comprimare.

6.1 Pricipiul constructiv. Schema constructivă a unui compresor într-o singură treaptă este prezentată în

fig.6.4a, iar a unui compresor în două trepte în fig. 6.4b.

Fig.6.4 Schema constructivă a unui compresor. a - compresor într-o singură treaptă; b – compresor în două trepte

1-piston; 2-segmenţi de etanşare; 3-bolţul (axul) pistonului; 4-bielă; 5-arbore cotit; 6-chiu-lasă; 7-cilindru; 8-carter; 9-galerie de aspiraţie; 10-supapă de aspiraţie; 11-galerie de refu-

lare; 12-supapa de refulare; 13-răcitor intermediar

a) b)


Prin intermediul mecanismului bielă-manivelă format din cotul arborelui, bielă şi piston, mişcarea de rotaţie a arborelui este transformată în mişcare rectilinie-alternativă a pistonului în interiorul cilindrului. Deplasarea pistonului are loc între două limite, care se numesc puncte moarte. În aceste puncte se inversează sensul mişcării şi viteza momentană a pistonului este zero. Punctul mort din apropierea chiulasei se numeşte punct mort interior (PMI), iar cel depărtat de chiulasă punct mort exterior (PME). Volumul cuprins în interiorul cilindrului între aceste puncte moarte se numeşte cilindree şi este dat de relaţia:

sDVs ⋅⋅π

=4

2

[m3] (6.1)

în care D este diametrul cilindrului iar s cursa pistonului. Când pistonul se află în poziţia cea mai apropiată de chiulasă, corespunzătoare

punctului mort interior (PMI), între capul acestuia şi pereţii maşinii mai rămâne un mic spaţiu care se numeşte volum vătămător sau spaţiu mort ( 0V ). El apare in primul rând datorită modului de construcţie şi montare al supapelor, dar şi datorită jocului funcţional care există între suprafaţa pistonului şi chiulasă. Pentru maşinile compresoare, ideal ar fi ca acest spaţiu să nu existe (ceea ce este imposibil) şi de aceea soluţiile constructive au în vedere reducerea sa la minimum. Mărimea volumului vătămător se precizează prin intermediul coeficientului volumului vătămător:

sV

V00 =ε (6.2)

La construcţiile actuale de compresoare, volumul vătămător reprezintă ca mărime, 3…8 % din cilindree ( 08,0...03,00 =ε ).

La compresoarele în mai multe trepte, între treptele de comprimare se introduc răcitoare cu ajutorul cărora gazul comprimat este răcit până aproape de temperatura mediului ambiant. Răcirea se poate face cu apă sau cu aer. În figura 6.5 sunt prezentate unele dintre piesele unui compresor frigorific de mărime medie.

Fig. 6.5 Elemente constructive ale compresorului cu piston

1-bielă; 2-supapă de aspiraţie; 3,4-pistoane; 5-placă cu supape; 6-cilindru; 7-arbore.


51

Un rol important în funcţionarea maşinii îl au supapele, care sunt supape cu arc ce se deschid şi se închid automat, ca urmare a forţelor de presiune care se exercită asupra lor. În figura 6.5 este prezentată placa cu supape a unui compresor frigorific semiermetic. Supapele propriu-zise sunt nişte lamele elastice care obturează orificiile de trecere ale agentului de lucru. Supapele de aspiraţie sunt aşezate pe partea dinspre cilindri a plăcii, iar supapele de refulare pe partea opusă. La compresoarele mari, supapele au forma unor inele sau a unor discuri, principiul constructiv al acestor supape fiind prezentat în figura 6.6.

a) b)

Fig.6.6 Principiul constructiv al supapelor cu inele (a) sau discuri de etanşare (b). 1-scaunul supapei; 2-inel de etanşare; 3-arc spiral; 4-limitator de cursă.

Scaunul supapei cu inele de etanşare (fig.6.6a) are formă circulară şi prezintă mai multe orificii sau canale dispuse pe câteva cercuri concentrice. Peste fiecare rând de orificii se aşează câte un inel care este ţinut apăsat pe scaun cu ajutorul unor arcuri spirale. In alte cazuri, în special la supapele mici, organul de etanşare este un disc, ştanţat din tablă de oţel (fig.6.6b), care prezintă două porţiuni ambutisate formând două arcuri lamelare.

6.2. Principiul de funcţionare In figura 6.7 este prezentată variaţia presiunii în interiorul cilindrului, în raport cu

volumul momentan creat de piston în mişcarea sa. Când pistonul începe să se deplaseze de la PME către PMI, supapa de aspiraţie se închide imediat, automat, ca urmare a tendinţei de creştere a presiunii (punctul ISA) şi gazul din cilindru este comprimat. Când presiunea sa depăşeşte presiunea din galeria de refulare rp , se deschide supapa de refulare (punctul DSR) şi gazul cu presiune ridicată este evacuat în exterior. Acest proces are loc până când pistonul ajunge la capătul cursei, în PMI. Inversarea sensului mişcării, de la PMI către PME, determină închiderea automată a supapei de refulare (punctul ISR). Cantitatea mică de gaz care rămâne închisă în volumul vătămător, la presiunea ridicată rp nu permite deschiderea supapei de aspiraţie. Este necesar ca pistonul să se deplaseze pe o porţiune a cursei, astfel ca mărirea de volum produsă să creeze o depresiune în cilindru faţă de presiunea ap din galeria de Fig. 6.7 Diagrama de funcţionare


aspiraţie, determinând în felul acesta deschiderea supapei de aspiraţie (punctul DSA). Din acest moment, se aspiră gaz în interiorul cilindrului, până când pistonul ajunge în PME, la capătul cursei. Se poate observa că o diagrama de funcţionare se realizează la 2 curse ale pistonului, adică la o rotaţie a arborelui maşinii. Gazul rămas în volumul vătămător determină întârzierea la deschidere a supapei de aspiraţie şi ca urmare, volumul aspirat (Va) este întotdeauna mai mic decât cilindreea maşinii. Se defineşte coficientul de umplere al cilindrului ca raport între volumul efectiv aspirat şi cilindree:

s

a

VV

=λ (6.3)

În scopul utilizării eficiente a cilindrilor maşinii, nu se acceptă un grad de umplere mai mic decât 0,7. Uzual, gradul de umplere are valori în intervalul λ = 0,7 …0,85. 6.3. Diagrama teoretică (compresorul tehnic) Pentru studiul teoretic al proceselor care au loc în compresoarele cu piston se formulează următoarele ipoteze simplificatoare:

- Se neglijează variaţiile presiunii în timpul aspiraţiei şi refulării şi se consideră că aceste procese se desfăşoară la presiune constantă, cu luarea în consideraţie a pierderilor de presiune, provocate de procesul de laminare în timpul curgerii prin supape.

- Se neglijează schimbul de căldură dintre agentul de lucru şi galeriile maşinii în timpul aspiraţiei şi refulării, considerându-se că aceste procese au loc fără modificarea temperaturii.

- Procesul de comprimare, precum şi cel de destindere a gazului rezidual rămas în volumul vătămător, se consideră procese politropice care se desfăşoară cu acelaşi exponent n în ambele cazuri.

- Se consideră că nu există pierderi prin neetanşeităţi, schimbul de masă cu exteriorul efectuâdu-se numai prin intermediul supapelor.

- Se consideră că agentul de lucru se comportă ca un gaz perfect. În baza acestor ipoteze, diagrama reală de funcţionare din figura 6.7 se înlocuieşte cu o diagramă teoretică, prezentată în figura 6.8. Pierderile de presiune la aspiraţie şi refulare se consideră:

- Pentru compresoare de amoniac

07,0...05,0

05,0...03,0

=∆

=ψ

=∆

=ψ

r

rr

a

aa

pppp

- Pentru compresoare de freon

15,0...1,0

1,0...05,0

=∆

=ψ

=∆

=ψ

r

rr

a

aa

pppp

Exponentul politropic n din ecuaţia constVp n =⋅ cu care se efectuează

procesele de comprimare (1-2) şi destindere ( 3-4) are valori în domeniul

3,1...2,1=n pentru amoniac şi 16,1...08,1=n pentru freoni.

Fig. 6.8 Diagrama teoretică


53

6.4. Coeficientul de umplere al cilindrului. Din diagrama teoretică din figura 6.8 se poate observa că volumul maxim din interiorul cilindrului, care se realizează atunci când pistonul se află in PMI, se poate exprima sub forma:

as VVVVV +=+= 40max (6.4) Dacă relaţia (6.4) se împarte cu cilindreea sV şi se ţine seama de relaţiile (6.2) şi (6.3) se obţine:

sV

V401 −ε+=λ (6.5)

Volumul cilindrului corespunzător punctului 4, din diagrama din figura 6.8, se poate exprima din ecuaţia transformării politropice 3-4:

n

a

r

a

rn

aa

rrn

a

r

ppV

ppppV

ppVV

1

0

1

0

1

34 11

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ψ−ψ+

⋅⋅=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛∆−∆+

⋅=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛′′

⋅= (6.6)

Definind coeficientul de laminare în supape prin expresia:

a

r

ψ−ψ+

=σ11 (6.7)

relaţia (6.6) se poate pune sub forma:

n

a

r

ppVV

1

04 ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅σ⋅= (6.8)

Introducând această relaţie în relaţia (6.5) se obţine expresia coeficientului de umplere al cilindrului:

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅σ⋅ε−=λ 11

1

0

n

a

r

pp (6.9)

Analizând relaţia (6.9) se constată că gradul de umplere al cilindrului se

micşorează odată cu creşterea raportului de comprimare a

r

pp şi de asemenea cu

creşterea coeficientului volumului vătămător 0ε . Dacă se închide conducta de refulare a compresorului, presiunea agentului de lucru va creşte continuu, determinând mărirea raportului de comprimare şi micşorarea coeficientului de umplere al cilindrului. Pe măsură ce creşte raportul de comprimare, supapa de aspiraţie se deschide cu întârziere din ce în ce mai mare, determinând micşorarea volumului aspirat, până când acesta şi respectiv coeficientul de umplere al cilindrului devin zero ( 0;0 =λ=aV ). In această situaţie, supapele maşinii nu se mai pot deschide, prin deplasarea pistonului între cele două puncte moarte agentul existent în cilindru fiind doar comprimat şi destins succesiv. Dacă în relaţia (6.9) se pune condiţia 0=λ , rezultă presiunea maximă care se realizează în conducta de refulare dacă aceasta se închide, compresorul continuând să funcţioneze:

n

ar pp ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ε

+⋅σ⋅=

0max

111 (6.10)


Pentru valori uzuale ale mărimilor 0, εσ şi n rezultă ( ) ar pp ⋅= 70...60max , o astfel de creştere a presiunii depăşind limita de rezistenţă a maşinii. De aceea, pentru a se evita distrugerea compresorului, în mod obligatoriu se montează pe conducta de refulare un presostat. Acesta, la atingerea unei presiuni limită, fie opreşte compresorul, fie comandă deschiderea unui ventil care, prin realizarea unui "by-pass" între conducta de refulare şi aspiraţie, nu mai permite creşterea presiunii. 6.5. Debitul compresorului cu piston, lucrul mecanic şi puterea. La fiecare rotaţie a arborelui, în interiorul fiecărui cilindru se aspiră volumul de agent:

sa VV ⋅λ= [m3/cil·rot] (6.11) Dacă maşina compresoare are un număr i de cilindri şi funcţionează cu turaţia

rn [rot/min], debitul volumic aspirat are expresia:

rsraa nVinViV ⋅⋅λ⋅=⋅⋅=& [m3/min] (6.12) Debitul masic de agent este funcţie de starea agentului la aspiraţia compresorului :

a

rs

a

a

vnVi

vV

m⋅⋅⋅λ⋅

=⋅

=6060

&& [kg/s] (6.13)

în care av [m3/kg] este volumul specific al agentului de lucru. Dacă debitul masic este impus, el rezultând din necesitatea preluării unui anumit flux de căldură în vaporizatorul instalaţiei frigorifice:

0

0

qQ

m&

& = [kg/s] (6.14)

cilindreea necesară compresorului rezultă din relaţia (6.13):

r

as ni

vmV

⋅λ⋅⋅⋅

=&60

[m3/cil] (6.15)

Exprimând cilindreea sub forma:

Ψ⋅⋅π

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⋅

⋅π=⋅

⋅π=

444

332 DDsDsDVs (6.16)

rezultă diametrul cilindrilor şi cursa pistoanelor:

34

Ψ⋅π⋅

= sVD [m] şi Ds ⋅Ψ= [m] (6.17)

Raportul dintre cursa pistonului şi diametrul cilindrului Ds

=Ψ are în mod

uzual valori în intervalul 1...8,0=Ψ . Din motive de echilibrare a arborelui cotit, se recomandă ca numărul de cilindri i să fie par. Turaţia de funcţionare se alege 3000 rot/min pentru compresoarele capsulate mici, 1500 rot/min pentru compresoarele capsulate mari şi compresoarele semiermetice şi 500...750 rot/min pentru compresoarele mari deschise. Din punct de vedere termodinamic, compresorul este un sistem deschis şi ca urmare, lucrul mecanic specific necesar pentru antrenare se va exprima:

∫ ⋅−=r

a

pvl d [J/kg] (6.18)


55

Neglijând schimbul de căldură efectuat cu exteriorul, procesul de comprimare poate fi considerat adiabatic ( 0=δq ) şi din expresia matematică a primului principiu al termodinamicii rezultă:

hpv dd =⋅ (6.19) Din relaţiile (6.18) şi (6.19), rezultă pentru lucrul mecanic specific de comprimare expresia:

ar hhl −= [J/kg] (6.20) în care ra hh , reprezintă entalpiile agentului de lucru la aspiraţia, respectiv refularea compresorului. Puterea teoretică necesară acţionării compresorului se exprimă sub forma:

310−⋅⋅= lmP & [kW] (6.21) iar cea efectivă:

310−⋅η⋅η⋅η

⋅=

η⋅η⋅η=

emtrmemtrme

lmPP&

[kW] (6.22)

în care mη este randamentul mecanic al maşinii compresoare, trη este randamentul transmisiei motor-compresor, iar emη este randamentul electromecanic al motorului electric de antrenare. 6.6. Alegerea compresoarelor. Alegerea tipului de compresor se face în funcţie de datele rezultate din calculul ciclului termodinamic al instalaţiei frigorifice şi de datele constructive prezentate în cataloagele fabricanţilor de compresoare. Există mai multe metode de alegere a compresoarelor: a) Din calculul ciclului termodinamic al instalaţiei frigorifice rezultă debitul de vapori la aspiraţia compresorului:

aa vmV 060 && = [m3/min] (6.23) în care 0m& [kg/s] este debitul de agent frigorific din instalaţie, iar av [m3/kg] este volumul specific al agentului la aspiraţia compresorului. Din catalogul fabricantului se cunosc: diametrul cilindrilor D, cursa pistoanelor s şi turaţia de funcţionare nr. Din relaţia (6.12) care exprimă debitul compresorului rezultă numărul de cilindri necesar:

rs

a

rs

a

nVvm

nVV

iλ

=λ

= 060 && (6.24)

în care sV [m3/cil] este cilindreea, exprimată prin relaţia (6.1). Pe baza catalogului producătorului se consideră mai multe variante referitoare la diametrul cilindrilor şi cursa pistoanelor, astfel ca numărul de cilindri rezultat din calcul să coincidă cu numărul de cilindri ai unui compresor din catalog. Dacă numărul de cilindri este mai mare, se consideră mai multe compresoare, identice sau nu, care să lucreze în paralel şi care să realizeze un debit care să satisfacă relaţiile (6.23) şi (6.24). b) În unele cazuri nu sunt disponibile informaţiile referitoare la dimensiunile constructive ale compresoarelor, ci numai puterea frigorifică în condiţii de referinţă

rQ0 [kW] a compresorului. Această putere frigorifică corespunde funcţionării compresorului într-o instalaţie la care temperaturile de vaporizare şi condensare au anumite valori ( de exemplu, temperatura de vaporizare este 250 −=rt oC, iar


temperatura de condensare este 35=crt oC), precizate de o serie de standarde (ISO, ASHRE, etc.). Deoarece condiţiile de lucru ale instalaţiei frigorifice pentru care trebuie ales compresorul diferă de cele de referinţă este necesară recalcularea puterii frigorifice corespunzător condiţiilor reale de lucru. In condiţiile de referinţă, compresorul realizează puterea frigorifică:

rar

rsrrrr q

vnV

qmQ 000 60λ

== & (6.25)

iar în condiţii reale puterea frigorifică:

faf

rsffff q

vnV

qmQ 000 60λ

== & (6.26)

Din cele două relaţii rezultă imediat:

r

f

af

ar

r

frf q

qvv

QQ0

000 λ

λ= [kW] (6.27)

în care: rf QQ 00 , [kW] este puterea frigorifică în condiţii de funcţionare şi respectiv de referinţă, rf λλ , - coeficientul de debit în condiţii de funcţionare şi respectiv de referinţă, araf vv , [m3/kg] - volumul specific la aspiraţie în condiţii de funcţionare şi respectiv de referinţă, rf qq 00 , [kJ/kg] - puterea frigorifică specifică în condiţii de funcţionare şi respectiv de referinţă. Puterea frigorifică recalculată cu relaţia (6.27) trebuie să acopere puterea frigorifică 0Q a instalaţiei:

fQNQ 00 = (6.28) în care N este numărul de compresoare. Se consideră mai multe variante, alegându-se din catalogul producătorului mai multe tipuri diferite de compresoare, astfel ca relaţia (6.28) să fie satisfăcută.


57

7. SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ UTILIZATE ÎN

INSTALAŢIILE FRIGORIFICE.

Schimbătoarele de căldură sunt aparate termice în interiorul cărora are loc transferul de căldură între două fluide. Fluidul cu temperatură mai ridicată, care cedează căldura se numeşte fluid primar sau agent primar, iar fluidul cu temperatură mai coborâtă, care primeşte căldura se numeşte fluid secundar sau agent secundar. 7.1. Clasificare În funcţie de modul în care se schimbă căldura între cele două fluide, schimbătoarele de căldură pot fi:

- schimbătoare de căldură prin suprafaţă la care fluidele sunt separate de pereţi plani (plăci) sau cilindrici (ţevi). Suprafaţa care desparte cele două fluide şi prin care se transmite căldura se numeşte suprafaţă de schimb de căldură;

- schimbătoare de căldură prin amestec la care schimbul de căldură se efectuează prin amestecarea fluidelor.

În funcţie de modul în care se modifică sau nu starea de agregare a fluidelor, aparatele schimbătoare de căldură pot fi:

- schimbătoare de căldură cu schimbarea stării de agregare la care unul dintre fluide se poate vaporiza (vaporizatoare) sau se poate condensa (condensatoare);

- schimbătoare de căldură fără schimbarea stării de agregare. Cele mai utilizate aparate sunt aparatele schimbătoare de căldură prin suprafaţă, care

se prezintă într-o mare varietate constructivă şi pot fi clasificate în raport cu următoarele criterii:

a) După construcţie: - aparate elementare (fig.7.1), formate din două ţevi concentrice la care unul dintre

fluide (de obicei cei primar) curge la interiorul ţevii centrale, iar celălalt prin spaţiul inelar dintre cele două ţevi;

Fig. 7.1 Schimbător de căldură elementar

a - cu un singur element; b – cu mai multe elemente aşezate în serie (aparat secţional)

Schimbătoare de căldură 58

- aparate cu plăci (fig.7.2), formate dintr-un pachet de plăci plane, fluidele curgând

alternativ prin spaţiile dintre plăci;

- aparate cu ţevi în manta (fig.7.3), formate dintr-o manta cilindrică, în care se introduc unul sau mai multe fascicule formate din ţevi paralele, prinse la capetele aparatului între două plăci tubulare acoperite de capace; mantaua şi capacele sunt prevăzute cu racorduri pentru intrarea şi ieşirea fluidelor;

a) b)

Fig. 7.3 Schimbătoare de căldură cu ţevi în manta a – aparat multitubular cu şicane transversale în contracurent;

b – aparat multitubular în echicurent

- aparate de altă construcţie la care soluţia constructivă este determinată de domeniul de utilizare specific (de ex. schimbătoare de căldură atmosferice cu ţevi cu aripioare, corpuri şi registre de încălzire, serpentine îngropate în pardoseală, pereţi sau sol, etc.).

b) După sensul de circulaţie al fluidelor: - aparate în echicurent la care cele două fluide se deplasează în aceiaşi direcţie şi în

acelaşi sens de-a lungul suprafeţei de schimb de căldură (fig. 7.3–b); - aparate în contracurent la care fluidele se deplasează în acelaşi sens, dar în direcţii

contrare de-a lungul suprafeţei de schimb de căldură (fig. 7.3–a); - aparate în curent încrucişat la care cele două fluide curg perpendicular unul pe

celălalt (fig. 7.4–b); - aparate în curent mixt la care în unele porţiuni apare curgere în echicurent sau

contra curent, iar în alte porţiuni curgere în curent încrucişat.

Fig.7.2. Aparat schimbător de căldură cu plăci.


59

c) După numărul de treceri: - aparate cu o singură trecere la care ambele fluide parcurg o singură dată lungimea

aparatului; - aparate cu mai multe treceri la care cel puţin unul dintre fluide se deplasează

astfel încât îşi modifică sensul de curgere şi parcurge de mai multe ori lungimea aparatului (fig.7.4-a).

a) b)

Fig. 7.4 Schimbătoare de căldură multitubulare a - schimbător de căldură în construcţie elastică, cu două treceri; b – schimbător de căldură în curent

încrucişat

d) După rigiditatea construcţiei: - aparate rigide care nu permit dilatarea liberă a suprafeţei de schimb de căldură; - aparate în construcţie elastică care permit dilatarea liberă a suprafeţei de schimb

de căldură (fig. 7.4-a). 7.2. Calculul termic al aparatelor schimbătoare de căldură prin suprafaţă. Calculul termic are ca scop stabilirea mărimii suprafeţei de schimb de căldură pentru a permite transferarea unui flux de căldură impus, în condiţiile in care agenţii de lucru au anumiţi parametri şi cuprinde câteva etape: a) Stabilirea ecuaţiei de bilanţ termic. Ecuaţia de bilanţ termic exprimă egalitatea dintre fluxul de căldură cedat de agentul primar şi cel primit de către agentul secundar, precizând pe de o parte fluxul de căldură transmis între cele două fluide, iar pe de altă parte regimul de temperaturi şi debite al aparatului. Datorită pierderilor de căldură în mediul ambiant, fluxul de căldură preluat de agentul termic secundar este mai mic decât cel cedat de agentul primar ( 12 QQ && < ) astfel că ecuaţia de bilanţ termic se scrie

21 QQQ &&& =⋅η= [W] (7.1) în care η este randamentul aparatului, având în mod obişnuit valori în domeniul

.98,0...95,0=η Explicitând fluxurile de căldură, ecuaţia de bilanţ termic capătă forma: - pentru schimbătoarele de căldură regenerative lichid – vapori reci:

( ) ( )22221111 ttcmttcmQ p ′−′′⋅⋅=′′−′⋅⋅⋅η= &&& [W] (7.2.a) în care: - 21 , mm && [kg/s] reprezintă debitele masice ale celor două fluide;


- 21 , pcc [J/kg·K] reprezintă căldura specifică a lichidului, respectiv căldura specifică la presiune constantă a vaporilor;

- 11 , tt ′′′ [oC] reprezintă temperaturile de intrare, respectiv ieşire ale lichidului (agentul primar);

- 22 , tt ′′′ [oC] reprezintă temperaturile de intrare, respectiv ieşire ale vaporilor reci (agentul secundar);

- pentru vaporizatoare:

( ) 001111 qmttcmQ ⋅=′′−′⋅⋅⋅η= &&& [W] (7.2.b) în care: - 1m& [kg/s] reprezintă debitul masic al fluidului răcit; - 0m& [kg/s] reprezintă debitul masic al agentului frigorific în vaporizator; - 1c [J/kg·K] reprezintă căldura specifică a mediului răcit - 11 , tt ′′′ [oC] reprezintă temperaturile de intrare, respectiv ieşire ale fluidului răcit (agentul

primar); - 0q [J/kg·K] reprezintă puterea frigorifică specifică a agentului frigorific (agentul

secundar); - pentru condensatoare:

( )2222 ttcmqmQ cc ′−′′⋅⋅=⋅⋅η= &&& [W] (7.2.c) în care: - 2m& [kg/s] reprezintă debitul masic al fluidului de răcire; - cm& [kg/s] reprezintă debitul masic al agentului frigorific în condensator; - 2c [J/kg·K] reprezintă căldura specifică a mediului de răcire; - 22 , tt ′′′ [oC] reprezintă temperaturile de intrare, respectiv ieşire ale fluidului de răcire

(agentul secundar); - cq [J/kg·K] reprezintă sarcina termică specifică a agentului frigorific care condensează

(agentul secundar);

Ecuaţia de bilanţ termic precizează pe de o parte fluxul de căldură transmis între cele două fluide, iar pe de altă parte regimul de temperaturi şi debite al aparatului. b) Stabilirea variaţiei temperaturilor şi a diferenţei medii de temperatură. De-a lungul suprafeţei de schimb de căldură temperaturile celor doi agenţi variază continuu, temperatura agentului primar micşorându-se, iar temperatura agentului secundar crescând. Modul de variaţie al temperaturilor agenţilor, precum şi variaţia diferenţei de temperatură dintre ei depinde de construcţia aparatului şi de schema de curgere prin aparat. În figurile 7.5 şi 7.6 este prezentată variaţia temperaturilor de-a lungul suprafeţei de schimb de căldura pentru aparatul elementar în echicurent şi respectiv în contracurent în care fluidele nu-şi schimbă starea de agregare (schimbătoare de căldură regenerative lichid – vapori reci).

În cazul aparatelor în echicurent, diferenţa de temperatură dintre cei doi agenţi scade de la intrare către ieşire. La intrare în aparat diferenţa de temperatură este maximă, iar la ieşire minimă:

21max tttti ′−′== ∆∆ şi 21min tttte ′′−′′== ∆∆ (7.3)


61

În cazul aparatelor în contracurent, în funcţie de debite şi de valoarea căldurilor specifice, diferenţa de temperatură dintre cei doi agenţi poate să crească sau să scadă în raport cu sensul de curgere al agentului primar. Reprezentarea grafică a modului de variaţie al temperaturilor celor două fluide permite identificarea diferenţelor de temperatură la capetele aparatului şi stabilirea diferenţelor de temperatură maxt∆ şi mint∆ . Se demonstrează că pentru aparatul elementar, indiferent care este schema de circulaţie, diferenţa medie de temperatură dintre cele două fluide este dată de expresia:

min

max

minmax

lntt

ttt elm

∆∆

∆−∆=∆ (7.10)

Pentru celelalte tipuri de aparate (cu ţevi în manta, cu plăci, în curent încrucişat, etc.), această expresie nu este exactă. În cazul acesta, diferenţa medie de temperatură se calculează aplicând un factor de corecţie relaţiei (7.10), în care maxt∆ şi mint∆ corespund circulaţiei în contracurent:

elmm tt ∆⋅ε=∆ (7.11) Valorile factorului de corecţie ε depind de construcţia aparatului şi schema de

circulaţie şi se găsesc în literatura de specialitate sub forma unor diagrame. În cazul vaporizatoarelor temperatura agentului care vaporizează este constantă 0t iar a mediului răcit scade (fig.7.7 a). Ca urmare:

01max ttt −′=∆ şi 01min ttt −′′=∆ (7.12) În cazul condensatoarelor, temperatura agentului frigorific care este sub formă de vapori supraîncălziţi mai întâi scade până la temperatura de condensare, după care rămâne constantă până când se termină procesul de condensare (fig. 7.7 b). Deoarece căldura cedată de vapori prin răcire până la temperatura de condensare este foarte mică, acest proces de răcire se neglijează şi se considera că întreaga cantitate de căldură cedata în condensator se realizează la temperatură constantă, temperatura de condensare ct . Ca urmare:

2max ttt c ′−=∆ şi 2min ttt c ′′−=∆ (7.13)

Fig.7.5 Variaţia temperaturilor în aparatul elementar în echicurent

Fig. 7.6 Variaţia temperaturilor în aparatul elementar în contracurent


a) b)

Fig 7.7. Diagrama de variaţie a temperaturilor. a-la un vaporizator; b-la un condensator.

Pentru vaporizatoare şi condensatoare se poate utiliza cu suficientă precizie formula logaritmică (7.10) pentru determinarea diferenţei medii de temperatură.

c) Calculul coeficientul global de transfer de căldură. Coeficientul global de transfer de căldură se calculează cu relaţiile:

21

111

α+

λ

δ+

α

=

p

pk [W/m2·K] (7.14)

în cazul aparatelor cu plăci plane, şi

2extint

ext

1int

1ln2

111

απ+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛πλ

+απ

=

ddd

d

k

p

l [W/m·K] (7.15)

în cazul aparatelor cu ţevi în manta. În cazul aparatelor cu ţevi cu aripioare, răcitoare de aer sau condensatoare răcite cu aer, coeficientul global de transfer de căldură raportat la suprafaţa interioară, nenervurată a ţevilor se poate calcula cu relaţia:

extint

111

α⋅η⋅ϕ+

λ

δ+

α

=

nnp

pk [W/m2·K] (7.16)

în care: φn este coeficientul de nervurare, iar ηn randamentul nervurii. Coeficientul de nervurare reprezintă raportul dintre aria totală a suprafeţei exterioare nervurate, Aext şi aria ţevilor lise la interior Aint :

int

ext

AA

n =ϕ (7.17)

având valori uzuale φn = 14…18. Randamentul nervurii ţine seama că nervura nu are aceiaşi temperatură de la bază până la vârf (nu este izotermică) şi are valori uzuale ηn = 0,92…0,98. Coeficienţii de convecţie α1 şi α2 respectiv αint şi αext, se calculează pe baza ecuaţiilor care corespund tipului de curgere (la interiorul ţevilor, la exteriorul ţevilor, printre plăci, etc.) sau se consideră valori din literatură, tipice pentru aparatul respectiv.

1t ′

1t ′′

2t ′

2t ′′ maxt∆

mint∆

maxt∆ t0

tc

t2

A

mint∆

A


63

d) Dimensionarea aparatului. În cazul aparatelor cu plăci, mărimea suprafeţei de schimb de căldură se calculează cu relaţia:

mtk

QA∆⋅

=&

[m2] (7.18)

iar în cazul aparatelor cu ţevi în manta, lungimea aparatului rezultă din relaţia:

ml tkznQL

∆⋅⋅⋅=

& [m] (7.19)

în care n este numărul de ţevi dintr-un fascicul, iar z este numărul de treceri ale aparatului (numărul de fascicule conectate în serie, introduse în interiorul aparatului). Pentru aparatele cu ţevi cu aripioare, suprafaţa interioară a ţevilor rezultă din relaţia:

mtk

QA∆⋅

=&

int [m2] (7.20)

iar lungimea totală a ţevilor este:

mtdkQ

dA

L∆⋅⋅π⋅

=⋅π

=intint

int&

[m] (7.21)

instalatii frig orifice si de climatizare

Documents