CURS - INSTALATII FRIGORIFICE

CUPRINS

1. NOTIUNI INTRODUCTIVE ............................................................21.1. PROCEDEE DE PRODUCERE A FRIGULUI ARTIFICIAL..........1.2. PROCEDEE DE RĂCIRE ÎN CIRCUIT DESCHIS..........................1.3. AGENŢI FRIGORIFICI ŞI PURTĂTORI DE CĂLDURĂ ..............2. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRIMARE MECANICĂ DE VAPORI (I.F.C.M.V.)...........................................112.1. INSTALAŢIA INTR-O TREAPTĂ, CU SUBRACITOR DE

TIP RECUPERATIV..................................................................................

2.2. INSTALAŢIA ÎNTR-O TREAPTĂ, CU SUBRĂCITOR DE TIP REGENERATIV..................................................................................

2.3. NECESITATEA UTILIZĂRII INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE

CU DOUĂ TREPTE DE COMPRIMARE.......................................

2.4. INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU DOUĂ LAMINĂRI ŞI RĂCIRE INTERMEDIARĂ COMPLETĂ, PENTRU AMONIAC....................

3. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU

1

ABSORBŢIE................................27 3.1. DIAGRAMA ENTALPIE - CONCENTRAŢIE (h - x) ...................... 3.2. INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU ABSORBŢIE ÎNTR-O TREAPTĂ, CU SOLUŢIE HIDROAMONIACALĂ.......................... 3.3. INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU ABSORBŢIE CU GAZ DE COMPENSARE.............................................................. 4. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU EJECŢIE……………………….. 41 4.1. CONSIDERAŢII GENERALE............................................................. 4.2. PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE A INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE CU EJECŢIE .............................................................. 4.3. PROCESUL TEORETIC. CALCULUL TERMIC............................... 4.4. DETERMINAREA CONSUMULUI REAL DE ABUR DE LUCRU ......................................................................................... 4.5 MENTINEREA VIDULUI IN INSTALATIE ……………………….

2

NOTIUNI INTRODUCTIVE

1.1. PROCEDEE DE PRODUCERE A FRIGULUI ARTIFICIAL

Frigul artificial este produs în scopul scăderii şi a menţinerii temperaturii unui corp, sau sistem de corpuri, sub temperatura mediului înconjurător, reprezentat prin apă, aer şi pământ.

Procedeele care stau la baza realizării temperaturilor scăzute pot fi împărţite în două mari categorii: procedee care folosesc agent frigorific şi procedee fără agent frigorific. Cele cu agent frigorific se bazează pe procese termice, iar cele fără agent utilizează fenomene termoelectrice, termomagnetice şi termomagnetoelectrice şi, nefiind utilizate în climatizare sau în industria alimentară, nu vor fi tratate în această lucrare.

Procedeele care folosesc agent frigorific pot fi:

- în circuit deschis (prin utilizarea gheţii, a amestecurilor refrigerente, a agenţilor crigorifici sau eriogenici, prin evaporarea apei sau a altor lichide) şi

- în circuit închis, când agentul parcurge componentele sistemului închis şi suferă o serie de transformări termodinamice ce formează un ciclu frigorific.

Procedeele în circuit închis sunt realizate cu ajutorul unor instalaţii frigorifice care sunt formate din maşini, aparate de schimb de căldură, recipienţi, aparate de măsură şi control, elemente de automatizare etc.

Asemenea instalaţii se bazează pe vaporizarea unor lichide la saturaţie, denumite agenţi frigorifici şi pot utiliza comprimarea mecanică de vapori (I.F.C.M.V.), comprimarea vaporilor cu

3

ajutorul ejectoarelor (I.F.cu ejecţie), sau comprimarea de vapori cu ajutorul compresoarelor termochimice (I.F.cu absorbţie).

Instalaţia frigorifică funcţionează dacă există cel puţin două surse de căldură: o sursă rece (corpul sau mediul răcit), de la care se extrage căldură şi o sursă caldă, reprezentată în mod obişnuit prin mediul înconjurător, în care se evacuează căldură.

Conform principiului al doilea al termodinamicii, funcţionarea unei instalaţii frigorifice în scopul transferului de căldură de la sursa rece cu temperatura tr la sursa caldă cu temperatura ta, (ta>tr) este posibilă doar dacă se consumă energie electrică, mecanică sau termică.

Substanţa care asigură răcirea sau menţinerea temperaturii scăzute se numeşte agent frigorific. Acesta parcurge circuitul închis al instalaţiei frigorifice extrăgând în mod continuu căldură de la mediul răcit (de exemplu, aerul din spaţiul frigorific) pe care o cedează apoi mediului ambiant. Pentru a putea fi circulat în instalaţie, agentul frigorific trebuie să fie în stare fluidă. În scopul preluării unei cantităţi de căldură cât mai mari şi pentru a fi posibilă menţinerea temperaturii constante la sursa rece se preferă schimbarea de fază prin vaporizarea agentului şi nu încălzirea lui în stare lichidă sau de vapori.

Cele mai utilizate instalaţii frigorifice în industria alimentară sunt cele cu comprimare mecanică de vapori (I.F.C.M.V.). În cadrul acestor instalaţii există două aparate principale de schimb de căldură: vaporizatorul V în care agentul se vaporizează la temperatura to şi condensatorul K în care agentul se condensează la temperatura tk. Pentru a fi posibil transferul de căldură între agent şi surse trebuie să se asigure diferenţele de temperatură în aparate, deci: to<tr şi tk>ta. La temperaturile to şi tk corespund presiunile po şi pk (pk>po).

4

Schema fluxurilor energetice cât şi schema de principiu a instalaţiei frigorifice se prezintă în figura l.l. Mărimea Ф0 [kW] reprezintă cantitatea de căldură extrasă de agent în unitatea de timp de la sursa rece şi se numeşte putere frigorifică. Ridicarea presiunii vaporilor de la po la presiunea pk se realizează cu ajutorul compresorului C iar reducerea presiunii lichidului de la pk la p0 se efectuează cu ajutorul ventilului de laminare VL. In mediul ambiant este cedată in unitatea de timp căldură Фk= Ф0+Pc [kW] unde Pc este puterea necesară comprimării agentului frigorific. Pe acelaşi principiu funcţionează şi pompele de căldură (fig. 1.2.) pentru care, mediul ambiant reprezintă sursa rece, iar sursa caldă, cu temperatura tî ,(tî > ta) este reprezentată prin apa sau aerul încălzit. Scopul pompei de căldură este de a asigura fluxul de căldură Фk

´ mediului încălzit la temperatura tî.Dintre procesele simple utilizate pentru obţinerea

temperaturilor scăzute, cele mai răspândite sunt: -destinderea în maşini (detentoare) şi -laminarea în ventile de reglaj (de laminare).

Fig. 1.1.Fluxurile energetice (a) şi schema de principiu a instalaţiei frigorifice (b): V-vaporizator; C-compresor; K-condensator; VL-ventil

Fig. 1.2. Schema fluxurilor energetice pentru pompa de căldură.

5

de laminare

Fig. 1.3. Procesele simple de obţinere a temperaturilor scăzute.

Destinderea in detentoare se aplică în cazul gazelor. In condiţii ideale destinderea se realizează izentropic (fig. 1.3.). In acest caz , la destinderea gazului cu starea 1 cu p1 şi T1 până la presiunea p2 se obţine o scădere a temperaturii ΔTs=T1-T2S. Prin destindere se obţine un lucru mecanic lD=h1-h2S. Intre aceleaşi limite de presiuni, în condiţii reale, la o destindere politropică l-2p se obţine o cădere mai mică de temperatură ΔTp = T1 - T2p< ΔTs. Laminarea adiabatică (h=ct.), realizată în ventile de laminare se foloseşte în cazul reducerii presiunii agenţilor lichizi sau în cazul gazelor care au fost răcite mult sub temperatura ambiantă. In construcţia instalaţiilor frigorifice cu vapori, reducerea presiunii agentului lichid se realizează numai cu ajutorul ventilelor de laminare şi nu în detentoare. La destinderea lichidelor lucrul mecanic produs este neglijabil, încât utilizarea detentoarelor (maşini scumpe) nu s-ar justifica sub aspect economic.

6

Prin laminarea gazului se poate obţine o reducere a temperaturii cu ΔTh = T1-T2h (efectul integral al laminării). Se subliniază faptul că, nu totdeauna prin laminarea gazelor temperatura scade, ci poate să şi crească.

1.2. PROCEDEE DE RĂCIRE ÎN CIRCUIT DESCHIS

In cazul acestor procedee se utilizează anumite substanţe cu care se realizează răcirea şi apoi ele sunt cedate în mediul ambiant.

a) Utilizarea gheţii şi a amestecurilor refrigerente. Gheaţa hidrică, sub formă de blocuri sau sub formă măruntă este folosită in industria alimentară pentru refrigerarea produselor. Procedeul este utilizat industrial la refrigerarea peştelui şi a unor soiuri de legume, a produselor care necesită, pe lângă o răcire rapidă, şi menţinerea în stare umedă a suprafeţei lor un timp îndelungat. Se utilizează gheaţa măruntă sub formă cilindrică, solzi şi zăpadă. Produsele supuse refrigerării sunt, de regulă, preambalate în lăzi de lemn în care se adaugă gheaţa măruntă. Efectul de răcire se bazează pe preluarea de la produse a unei călduri echivalente căldurii latente de topire a gheţii (1t=335 kJ/kg). Viteza de refrigerare este cu atât mai mare cu cât

7

dimensiunile bucăţilor de gheaţă sunt mai mici. Lăzile cu produse şi gheaţă sunt menţinute în spaţii răcite sau izoterme, astfel aşezate, încât să permită scurgerea şi evacuarea apei provenite de la topirea gheţii.

Gheaţa eutectică se obţine prin îngheţarea soluţiilor eutectice la temperaturi mai mici de 0°C. Gheaţa eutectică este utilizată ca sursă de frig la răcirea vagoanelor şi a autodubelor pentru transportul produselor alimentare, la răcirea containerelor izolate termic ş.a.

Gheaţa uscată (dioxid de carbon solid) are proprietatea că, la presiunea atmosferică sublimează (trece direct în stare de vapori) la temperatura de -78°C.

Amestecurile refrigerente (apă-sare, gheaţă-sare etc.) sunt însoţite de efecte endoterme, deci de scăderea temperaturii. Se utilizează numai în scopuri de laborator.

b) Producerea temperaturilor scăzute prin evaporare în sistem deschis. In condiţionarea aerului se utilizează în unele cazuri, procedeul de răcire prin evaporarea apei. In acest caz, intensitatea procesului este determinată de mărimea suprafeţei de contact dintre apa care se evaporă şi aerul care se răceşte şi se umidifică, precum şi de viteza aerului.

c) Producerea temperaturilor scăzute prin vaporizarea unor lichide la saturaţie.

8

La presiunea atmosferică, unele gaze lichefiate vaporizează la temperaturi scăzute şi au o căldură latentă de vaporizare apreciabilă. Produsele care pot fi congelate prin acest procedeu sunt: fructe şi legume, produse de patiserie şi panificaţie, carne porţionată, peşte, păsări, preparate culinare, semipreparate din carne tocată, îngheţată.

Agenţii criogenici utilizaţi în acest scop sunt: azotul şi aerul lichid, protoxidul de azot, dioxidul de carbon.

Ca metode de congelare se folosesc: imersia, aspersia şi convecţia în curent de vapori.

Aparatele de congelare prin contact direct cu azot sau cu aer lichid funcţionează în flux continuu, lucrând prin aspersie şi prin convecţie de vapori. Produsele sunt deplasate în lungul aparatului pe benzi transportoare, cu mişcare liniară sau spirală. Aparatele de congelare cu bandă, în mişcare liniară cuprind trei secţiuni şi anume: secţiunea pentru răcirea preliminară cu azot gazos, secţiunea pentru congelare cu azot lichid (prin aspersie) şi secţiunea pentru uniformizarea temperaturilor produsului cu azot gazos. Produsele alimentare, aşezate pe bandă transportoare, trec succesiv prin cele trei secţiuni. Temperatura finală a produsului poate fi reglată prin variaţia vitezei benzii şi prin reglarea debitului de azot lichid pulverizat.

1.3. AGENŢI FRIGORIFICI ŞI PURTĂTORI DE CĂLDURĂ

Agenţii frigorifici sunt fluide care transportă în cadrul unei instalaţii frigorifice căldura preluată de la corpul supus răcirii, către mediul ambiant reprezentat prin apa sau aerul de răcire al condensatorului.

9

Agenţii frigorifici trebuie să răspundă la o serie de cerinţe: temperatură normală de vaporizare (la presiunea de 760 mm Hg) cât mai scăzută, presiuni convenabile în condiţiile de lucru ale instalaţiei, volumul specific al vaporilor aspiraţi de compresoare să fie cât mai mic, căldură latentă de vaporizare cât mai mare , să nu fie toxici, să nu fie inflamabili sau explozibili, să fie stabili sub aspect chimic, să fie inerţi faţă de materialele cu care vin în contact şi faţă de aer, apă şi uleiurile de ungere. Se prezintă principalii agenţi frigorifici utilizaţi în industria alimentară. Amoniacul este cel mai utilizat agent frigorific din instalaţiile cu comprimare mecanică de vapori, atât la noi în ţară cât şi pe plan mondial. In condiţiile de lucru curent întâlnite în industria alimentară, presiunea de condensare a amoniacului nu depăşeşte 14... 16 bar, iar presiunea de vaporizare scade sub cea atmosferică de abia la valori inferioare temperaturii de -33,4°C. Alte avantaje ale amoniacului: volumul specific mic la temperaturi de vaporizare uzuale, căldură latentă de vaporizare mare (în jur de 1200 kJ/kg), uşurinţa depistării scăpărilor de amoniac datorită mirosului caracteristic, solubilitatea în ulei redusă, nu exercită acţiuni corozive asupra oţelului, dar în prezenţa apei atacă zincul, cuprul, bronzul şi alte aliaje pe bază de cupru, cu excepţia bronzului fosforos. Dintre dezavantaje se menţionează: este toxic, explozibil şi inflamabil la concentraţii volumice în aer de 15...28% sau la concentraţii şi mai mici dacă în amestec se află şi vapori de ulei. Freonii sunt utilizaţi pe scară largă în tehnica frigului datorită avantajelor pe care le prezintă: neutralitate chimică, exponenţi adiabatici mici, temperaturile la finele comprimării sunt mici.

10

Dezavantajele freonilor: viscozitatea lor redusă favorizează scăpările de agent, solubilitate cu ulei de ungere, coeficienţi de transfer de căldură mai mici decât la amoniac. Freonii atacă garniturile şi se recomandă utilizarea unor materiale rezistente la acţiunea freonilor.

Datorită problemelor foarte grave cauzate de distrugerea stratului de ozon de către unii freoni asistăm în prezent la mutaţii deosebite în tehnica frigului, materializate prin înlocuirea unor agenţi frigorifici cu alţii care să corespundă sub aspect ecologic.

In acest sens, Protocolul de la Montreal din 1987 a stabilit măsurile de limitare a producerii şi utilizării substanţelor distrugătoare ale stratului de ozon atmosferic. Cu acea ocazie s-a stabilit înjumătăţirea emisiilor de CFC (clor-fluor-carbon) până în 1989 şi stoparea acestora până în 1992.

Comunitatea Europeană, după amendamentele făcute la Londra în 1990, a propus prin Protocolul de la Copenhaga din 1992 să se renunţe la CFC până în 1995.

Au fost stabilite câteva criterii de apreciere a agenţilor frigorifici prin impactul pe care îl au asupra atmosferei:

ODP-Potenţialul distructiv asupra ozonului; GWP-Global Warming Potenţial - ca o măsură a efectului

direct asupra încălzirii planetei; TEWI-Total Equivalent Warming Impact - ca o măsură

asupra efectului de încălzire cauzat atât prin efectul de seră produs de scăpările de agent, dar şi prin dioxidul de carbon rezultat în instalaţiile de producere a energiei electrice necesare acţionării instalaţiei frigorifice. Se prezintă în continuare câteva soluţii de înlocuire a unora dintre agenţii frigorifici folosiţi până acum, aşa cum sunt gândite acestea pe plan internaţional, în acest moment. Domeniul agenţilor

11

frigorifici este un domeniu intens cercetat şi, desigur pot interveni modificări în urma descoperirii de noi substanţe care să răspundă mai bine cerinţelor de ordin ecologic.

Substituientii la CFC. Cei mai promiţători înlocuitori ai CFC păreau a fi HCFC (hidrogen-clor-fluor-carbon) şi HFC (hidrogen-fluor-carbon), în care unul sau mai mulţi atomi de hidrogen sunt incorporaţi în legătura moleculară, înlocuind parţial (HCFC) sau total (HFC) atomii de clor.

Din păcate, mărind conţinutul de hidrogen, pericolul inflamabilităţii devine mai mare, în timp ce, cu cât conţinutul de fluor este mai mare, cu atât mai mare este potenţialul de încălzire globală (GWP), parametru ce se referă la efectul de seră.

Agenţii de tipul HCFC (în special R22) păreau cea mai promiţătoare soluţie de înlocuire a CFC, dar semnatarii Protocolului de la Montreal au convenit la Copenhaga ca HCFC să aibă numai un rol tranzitoriu, anul 2030 fiind limita până la care este permisă utilizarea lor.

In aceste condiţii, HFC care nu conţin clor sunt freonii consideraţi înlocuitorii ideali ai CFC şi ai HCFC. Dintre HFC numai R134a, R152 şi R23 sunt neinflamabili şi netoxici, R134a înlocuind deja cu succes R12 în frigiderele casnice, transportul frigorific şi condiţionarea aerului. Utilizarea R134a este însă limitată la temperaturi care nu scad sub -25°C şi nu poate fi folosit în regiunile calde şi umede din cauza higroscopicităţii uleiului folosit.

In prezent, cei mai folosiţi înlocuitori pentru CFC rămân HCFC, pe lângă proprietăţile tehnice ideale, prevalând uşurinţa procurării lor, (cantităţi suficiente, preţ accesibil). Hidrocarburi pure ca substituienţi. O parte a cercetătorilor şi-au îndreptat atenţia asupra hidrocarburilor (propan, butan, pentan ),

12

care pot fi folosite ca alternativă în multe situaţii, în cazul în care sunt optimizate ecologic din punct de vedere al purităţii.

Instalaţiile pentru depozitarea şi manevrarea CFC pot lucra în siguranţă cu hidrocarburi, numai cu condiţia să se facă modificări importante din cauza limitelor inflamabilitaţii hidrocarburilor în aer. Hidrocarburile testate (propan, normal-butan şi izobutan) au următoarele calităţi: ODP=0, GWP=0, nu sunt toxice, nu sunt poluante, au preţul de fabricaţie mai mic, de cel puţin 4 ori, în comparaţie cu orice alt înlocuitor al CFC aflat pe piaţă. In fig 1.4. se prezintă o clasificare a agenţilor frigorifici alternativi, iar în tabelul 1.1 se prezintă alternative pentru agenţii frigorifici HFC şi HCFC.

Fig. 1.4. Clasificarea structurală a agenţilor frigorifici alternativi.

Pentru cei mai uzuali agenţi frigorifici şi anume amoniacul, R22 şi R134a sunt prezentate diagramele lg p-h (presiune-entalpie) în anexa "DIAGRAME". Proprietăţile la saturaţie pentru amoniac şi R22 sunt prezentate în anexele 1 şi 2 - "TABELE".

13

Tabelul 1.1. Alternative pentru agenţii frigorifici HFC şi HCFC

* R290 – Propan **600a – Izobutan

Agenţi intermediari de răcire (purtători de căldură) sunt fluide utilizate de obicei în faza lichidă în sisteme de răcire în care căldura este preluată de la mediul răcit şi transferată agentului frigorific. Ei se utilizează în instalaţiile la care contactul agentului frigorific cu produsul răcit poate avea efecte nedorite, sau în cazurile în care eventualele scăpări de agent pot fi periculoase pentru personalul de deservire.

In acest caz, între mediul răcit şi vaporizator apare un circuit secundar parcurs de agentul intermediar, numit şi agent purtător de căldură. Aceşti agenţi trebuie să satisfacă următoarele cerinţe:- temperatură joasă de congelare, -viscozitate redusă, -căldură specifică mare,

14

- acţiune corosivă redusă în raport cu metalele feroase şi neferoase, -stabilitate chimică,- toxicitate redusă, -neinflamabilitate şi lipsa pericolului de explozie.

La nivelul frigului moderat, cei mai utilizaţi agenţi intermediari de răcire sunt saramurile, adică soluţiile de clorură de sodiu şi clorură de calciu în apă şi soluţiile apoase de alcool (alcool etilic, mono şi dietilenglicol, propilenglicol, glicerina, poliglicoli). In funcţie de concentraţie, aceste soluţii apoase au o anumită temperatură de congelare. In figura 1.5. se prezintă grafic această dependenţă între temperatura de congelare şi concentraţie pentru soluţiile de NaCl şi CaCl2 în apă. Evident, pentru x=0 rezultă că temperatura de congelare este de 0°C. La creşterea concentraţiei, această temperatură scade. La o anumită concentraţie xE, în punctul eutectic, temperatura de congelare devine minimă. In cazul soluţiei de clorură de sodiu, temperatura minimă de congelare este de -21,2°C la XE=0,231. In cazul soluţiei de clorură de calciu, această temperatură este de -55°C la XE =0,303.

15

Fig. 1.5. Influenţa concentraţiei asupra temperaturii de congelare a soluţiilor de NaCl şi CaCl2

Pentru prevenirea îngheţării soluţiei la o eventuală scădere a temperaturii de vaporizare to se alege temperatura de solidificare a soluţiei, tsol, cu 8...10°C mai mică decât temperatura to:

tso l= to - (8...10)°CCu temperatura tsol determinată, se află apoi, din tabele sau

diagrame, concentraţia corespunzătoare a soluţiei.

2. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRIMARE MECANICĂ DE

VAPORI (I.F.C.M.V.)

2.1. INSTALAŢIA INTR-O TREAPTĂ, CU SUBRACITOR DE TIP RECUPERATIV.

16

Instalaţia cu o treaptă de comprimare se utilizează pentru temperaturi de vaporizare nu prea scăzute (minimum -25°C). în industria alimentară asemenea instalaţii asigură refrigerarea şi păstrarea produselor alimentare, condiţionarea aerului pentru procesele tehnologice (germinarea orzului la fabricarea malţului), răcirea unor produse lichide (bere, vin, lapte), fabricarea gheţii etc.

Cele mai multe instalaţii frigorifice din industria alimentară din ţara noastră utilizează amoniacul ca agent frigorific. în afara celor două aparate principale, vaporizatorul V şi condensatorul K, instalaţia mai cuprinde un aparat de schimb de căldură, subrăcitorul de tip recuperativ (fig.2.1.), răcit cu apă.

Fig. 2.1. Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice într-o treaptă, cu amoniac: V-vapor izator; C- compresor; K-condensator; Sr-subrăcitor cu apă; VL-ventil de laminare

In vaporizatorul V se produce vaporizarea la presiunea p0 şi temperatura t0. Vaporii cu starea 1 sunt aspiraţi de compresorul C în care se realizează comprimarea teoretică la entropie constantă (s=ct) 1-2. In condensatorul K se asigură o transformare la presiune constantă (pk=ct) formată din răcirea 2-2' urmată de condensarea 2'- 3.

In subrăcitorul Sr se realizează o subrăcire a lichidului până 17

aproape de temperatura apei de răcire tai. Se recomandă t4 = tai+(2...3)°C. Subrăcirea 3-4 conduce la

creşterea puterii frigorifice specifice (q0=h1-h5), la reducerea consumului de energie pentru comprimare, la reducerea debitului volumic de agent aspirat şi la reducerea debitului de apă de răcire.

In ventilul de laminare VL se asigură micşorarea presiunii de ia pk la po.

Se cunoaşte valoarea puterii frigorifice Ф0şi se calculează următoarele mărimi:Ф0

= m ∙(h1 –h5) ec.b.t. V => m Pc= m ∙(h2 – h1) ec.b.e.C => Pc

Фk = m ∙(h2 – h3) ec.b.t. K => Фk

ФSr=m ∙(h3 – h4) ec. b.t. Sr => ФSr

Pentru verificarea calculelor se poate folosi ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie, care, cu valorile de mai sus trebuie să fie probată:

Ф0 + Pc = Фk + ФSr

Debitul volumic de vapori aspirat de compresor este: V a = m ∙ v1

In funcţie de valoarea raportului de comprimare H=pk/po şi de tipul compresorului cu piston care urmează a fi folosit se determină coeficientul de debit λşi se calculează debitul volumic teoretic:

V t= V a/λ

Se aleg compresoare ale căror debite teoretice însumate să depăşească debitul V t, calculat, cu (5...25)%.

Debitele masice de apă de răcire pentru aparatele K şi Sr:

mak = Фk

ca∙ ∆ t aK si ˙maSr =

ФSr

ca∙ ∆ t aSr

unde: ca-căldura specifică a apei

18

∆ t aKşi ∆ t aSr- gradele de încălzire ale apei în cele două aparate.Pentru a asigura funcţionarea în condiţii uscate a

compresorului, deci pentru a evita aspiraţia lichidului, în schema acestei instalaţii se introduce un separator de lichid SL (fig.2.2.).

Vaporizatorul V este alimentat cu lichid cu starea 6. O parte, mv,din debitul total mt care parcurge vaporizatorul se transformă în vapori cu starea 1. Din bilanţul termic pe conturul a-a se obţine mv

mv=Ф0

h1−h6 ;

Se defineşte raportul n =mt

mv

,număr dc recirculări, mărime ce

depinde dediferenţa de nivel între aparatele SL şi V. Pe coloana de retur circulă vapori umezi cu starea 7.

Fig.2.2. Schema şi ciclul teoretic al instalaţiei frigorifice cu separator de lichid

Ф0 = mt ∙(h7 –h6)

n =mt

mv

=h1−h6

h7−h6

= 1x7

x7 - titlu de vapori în starea 7.Debitul masic m, circulat de către compresor, se calculează

din ecuaţia de bilanţ termic pe conturul b-b m

= Ф0

h1−h5

19

Prezenţa separatorului de lichid (de picături) nu modifică performanţele ciclului, dar compresorul este protejat împotriva pătrunderilor de lichid.

Instalaţia completă cuprinde o serie de aparate, cu rol bine definit (fig. 2.3.).

Separatorul de lichid SL este un recipient orizontal sau vertical, dimensionat astfel încât viteza vaporilor să nu depăşească o limită, pentru a fi posibilă separarea picăturilor de lichid şi protejarea, pe această cale, a compresorului.

După fiecare compresor se prevede câte un separator de ulei SU care reţine uleiul antrenat din compresor de către vapori.

După condensator, şi anume sub acesta, se montează rezervorul de amoniac lichid care asigură buna funcţionare a instalaţiei la variaţia puterii frigorifice, sau colectarea agentului lichid de pe o porţiune de instalaţie în cazul unei avarii. Rezervorul este prevăzut cu indicator de nivel, manometru, supape de siguranţă, legătură la aparatul de dezaerare, egalizarea presiunii cu condensatorul.Filtrul F asigură reţinerea impurităţilor solide (nisip, rugină, etc), protejându-se astfel ventilele de laminare şi compresoarele.Staţia de distribuţie SD este montată pe un perete din centrala frigorifică şi asigură distribuirea agentului lichid pe toate circuitele de răcire. Prin staţia de distribuţie se asigură umplerea cu agent la punerea în funcţiune sau completarea cu agent în timpul exploatării.

20

Fig. 2.3. Schema detaliată a instalaţiei frigorifice: V-vaporizator; SL-separator de lichid; C-compresor; SU-separator de ulei; K-condensator; Sr-subrăcitor; F-filtru; SD-staţie de distribuţie; Sî-staţie de încărcare (umplere); VL-ventil de laminare; SSA-supapă de siguranţă pentru amoniac.

Când vaporizatorul este la distanţă mai mare sau este montat deasupra separatorului de lichid se asigură circulaţia agentului cu ajutorul pompelor de amoniac, în acest caz, separatorul de lichid este de dimensiuni mai mari (separator acumulator) pentru a permite acumularea agentului lichid din toate vaporizatoarele. Circulaţia agentului se efectuează cu ajutorul pompelor cu canale laterale fabricate la Tehnofrig Cluj-Napoca.

Exemplu de calcul:2.1. Sa se efectueze calculul termic al ciclului teoretic al

unei instalaţii frigorifice cu comprimare mecanică de vapori de amoniac, într-o treaptă, funcţionând în următoarele condiţii: -temperatura mediului răcit (aerul dintr-un spaţiu frigorific), tr=0 °C; -temperatura apei de răcire, tai =20 °C; -puterea frigorifică a instalaţiei, Ф0=lOOO kW.

RezolvareSe stabilesc condiţiile interioare de lucru, considerând răcirea

21

directă: -Temperatura de vaporizare to este determinată de

temperatura tr a mediului răcit: t o = t r−∆ t v= 0 °C -10°C = -10 °C

-Temperatura de condesare tk este determinată de temperatura apei de răcire. Presupunând că se utilizează condensator multitubular se poate admite o încălzire a apei în condensator ∆ t aK

= 5 °C şi se calculează temperatura medie a apei: t am = 0,5∆ t aK + tai = 0,5∙5 + 20 = 22,5 °C . Se presupune că diferenţa medie de temperatura din

condensator este ∆ t Km = 7,5 °C şi se calculează temperatura de condensare tk:

tk= tam+ ∆ t Km = 22,5 + 7,5 = 30 °C Din tabelele de amoniac se determină presiunile de vaporizare p0 şi de condensare pk, corespunzătoare temperaturilor to şi tk:

p0 =2,9106 bar şi pk =11,69 bar Se calculează raportul de comprimare: H = pk/p0 =4,016Pentru această valoare a lui H se poate folosi instalaţia

frigorifică într-o treaptă (fig. 2.1) Se admite diferenţa de temperatură la capătul rece al subrăcitorului∆ t=2 °C. Rezultă:

t4 = tai + ∆ t = 20 + 2 = 22 °CSe utilizează tabelele cu proprietăţile termodinamice ale

amoniacului la saturaţie cât şi diagrama lg p -h pentru amoniac şi se extrag valorile parametrilor de stare (tabelul 2.1.)

Tabelul 2.1. Parametrii în stările caracteristice pentru instalaţia frigorifică într-o treaptă

Mărimea

t P v h s X Parametrii

Starea CC)

(bar) (m3/kg)

(kJ/kg)

(kJ/kg-K)

(kg/kg)

determinanţi

22

1 -10 2,9106

0,416 1369 3,3067

1 t

6 -10 2,9106

1,53-IO-3

74,5 -1,612

4

0 t

2 91 11,69

0,142 1568 3,3067

- P, s

2 30 11,69

0,109 1396,56

2,7891

1 t

3 30 11,69

1,6810"3

264,79

-0,944

3

0 t

4 22 11,69

1,65-10-3

226,7 -1,07 - t,P

5 -10 2,9106

0,05027

226,7 -1,034 0,1176

t, h

Parametrii în starea 5 se pot citi din diagrama lg p-h sau se pot calcula folosind valorile parametrilor în stările 1 şi 6 citite din tabelul pentru amoniac (anexa 1):

x5 = h5−h6

h1−h6

=226,7−74,51369−74,5

=0,1176

v5 = v6 + x5∙(v1 – v6) = 1,53 ∙10-3 + 0,1176 (0,416 - 0,00153) = 0,05027m3 /kg s5 = s6 + x5 ∙(s1 - s6) = -1,61247+0,1176∙(3,3067 +1,61247) = -1,034 kJ /(kg ∙ K)

Se calculează mărimile specifice: q0 =h1 - h5 = 1369 -226,7 = 1142,3 kJ/kg lc = h2 – h1 = 1568 - 1369 = 199 kJ / kg

23

qk = h2 - h3 = 1568 - 264,79 = 1303,21 kJ/kg qSr= h3 – h4 = 264,79 - 226,7 = 38,09 kJ /kg

Debitul masic de agent frigorific: m= Ф0 /q0=¿1000/1142,3 = 0,8754 kg/s = 3152 kg/h

Debitul volumic de agent aspirat de compresoare:V 1= m ∙ v1 = 0,8754∙0,416 = 0,364 m3/s = 1311 m3/h

Sarcinile (puterile) termice ale aparatelor:Фk=m ∙qk = 0,8754 ∙1303,21 = 1141 kWФSr= m ∙qSr = 0,8754 ∙ 38,09 = 33,3kW

Puterea necesară comprimării adiabatice:Pc =m ∙lc = 0,8754∙199 = 174,2kW

Se verifică ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie:Ф0+¿Pc = Фk + ФSr

Ф0+¿Pc = 1000 + 174,2 = 1174,2 kW (energia introdusă în timp de o secundă) Фk + ФSr =1141+33,3 = 1174,3kW (energia extrasă într-o secundă)

Debitele masice de apă de răcire, considerând circulaţia în paralel prin condensator şi subrăcitor şi o încălzire de 5 °C în fiecare aparat ( ∆ t aK= ∆ t aSr= 5 °C):

˙maK=Фk

c ∙ ∆ t aK

=¿54,593 kg/s = 196536 kg/h

˙maSr=ФSr

c ∙ ∆ taSr

=¿1,5933 kg/s = 5,736 kg/h

mat = ˙maK+¿ ˙maSr=¿ 196536 + 5736 = 202272 kg/h

Debitul volumic total de apă de răcire: V at= ˙mat /¿δ=¿¿202,272 m3/h

Eficienţa frigorifică (coeficientul de performanţă) ε= Ф0 /Pc = 5,741

24

Randamentul exergetic al instalatiei ηex = ε ∙ ηc = 0,473

unde: ηc =Ta

T r

−1 = 0,0824

Pentru a alege compresoarele necesare ne putem orienta la compresoarele 3AV-20 pentru care, la raportul de comprimare H = 4,016 şi t0= -10 °C, coeficientul de debit este λ = 0,68. Se calculează debitul volumic teoretic al compresoarelor necesare:

V=V 1/λ = 1311 / 0,68 = 1928 m3/h

Numărul de compresoare necesare:n = V /V t 1 = 1928/343= 5,62

Se aleg şase compresoare 3 AV - 20.

Răcirea indirectă

Instalaţiile la care răcirea produselor se realizează direct la vaporizator sau prin intermediul aerului răcit în vaporizator sunt denumite instalaţii cu răcire directă.

Un asemenea mod de răcire este prezentat în figurile 2.1. şi 2.3. dacă se admite că vaporizatorul V este amplasat în interiorul spaţiului frigorific.

Instalaţiile la care răcirea aerului din spaţiile frigorifice sau a produselor se realizează cu ajutorul unui agent intermediar lichid sunt denumite cu răcire indirectă (fig.2.4.a). In acest caz vaporizatorul V este imersat în agentul intermediar din bazinul de răcire. Agentul intermediar răcit în bazin este circulat cu ajutorul pompelor prin răcitorul 10 (de exemplu, cu saramură) amplasat în spaţiul frigorific. Extrăgând căldura din spaţiul respectiv agentul se încălzeşte cu 2...4 °C şi revine la bazin pentru a fi din nou răcit. In locul bazinului de răcire prevăzut cu vaporizator imersat se poate utiliza un schimbător de căldură multitubular (fig.2.4.b). Răcirea directă oferă o serie de avantaje în raport cu cea cu agent

25

intermediar, cum ar fi: consumuri de energie mai reduse datorită folosirii unor temperaturi de vaporizare mai ridicate pentru obţinerea aceluiaşi efect util final, necesită investiţii mai reduse prin excluderea părţii din instalaţie aferentă agentului intermediar, inerţie termică redusă a instalaţiei. Acest din urmă aspect poate constitui în acelaşi timp şi un dezavantaj deoarece la oprirea instalaţiei, de exemplu din motive accidentale, temperaturile din spaţiile răcite vor tinde să crească mult mai repede decât în cazul instalaţiilor cu agent intermediar, la care agentul respectiv constituie şi un acumulator de frig.

Din motivele expuse mai sus, instalaţiile frigorifice cu răcire directă sunt de preferat în raport cu cele cu agent intermediar ori de câte ori procesele tehnologice deservite permit acest lucru. In cazul în care eventualele scăpări de agent frigorific la nivelul vaporizatorului pot compromite tehnologia de răcire sau constituie pericol pentru personalul muncitor se adoptă totuşi răcirea indirectă.

Fig. 2.4. Instalaţii cu răcire indirectă: a) cu bazin de răcire; b) cu schimbător decăldură multitubular: 1,4- ventile de laminare; 2 - separator- acumulator; 3 -pompă de amoniac; 5 - bazin de agent intermediar; 8 - agitator; 9 - distribuitor de agent intermediar;

26

10- răci tor de aer cu agent intermediar; 11 - vas de expansiune.

Răcirea indirectă este folosită în industria alimentară, cu precădere la răcirea lichidelor ca: mustul de bere, lapte, sucuri, cât şi la condiţionarea aerului în spaţiile tehnologice.

Exemplu de calcul2.2. Să se efectueze calculul instalaţiei frigorifice cu

comprimare mecanică de vapori de amoniac, considerând aceleaşi condiţii exterioare ca la problema 2.1., dar se presupune că se utilizează răcirea indirectă (cu saramură ). Datele de calcul sunt:

-temperatura mediului răcit (aerul dintr-un spaţiu frigorific) tr= 0 "C;

-temperatura apei de răcire, tm = 20 °C;-puterea frigorifică a instalaţiei Ф0=¿1OOO kW (preluată de

agentul intermediar);-creşterea temperaturii vaporilor pe conducta de aspiraţie datorită pătrunderii căldurii din exterior se consideră 𝛥tv=5 °C; -încălzirea saramurii în răcitorul de saramură din spaţiul frigorific, 𝛥ts=3 °C; -pe circuitul de saramură pătrunde din exterior o cantitate de căldură Ф s=¿0,15∙ Ф0

RezolvareIn figura 2.5.a se prezintă schema de principiu a instalaţiei,

iar in figura 2.5.b este reprezentat ciclul teoretic în diagrama lg p-h.

27

Fig.2.5. Schema de principiu a instalaţiei cu răcire intermediară (a) şi reprezentarea procesului în diagrama lg p-h

Pentru tr= 0°C se consideră temperatura medie a saramurii tms = - 8 °C, iar temperatura de vaporizare a agentului frigorific se consideră t0 = -16 °C , iar p0 = 2,2647 bar. Presiunea de condensare are aceeaşi valoare ca în cazul aplicaţiei numerice 2.1, pk = 11,69 bar.

Raportul de comprimare este:H = pk/p0 =11,69/2,2647 =5,162

Pentru această valoare a raportului de comprimare se poate folosi instalaţia frigorifică într-o treaptă, cu compresoare cu piston.

In tabelul 2.2. se prezintă valorile parametrilor în stările caracteristice ciclului.

Tabelul 2.2. Parametrii în stările caracteristice ciclului instalaţiei cu răcire intermediară

Mărimea

t P V h s X Parametrii

Starea (° (bar) (m3/kg) (kJ/kg) (kJ/kg ∙ (kg/ Determi28

C) K) kg) -nanţi1 -16 2,264

70,528 1362 3,3957

31 t

6 -16 2,2647

1,515∙10 -3

46,43 -1,72 0 t

1 -11 2,2647

0,530 1374 3,442 - p,t

2 105

11,69 0,153 1607 3,442 - p, s

2 30 11,69 0,109 1396,56

2,7891 1 t

3 30 11,69 1,68∙10 -

3

264,79 -0,94428

0 t

4 22 11,69 1,65∙10 -

3

226,7 -1,0756

- t,p

5 -16 2,2647

0,07364 226,7 -1,0191

0,137

t,h

Parametrii în starea 5 se pot obţine prin calcul:

x5 = h5−h6

h1−h6

=226,7−46,431362−46,43 = 0,137

v5 = v6 +X5∙ (v1 - v6 ) = 1,515 ∙ 10-3 + 0,137 ∙ (0,528- 1,515 ∙ 10-3 )= 0,07364m3/kg

s5 =s6 +x5 (s1 - s6)= -1,72+0,137 (3,39573+ 1,72)= -l,0191kJ/(kg∙K)

Se calculează mărimile specifice:q0 = h1 – h5= 1362 - 226,7 = 1135,3 kJ/kg lc = h2 – h1’ = 1607 - 1374 = 233kJ/kg qk = h2 – h1 =1607 - 264,79 = 1342,21kJ/kg

qSr= h3 – h4 = 264,79 - 226,7 = 38,09 kJ/kg29

qp = h1’– h1 = 1374 -1362 = 12 kJ/kg (pătrunderea de căldură pe conducta de aspiraţie)

Se verifică ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie, în mărimi specifice:

q0 +qP +lc = qk + qSr

q0 +qP +lc = 1135,21+ 12 + 233 = 1380,3kJ/kg qk + qSr =1342,21+38,09 = 1380,3 kJ/kg

Puterea frigorifică preluată de agentul frigorific de la saramură este Ф0' :

Ф0' = Ф0 + Ф s= Ф0+0,15Ф0 = 1,15Ф0=1150kW

Debitul masic de agent frigorific:m=Ф0/q0 =1150/1135,3 = l,013 kg/s = 3647 kg/h

Debitul volumic de agent aspirat de compresoare :V

1'= m ∙ v1' =1,013 ∙0,53 = 0,537 m3/s = 1933 m3/h

Puterile termice ale aparatelor:Фk =m ∙qK =1,013∙1342,21 = 1360 kW ФSr =m ∙qSr =1,013∙38,09 = 38,6 kW

Pătrunderea de căldură pe conducta de aspiraţie.Фp =m ∙qp = 1,013 ∙ 12 = 12,2 kW

Pătrunderea de căldură pe circuitul de saramură:Ф s = 0,15 = 0,15Ф0 = 0,15∙1000 = 150 kW

Puterea necesară comprimării adiabatice:P = m ∙ lc = 1,013 ∙ 233 = 236 kW

Verificarea ecuaţiei de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie. Ф0+¿P + ФP + Ф s= Фk + ФSr

30

Ф0+¿P + ФP + Ф s = 1000 + 236 +12,2 +150 = 1398,2 kW Фk + ФSr=1360+ 38,6 = 1398,6 kW

Debitele masice de apă de răcire:

˙maK=Фk

c ∙ ∆ t aK

=¿ 65,07 kg / s = 234260 kg /h

˙maSr=ФSr

c ∙ ∆ taSr = 1,847 kg / s = 6650 kg / h

mat = ˙maK+¿ ˙maSr = 240910 kg/h

Debitul volumic total de apă de răcire:V at=

mρ=¿ 240,91 m3/h

Eficienţa frigorifică: ε=Ф0/P = 1000/236 = 4,237

Randamentul exergetic: ηex = ε ∙ ηc = 4,237 ∙ 0,0824 = 0,349

Pentru raportul de comprimare H = 5,162 corespunde coeficientul de debit λ= 0,62 Debitul volumic teoretic al compresoarelor necesare:

V=V 1/λ = 1933/0,62 = 3118 m3/h

Numărul compresoarelor de tip 3AV-20 necesare: n = V /V t 1 = 3118 / 343 = 9,09 => n = 9 compresoare.

Se observă că răcirea indirectă este dezavantajoasă, conducând la creşterea puterii necesare comprimării şi a debitului de apă de răcire, cât şi la creşterea debitului volumic aspirat. Sunt necesare 9 compresoare 3AV-20 faţă de numai 6 compresoare de acelaşi tip care ar fi suficiente în cazul răcirii directe. Ca urmare, răcirea indirectă se va utiliza doar în situaţii absolut necesare.

31

2.2. INSTALAŢIA ÎNTR-O TREAPTĂ, CU SUBRĂCITOR DE TIP REGENERATIV.

In cazul freonilor se recomandă ca instalaţiile să funcţioneze în condiţiile unor grade de supraîncălzire a vaporilor cât mai mari. Practic se asigură o astfel de supraîncălzire a vaporilor pe seama subrăcirii lichidului obţinut în procesul de condensare în cadrul unui transfer regenerativ de căldură.

Schema de principiu a instalaţiei cu subrăcire regenerativă şi ciclul teoretic reprezentat în diagramele lg p-h şi T-s sunt prezentate în figura 2.6.

Fig. 2.6. Schema (a) şi ciclul teoretic (b) al instalaţiei frigorifice într-o treaptă, cu subrăcitor de tip regenerativ.

Subrăcitorul Sr este un aparat de schimb de căldură prin suprafaţă şi participă în calculul termic al instalaţiei doar cu o singură ecuaţie de bilanţ energetic, dar introduce

2.3. NECESITATEA UTILIZĂRII INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE CU DOUĂ TREPTE DE COMPRIMARE

In industria alimentară, pentru congelarea şi păstrarea produselor congelate sunt necesare temperaturi mai scăzute (t0 = - 30 °C...- 45 °C) decât la refrigerare, pentru care, to = - 5°C...- 20 °C). La scăderea temperaturii de vaporizare creşte valoarea

32

raportului de comprimare pe care trebuie să-1 realizeze compresorul, iar coeficientul de debit λ scade. La rapoarte de comprimare mari compresorul funcţionează în gol. O altă cauză care limitează utilizarea instalaţiei cu o treaptă constă în aceea că, la temperaturi de vaporizare scăzute, temperatura la finele comprimării depăşeşte valorile admisibile de circa 145 °C corespunzătoare temperaturii de cocsificare a uleiului ceea ce poate conduce la griparea compresoarelor.

Trecerea la instalaţia frigorifică cu două trepte de comprimare devine raţională la scăderea temperaturii de vaporizare sub -15°C...-27°C pentru NH3 şi -20°C...- 35 °C pentru R22. In aceste condiţii raportul de comprimare într-o treptă este limitat la valori de 6...8. In continuare se prezintă cele mai reprezentative instalaţii frigorifice cu amoniac şi freoni intâlnite în industria alimentară, cu indicarea elementelor de calcul.

2.4. INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU DOUĂ LAMINĂRI ŞI RĂCIRE INTERMEDIARĂ COMPLETĂ,

PENTRU AMONIAC

In figura 2.7. se prezintă schema de calcul şi este redat ciclul teoretic în diagrama lg p -h. Intre cele două trepte de comprimare se introduce o butelie de răcire intermediară, BRI. Comprimarea vaporilor şi laminarea lichidului între presiunile extreme se realizează în câte două trepte.

33

Fig.2.7. Schema (a) şi ciclul teoretic (b) pentru instalaţia frigorifică cu două trepte, cu două laminări şi cu răcire

intermediară completă.

Presiunea de vaporizare p0 şi cea de condensare pk sunt determinate de condiţiile exterioare de funcţionare (tr => to=> p0 şi ta =>tk=> pk). Presiunea intermediară pi poate fi considerată ca un parametru în funcţie de care se poate realiza optimizarea.

In mod obişnuit se admit rapoarte de comprimare egale în cele două trepte şi deci:pi = √ p0 ∙ pk. Vaporii comprimaţi în prima treaptă (de joasă presiune) au în starea 2, o temperatură ce depăşeşte temperatura apei de răcire şi chiar temperatura tk de condensare. In aceste condiţii se utilizează un racitor intermediar RI în care vaporii se răcesc până la temperatura t2’. Deoarece aparatele K şi RI utilizează aceeaşi apă de răcire se poate admite t2

’ = tk. In continuare, vaporii cu starea 2' sunt introduşi în masa de lichid din BRI şi în urma barbotării ei ajung la temperatura lichidului, deci s-a produs o răcire completă.

Cunoscând puterea frigorifică Ф0 se determină mărimile necunoscute:

Ф0 = m1∙(h1 -h9) b.t. V => m1

34

P1 = m1∙(h2 –h1) b.e. C1 => P1

ФRI = m1∙(h2 –h2’) b.t. RI => ФRI

m2∙h7 + m1∙h2’ = m1∙h8 + m2∙h3 b.t. BRI => m2

P2 = m2∙(h4 –h3) b.e. C2 => P2

ФK = m2∙(h4 –h5) b.t. K => ФK ФSr = m2∙(h5 –h6) b.t. Sr => ФSr

Ф0 + P1 + P2 = ФK + ФSr

Se verifică ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie:Ф0 + P1 + P2 = ФK + ФSr

Debitele volumice aspirate de compresoare: V a1 = m1∙ v1 si V a2= m2∙ v2

Se apreciază coeficienţii de debit X\ şi ^.H pentru cele două trepte în funcţie de rapoartele de comprimare şi se calculează debitele volumice teoretice:

V t 1=V a1/ λ1 V t 2=V a2/ λ11

Pe baza acestor valori se aleg compresoarele pentru cele două trepte. O asemenea instalaţie se poate utiliza pentru realizarea temperaturilor scăzute cerute pentru tunelele de congelare (to = - 40 °C) sau pentru depozitele de produse congelate (to= - 30 °C).

Exemplu de calcul

2.4. I Să se calculeze instalaţia frigorifică în două trepte, cu două laminări, cu răcire intermediară completă, cu o singură sursă de temperatură scăzută, cunoscându-se:-temperatura medilui răcit (aerul dintr-un spaţiu frigorific) tr = -30 °C; -temperatura apei de răcire, tai = 20 °C;

35

-puterea frigorifică a instalaţiei Ф0 = 500 kW; -agentul frigorific folosit este amoniacul; -se utilizează răcirea directă; -compresoarele aspiră vapori saturaţi uscaţi.

RezolvareSe stabilesc condiţiile interioare de lucru:

-temperatura de vaporizare t0 este: t0= tr - ∆tv = - 30 °C - 10 °C = - 40 °C

-temperatura de condensare tk este determinată de temperatura apei de răcire: tk= tam + ∆tkm = tai + 0,5 ∆tak + ∆tkm = 20 + 0,5 ∙ 5 + 7,5 = 30° C

-presiunile de vaporizare şi de condensare corespunzătoare temperaturilor t0 şi tk sunt: t0 = -40°C => p0 = 0,71591 bar tk = 30°C => pk =11,69 bar

-presiunea intermediară pi se determină din condiţia ca rapoartele de comprimare să fie egale: pi = √ p0 ∙ pk = √0,71591 ∙11,69= 2,893 bar

Rapoartele de comprimare din cele două trepte sunt egale între ele şi au valorile: H1 = pi/ p0 = 2,893 / 0,71591= 4,02 şi H2 = pk / pi = 11,69 / 2,893 = 4,04

In tabelul de mai jos sunt redaţi parametrii în stările caracteristice:

Tabelul 2.4. Parametrii stărilor caracteristiceMărimea

t p v h s x Parametrii

36

Starea CC) (bar) (m3/kg) (W/kg)

(W/kg-K)

kg/kg

determinanţi

1 -40 0,71591

1,555 1328 3,79894 1 t

2 50 2,893 0,55 1515 3,79894 - p, s2' 30 2,893 0,50 1466 3,65 - p,t3 -

10,22,893 0,417 1369 3,308 1 P

8 -10,2

2,893 1,534∙ 10−3 73 -1,615 0 p

4 90 11,69 0,141 1568 3,308 - p, s4' 30 11,69 0,109 1396,5 2,7891 1 t5 30 11,69 1,68∙ 10−3 264,7 -0,94428 0 t6 22 11,69 1,69∙ 10−3 226,7 -1,07 - p.t7 -

10,22,893 0,05 226,7 -1,03 0,11

8p, h

9 -40 0,71591

0,142 73 -1,6 0,095

p.h

Se calculează mărimile specifice:

q0 = h1 - h9 = 1328 - 73 = 1255 kJ/kgm1 1C1 = h2 – h1 =1515 - 1328 = 187kJ/kg m1

qRI = h2 - h2'= 1515 -1466 = 49 kJ/kg m1

1C2 = h4 – h3 = 1568 - 1369 = 199 kJ/kg m2

qk = h4 - h5 = 1568 - 264,7 = 1303,3 kJ/kg m2

qSr = h5 -h6 = 264,7- 226,7 = 38 kJ/kg m2

Debitele masice de agent frigorific: m1 = Ф0 /qo = 500/1255 = 0,3984 kg/s = 1434 kg/h

m2 = m1∙h2'−h8

h3−h7 = 0,3984∙

1466−731369−226,7 = 0,4858 kg/h

37

(s-a utilizat ecuaţia de bilanţ termic pe butelia intermediară) Debitele volumice aspirate de compresoare: V 1= m1 ∙ v1= 1434 ∙1,555 = 2230 m3/h V 3= m2 ∙ v3= 1749∙0,417 = 730 m3/h

Puterile termice ale aparatelor: ФK = m2∙qK = 0,4858 ∙1303,3 = 633,14 kW ФSr = m2∙qSr = 0,4858 ∙ 38 = 18,46 kW ФRI = m1∙qRI = 0,3984 ∙ 49 = 19,52 kW

Puterile necesare comprimărilor adiabatice: P1 = m1∙lC1 = 0,3984 ∙ 187 = 74,5 kW P2 = m2∙ lC2 = 0,4858 ∙ 199 = 96,67 kW

Ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie: Ф0 + P1 + P2 = ФK + ФSr + ФRI

Ф0 + P1 + P2 = 500 + 74,5 + 96,67 = 671,17kW ФK + ФSr + ФRI = 633,14 + 18,46 + 19,52 = 671,12 kW

Eficienţa frigorifică: ε= Ф0 /( P1 + P2) = 500/(74,5 + 96,67) = 2,921

Randamentul exergetic:

ηex = ε ∙ ηc = 2,921∙0,216 = 0,631unde:ηc = Ta /Tr -1 = 295,5/243 -1 = 0,216

Debitele masice de apă de răcire, considerând circulaţia în paralel prin aparatele K, Sr şi încălzirea apei în fiecare aparat egală cu ∆ta = 5 °C:

˙maK=Фk

c ∙ ∆ t a

=¿ 30,294 kg / s = 109058 kg/ h

˙maSr=ФSr

c ∙ ∆ ta = 0,883 kg/s = 3180 kg/h

˙maRI=ФRI

c ∙ ∆ t a = 0.934 kg / s = 3362 kg / h

mat= ˙maK+ ˙maSr+ ˙maRI = 109058 + 3180 + 3362 = 115600 kg/h

38

Debitul volumic total de apă de răcire este V at = 115,6 m3 / h

Alegerea compresoarelor:Considerând compresoare de tipul 2AV-20, 3AV-20 şi

4AU-20 se estimează coeficienţii de debit: λ I = 0,65 pentru treapta de joasă presiune şi λ II =0,68 pentru treapta de înaltă presiune. Se calculează debitele volumice teoretice:

VtI=¿ V 1/λ I = 2230/0,65 =3431 m3 /h

˙VtII=¿ V 3/λ II = 730/0,68 = 1074 m3 /h

Se pot alege, de exemplu, 10 compresoare 3AVD-20 (în două trepte) şi 3 compresoare 4AU-20 în treapta de joasă presiune. Debitele teoretice ale compresoarelor alese pentru cele două trepte sunt: -în prima treaptă: V tI = 10∙229 + 3∙456 = 3568 m3/h -în treapta a doua: ˙V

tII =10∙114 = 1140 m3 / h

3. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU ABSORBŢIE

Deşi procesele din aceste instalaţii sunt mai complexe decât cele din instalaţiile cu comprimare mecanică de vapori totuşi primele instalaţii frigorifice cu funcţionare continuă s-au bazat pe absorbţie (Ferdinand Carre,1859). Primele aplicaţii ale instalaţiilor cu absorbţie au fost legate de domeniul industriei alimentare: în 1862 s-a relizat un generator de gheaţa sub formă de blocuri şi

39

1876 s-a efectuat un transport de 80 tone de carne congelată, răcirea fiind asigurată de instalaţia cu absorbţie cu apă-amoniac.

Instalaţiile cu absorbţie folosesc soluţii binare, cele mai răspândite fiind soluţia hidroamoniacală (apă-amoniac) şi soluţia de bromură de litiu-apă (LiBr-H20). Funcţionarea acestor instalaţii este asigurată de energia termică.

Instalaţiile cu absorbţie prezintă o serie de avantaje faţă de cele cu comprimare mecanică:- automatizarea completă şi simplă, pentru reglarea consumului de energie termică în funcţie de puterea frigorifică;- utilaje statice, montate în aer liber;- funcţionarea în condiţii foarte bune în regim de sarcină parţială;- pot funcţiona într-o singură treaptă până la temperaturi de -60 °C, utilizând arderea directă a gazelor în generatorul de vapori;- pot valorifica sursele termice de potenţial scăzut şi de asemenea, pot folosi energia solară;- supraveghere simplă, minim de personal de exploatare şi fără a avea o pregătire deosebită;- lipsa uleiului de ungere, deci, un schimb bun de căldură. Dintre dezavantajele instalaţiilor cu absorbţie se pot reţine:- consum ridicat de metal în comparaţie cu instalaţiile cu comprimare mecanică;- inerţie termică mare şi deci, adaptare greoaie la variaţiile sarcinii termice exterioare.

Aceste instalaţii se utilizează pentru puteri frigorifice mari, constante sau cu variaţii mici în timp. Deşi au fost construite la noi în tară, instalaţiile cu absorbţie au fost utilizate doar în industria chimică. Un studiu tehnico-economic, corect realizat, poate da câştig de cauză instalaţiilor cu absorbţie pentru multe domenii din industria alimentară.

In prezent se realizează o gamă foarte largă de instalaţii cu absorbţie, cu soluţie hidroamoniacală sau cu bromură de litiu-apă, cu una, două sau mai multe trepte.

In acest capitol vor fi prezentate tipurile reprezentative de instalaţii cu absorbţie care pot fi folosite în domeniul industriei

40

alimentare.In afară de instalaţiile frigorifice cu absorbţie s-au dezvoltat

şi alte sisteme bazate pe absorbţie şi anume, pompele şi transformatoarele de căldură.

3.1. DIAGRAMA ENTALPIE - CONCENTRAŢIE (h - x)

Este diagrama de bază pentru reprezentarea proceselor şi efectuarea calculului termic al instalaţiilor frigorifice cu absorbţie. In cele ce urmează se prezintă diagrama h-x (entalpie concentraţie) pentru soluţia hidroamoniacală care este cuplul cel mai folosit pentru realizarea temperaturilor situate sub 0°C. Această diagramă a fost stabilită pe cale experimentală de către Merkel şi Bosnjakovic- şi se prezintă în anexa "DIAGRAME". Concentraţia masică x se referă la componentul uşor volatil, deci la amoniac (kg amoniac / kg soluţie).

Diagrama conţine următoarele familii de curbe (figura 3.1.). - Izoentalpele h= ct, care sunt drepte orizontale 1. - Concentraţie constantă x= ct., drepte verticale 2. - Izotermele în domeniul de lichid 3, pentru intervalul -70...+200 °C. Alura acestor curbe se explică prin faptul că, la formarea amestecului lichid, între apă şi amoniac are loc o degajare de căldură (dizolvare exotermă). - Izotermele în domeniul de vapori 4, reprezentate prin linii drepte deoarece căldura de amestec între vaporii supraîncăziţi de amoniac şi de apă este neglijabilă. Aceste drepte nu sunt reprezentate în diagrama reală, dar pot fi uşor trasate când este necesar. - Izobarele pentru lichid 5, p= ct. sunt reprezentate între limitele de presiuni uzuale în procesele din instalaţiile cu absorbţie, de 0,002 MPa şi 2 MPa. - Izobarele pentru vapori, între aceleaşi limite de presiuni ca la

41

lichid, sunt reprezentate prin curbele 6. - Curbele izobare ajutătoare 7, trasate pentru fiecare izobară din diagramă, servesc la determinarea stării de vapori în echilibru cu lichidul respectiv şi la trasarea, prin linii drepte a izotermelor în domeniul de vapori umezi. - Curbele xk= ct. 8, trasate în domeniul de lichid asigură determinarea rapidă a concentraţiei vaporilor în echilibru cu lichidul.

Fig. 3.1. Prezentarea diagramei entalpie concentraţie pentru soluţia hidroamoniacală. 1- izoentalpe (h = ct.); 2- drepte de

42

concentraţie constantă (x- ct.); 3- izoterme în domeniul de lichid; 4- izoterme in domeniul de vapori; 5- izobare pentru

lichid; 6- izobare pentru vapori; 7- izobare ajutătoare; 8-curbe xk= ct.

Referitor la folosirea diagramei h-x se fac următoarele precizări: - Entapia lichidului se modifică foarte puţin în funcţie de presiune dacă temperatura rămâne constantă deoarece căldura specifică a lichidului depinde foarte puţin de presiune, încât rezultă o singură reţea de izoterme, indiferent de valoarea presiunii; - Izotermele reprezentate în diagrama h-x pentru domeniul de lichid sunt valabile pentru o anumită presiune p, numai pe porţiunea de sub izobara respectivă; - In domeniul de vapori supraîncălziţi, căldura specifică depinde atât de temperatură cât şi de presiune şi, ca urmare, ar trebui trasate câte o familie de izoterme pentru fiecare izobară în parte, iar diagrama s-ar complica foarte mult. Din acest motiv, în diagrama h-x nu au fost reprezentate izotermele în domeniul de vapori, dar ele se pot trasa uşor fiind reprezentate prin linii drepte.

- în domeniul de vapori umezi, izotermele sunt linii drepte ce trec prin cele două stări, lichid şi vapori în echilibru. Izoterma în domeniul de vapori umezi se trasează folosind curbele ajutătoare 7, sau curbele 8. în diagrama h-x nu sunt reprezentate izotermele în domeniul de vapori umezi deoarece familiile de izoterme trebuie să fie trasate pentru fiecare izobară, încât diagrama ar deveni impracticabilă.

- La fixarea unei stări în diagrama h-x se va ţine seama de legea fazelor pentru a stabili numărul de parametri independenţi care determină starea respectivă, anume: * pentru domeniile: lichid subrăcit, vapori supraîncălziţi şi vapori umezi, o stare este determinată prin trei parametri

43

independenţi, de exemplu : t, p, x sau h, p, x etc; * pentru stări de lichid şi de vapori la saturaţie sunt necesari doi parametri, de exemplu: p, x ; p, t sau alţii.

- Diagrama entalpie -concentraţie trebuie privită ca o diagramă spaţială în coordonatele h-x-p. Axa presiunilor este perpendiculară pe planul diagramei h-x. Ca urmare, un punct din diagrama h-x reprezintă o infinitate de stări şi din acest motiv se impune o foarte mare atenţie la folosirea acesteia.

- Pentru o stare de vapori umezi, determinată de exemplu, prin presiune, cncentraţie şi entalpie se poate stabili valoarea temperaturii, fie prin încercări trasând diferite izoterme, fie prin rotirea unei drepte care trece prin punctul respectiv, până când cele două stări, de lichid şi de vapori la saturaţie, de pe izobara respectivă, sunt în echilibru (concentraţia vaporilor este egală cu concentraţia xk din starea lichidă).

Exerciţii de utilizare a diagramei h-x

Se consideră starea 1 de soluţie hidroamoniacală în care se cunosc trei parametri: x1= 0,3kg/kg; t1= 30°C; p1= 10bar= 1MPa. Să se reprezinte starea 1 în diagrama h-x, să se precizeze natura ei şi să se determine valoarea entalpiei h1.

Se încălzeşte soluţia până în starea 2 de început de fierbere, menţinându-se presiunea constantă. Vaporii în echilibru cu lichidul 2 au starea 3. Să se determine parametrii în stările 2 şi 3. Soluţia lichidă cu starea 2 se laminează până în starea 4 cu presiunea p=2 bar. Să se determine parametrii în starea 4 cât şi în stările componente 4L şi 4V de lichid şi de vapori în echilibru. Starea 4 este stare echivalentă între stările 4L şi 4V. Să se

44

calculeze raportul dintre cantităţile de vapori cu starea 4Vşi de lichid ca starea 4L.

RezolvareStarea 1 se prezintă prin punctul de intersecţie intre izoterma

t1 şi dreapta x1. Aparent starea 1 nu are presiunea p1=10 bar. Este o stare de lichid subrăcit, situată în planul p1=10 bar care taie suprafaţele limită de lichid şi de vapori (în diagrama spaţială) după curbele p1=10bar (pentru lichid şi pentru vapori) din diagramă. Folosind diagrama h-x pentru soluţia hidroamoniacală se determină h1= 23 kJ/kg.

Transformarea 1-2 se realizează la p =ct. Starea 2 (fig. 3.2.) este determinată prin 2 parametri: p2 = p1=10 bar şi x2= x1= 0,3 kg/kg. Rezultă:

t2=102°C - temperatura de saturaţie a soluţiei cu x2= 0,3 kg/kg şi p2=10 bar. h2= 347,4 kJ/kgCăldura necesară pentru încălzirea unui kilogram de soluţie

de la starea 1 la starea 2 este: q12= h2 – h1 = 324,4 kJ/kg.

Starea 3 de vapori saturaţi este determinată teoretic prin presiune şi temperatură (p3 = p2 şi t3 = t2) dar, practic, se fixează pe izobara p3 = p2 = p1 = 10 bar şi concentraţie, deoarece în domeniul de vapori umezi nu sunt reprezentate izotermele. Concentraţia x3 se determină citind valoarea corespunzătoare stării 2: x3 = xk2 = 0,917. Aceeaşi valoare se obţine şi cu ajutorul curbelor auxiliare, folosind traseul 2-a-3. Se citeşte valoarea entalpiei:

h3= 1909 kJ/kg. Starea 4 de vapori umezi este determinată de 3 parametri: p4

= 2 bar, x4 = x2 = x1 = 0,3 kg/kg, h4 = h2 = 347,4 kJ/kg. Prin încercări se determină temperatura t4. De exemplu, trasând izotermele de 60 °C şi 70 °C în domeniul de vapori umezi pentru izobara p4 = 2 bar se poate observa că starea 4 este situată între ele. Se poate aprecia t4 = 61 °C

45

Parametrii stărilor 4L şi 4V:Starea4L: p4L= p4= 2bar; t4L = t4 = 61 °C; x4L= 0,224 kg/kg;

h4L= 171,6 kJ/kg Starea4V: p4V = p4= 2bar; t4V = t4 = 610C; x4V = xk4L= 0,92 kg/kg; h4V = 1833 kJ/kg Raportul dintre cantităţile de vapori şi de lichid se determină din ecuaţiile de bilanţ de materiale, sau de bilanţ termic:

mV

mL

=x4−x 4 L

x4 V −x4

=0,3−0,2240,92−0,3

=0,1226

Fig. 3.2. Reprezentarea stărilor în diagrama entalpie-concentraţie

3.2. INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU ABSORBŢIE ÎNTR-O TREAPTĂ, CU SOLUŢIE HIDROAMONIACALĂ

In cazul acestei soluţii binare, amoniacul este componentul uşor volatil şi reprezintă agentul frigorific, iar apa este mediul absorbant. Acest cuplu este utilizat pentru obţinerea temperaturilor scăzute, sub 0°C.

Schema de principiu se prezintă în figura 3.3.a, iar procesul 46

de lucru dininstalaţie este reprezentat în diagrama h-x (entalpie-concentraţie) din figura 3.3.b. Se notează cu x concentraţia masică a amoniacului în soluţie.

Generatorul de vapori GV este o construcţie compactă (monobloc), formată din mai multe aparate. Un asemenea ansamblu, realizat de firma Borsig, întâlnit şi la construcţiile din ţara noastră se prezintă în figura 3.4. Aparatele componente, de jos în sus, sunt: blaza (rezervor de soluţie săracă), fierbătorul, coloana de epuizare (cu umplutură), coloana de concentrare (cu talere cu clopot) şi condensatorul de reflux.

Fig. 3.3. Schema (a) şi ciclul teoretic în diagrama h-x (b) al instalaţiei frigorifice

cu absorbţie într-o treaptă, cu soluţie hidroamoniacală.

Funcţionarea instalaţiei.Soluţia bogată cu starea 9a, de concentraţie xb şi debit masic

m3 se introduce deasupra coloanei de epuizare. Amestecul format între această soluţie şi refluxul din coloana superioară constituie refluxul pentru coloana de epuizare. Această soluţie lichidă (refluxul) îşi micşorează concentraţia şi se încălzeşte în timp ce străbate, de sus în jos, coloana. în continuare soluţia bogată curge sub formă de peliculă la interiorul ţevilor fierbătorului F. Aburul

47

de încălzire circulă prin spaţiul dintre ţevi şi se condensează, cedând căldură soluţiei amoniacale care fierbe. In urma degazării rezultă vapori cu concentraţie mare în amoniac si soluţie săracă care curge în blaza B. Vaporii produşi în fierbător străbat de jos în sus cele două coloane (de epuizare şi de concentrare) şi-şi măresc continuu concentraţia. La trecerea vaporilor prin lichidul de pe taler se realizează răcirea lor, urmată de o condensare parţială. Căldura de condensare eliberată de vapori serveşte la încălzirea şi vaporizarea parţială a lichidului de pe taler. Ca urmare, vaporii ce se ridică de pe un taler au concentraţie mai mare decât la intrarea lor pe talerul respectiv.

Condensatorul de reflux are rolul de a asigura formarea condensului care constituie refluxul necesar rectificării. Vaporii rectificaţi, având concentraţia x =0,995...0,998 şi debitul masic m1se condensează în condensatorul K. Lichidul format este subrăcit cu vapori reci în aparatul Sr şi, după laminare, este introdus în vaporizator.

Vaporii reci circulă prin subrăcitorul Sr şi apoi pătrund în absorbitor, la partea de jos a aparatului. Soluţia săracă din blaza B curge prin aparatul de tip regenerativ SS unde se răceşte, apoi se

48

laminează şi se introduce la partea superioară a absorbitorului Ab. In urma absorbţiei vaporilor de către soluţia săracă rezultă soluţia bogată, cu debitul masic m3, cu starea 9.Această soluţie este circulată cu pompa P prin aparatul SS şi introdusă la presiunea ridicată pk în generatorul de vapori, deasupra coloanei de epuizare.

Regeneratorul SS este un aparat de schimb de căldură între cele două soluţii: soluţia săracă cedează căldură şi se răceşte, iar soluţia bogată se încălzeşte. Ambele efecte sunt favorabile, obţinându-se o reducere a puterilor termice ale aparatelor Ab şi F şi, prin aceasta, rezultă o reducere a consumului de metan, de apă de răcire şi de abur de încălzire.

Analiza si calculul termic al instalaţiei.

Pentru a efectua calculul termic al instalaţiei se stabileşte numărul de ecuaţii distincte de bilanţ de materiale şi de bilanţ energetic. In baza metodei propuse se stabilesc elementele caracteristice calcului termic al acestei instalaţii:n = 2 (GV şi Ab), n1 = 0, n'= n2= l (GV sau Ab), ne = 2 (GV şi Ab), k = 2 (apa şi amoniacul), s = 5 (K, V, SS, Sr, şi P).

Se calculează numărul maxim de ecuaţii distincte de bilanţ de materiale şi de bilanţ energetic:

nt= n1 + 2n2+ ne + s = 2+2+5 = 9 ecuaţii

Se cunoaşte că:PP = m3∙v9 ∙ (p k- p0)

Mărimile necunoscute în cele 9 ecuaţii sunt: m1 ,m2 , m3 ,h9a, h6a, h5a, h3a, h9, ∅K, ∅ Ab, ( ∅ F−∅R ¿, deci nn = 11 necunoscute. Prezenţa celor două regeneratoare SS şi Sr introduce două grade de libertate. Pentru rezolvare, se impun prin temperaturi, stările 9a şi 5a: t9a= tr - (1.. .3) °C şi t5a= t3 - (10.. .20) °C.

Schema de calcul a mărimilor necunoscute: m1∙(h3- h3a) = m1∙(h5a- h5) b.t. Sr => h3a= h4

49

∅ o = m1∙ (h5 -h4) b.t. V => m1 m3= m1 + m2

m3∙xb = m1∙x” + m2∙xs

Pp = m3∙(h9`- h9)

b.m. GVb.m.NH3GVb.e. P

=>m2 ,m3 =>m2 ,m3

=>h9`

m2∙(h6- h6a) = m3∙(h9a- h9`) b.t. Sr => h6a

∅K = m1∙ (h2 –h3) b.t. K => ∅K ∅ Ab = m1∙ h5a + m2∙ h6a - m3∙ h9 b.t. Ab => ∅ Ab ∅ F - ∅ R = m1∙ h2 + m2∙ h6 - m3∙ h9a

b.t. GV => ∅ F - ∅ R

Căldura de rectificare se determină după fixarea polului P al rectificării în diagrama h-x: ∅ R = m1∙ (hP - h2)

Se verifică valorile calculate folosind ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie frigorifică: ∅O + ∅ F+ Pp = ∅K+∅ Ab+ ∅ R

APLICATIE

Să se calculeze instalaţia frigorifică cu absorbţie cu soluţie hidroamoniacală, într-o treaptă, considerând următoarele condiţii de funcţionare:

- temperatura de condensare tk = 30 °C;- temperatura de vaporizare t0 = -40 °C;- temperatura maximă de fierbere a soluţiei tF= t6= 150°C;- puterea frigorifică a instalaţiei ∅O=¿1000kW.Pentru simplificarea calculelor se va considera concentraţia vaporilor rectificaţi x” = 1.

RezolvarePresupunând x” = 1 se admite că pe circuitul principal

(condensator-vaporizator) se află amoniac curat, încât presiunile 50

de condensare şi de vaporizare sunt egale cu presiunile de saturaţie pentru amoniac, la temperaturile tk şi t0. Pentru a uşura utilizarea diagramei h-x (entalpie-concentraţie) se admit valorile: pk= 12 bar şi p0 = 0,7 bar. In figura 3.5. se prezintă procesul din instalaţie în diagrama entalpie-concentraţie în care se admite x =1. In această ipoteză simplificatoare procesele de condensare şi de vaporizare se produc la temperaturi constante.

Se consideră absorbţia completă şi se neglijează căderea de presiune între vaporizator şi absorbitor. Pentru schema de circulaţie a apei în paralel prin absorbitor şi condensator se poate considera t9 = tk = 30 °C. Pentru starea 9 se mai cunoaşte şi presiunea: p9 = pAb = po = 0,7 bar. Se neglijează creşterea entalpiei în pompe.

Din diagrama h-x pentru soluţia amoniacală se determină valorile parametrilor de stare în punctele caracteristice pentru proces. Se subliniază cu o linie verticală mărimile ce determină starea respectivă, în conformitate cu legea fazelor.

Fig. 3. 5. Reprezentarea procesuluide lucru indiagrama h-x (entalpie concentraţie) în cazul x’’ =0.

6 t6 = tF = 150 °Cp0 = pk = 12barh6 = 592 kJ/kg

9 p9 = p0 = 0,7bar t9 = tk = 30 ° C

h9 =33,5 kJ/kg

1 p1 = pk = 12 bar x1 = xb = 0,238

h1 =452 kJ/kg51

x6 = xs = 0,128 x9 = xb = 0,238 t1 = 123 ° C2’ p2’ = pk = p =12 bar t2’ = t1 =12 3 ° C h2’ = 2022 kJ/kg x2’ = 0, 843

2 p2 = pk = 12 bar x2 = x” = 1 t2 = 30 ° C

h2 =1637 kJ/kg

3 p3 = pk = 12 bar x3 = x” = 1 t3 = 30 ° C

h3 =490 kJ/kg

5 p5 = p0 = 0,7bar x5 = x” = 1 t5 = t0 = -40 °C

h5 =1549 kJ/kg

Pentru cele două regeneratoare SS şi Sr se impune câte una dintre stările de ieşire din aparate, prin temperatură, astfel: t9a= t1 - 2°C = 121°C şi t5a = t3 - 10 °C = 20°C.

Din diagrama h-x pentru soluţia hidroamoniacală se obţine h9a = 444 kJ/kg.

Se utilizează diagrama lg p-h pentru amoniac cu ajutorul căreia se stabileşte creşterea entalpiei specifice la presiunea p0 a vaporilor supraîncălziţi: qSr = h5a- h5 = 129kJ/kg => h5a = h5+qSr = 1549 + 129 = 1678 kJ/kg

Din ecuaţia de bilanţ termic pe subrăcitorul Sr se determină entalpia h3a: h3a = h3 – qSr = 490 -129 = 36l kJ/kg.

Putera frigorifică specifică: q0 = h5a - h3 =1678-490 = 1188kJ/kg

Debitul masic de amoniac de pe circuitul principal. m1 = ∅ o/q0 = 1000/1188 = 0,842kg/s = 3030kg/h

Factorul de circulaţie a soluţiei bogate: f = x - {x} rsub {s}} over {{x} rsub {b} - {x} rsub {s}} = {1,0-0,128} over {0,238-0,128} = 7,93 {kg.sol.bogata} over {kg.vapori ¿

52

Debitele masice de soluţie: m3 = f ∙ m1 = 7,93 ∙ 0,842 = 6,68 kg/s = 24037 kg/h m2 = m3−¿ m1 = 6,68 - 0,842 = 5,838 kg/s = 21007 kg/h

Se consideră un schimb de căldură total, tară pierderi în exterior. Din ecuaţia de bilanţ termic pe aparatul SS se calculează entalpia specifică în starea 6a:

m2∙(h5 -h6a)+ m3 (h6a -h9) => h6a = 122kJ/kg => t6a = 42,5°C

Purerile termice ale aparatelor:∅ Ab = m1∙ (h5a -h6a)+m3∙ (h6a -h9)= 0,842∙ (l678-122)+6,68 (l22-33,5)= 1902kW ∅ F- ∅ R = m1∙ (h2 -h6)+m3∙ (h6 -h9a) = 0,842 (l 637-592) + 6,68 ∙(592 - 444) = 1869kW ∅K = m1∙ (h2 –h3) = 0,842 ∙ (l637 - 490) = 967 kW ∅ SS = m2∙ (h6 –h6a) = 5,838 ∙ (592 -122) = 2746 kW ∅ Sr = m1 ∙ qSr = 0,842 ∙ 129 = 109 kW

Prelungind izoterma 1-2', la intersecţia cu x"= 1 se fixează polul ideal al rectificării, Pi; pentru care corespunde entalpia specifică hpi = 2429 kJ/kg. Căldura specifică de rectificare în condiţii ideale: QRi = hPi - h2 = 2429 - 1637 = 792kJ/kg. Admiţând o valoare pentru randamentul rectificării, de exemplu, ηR= 0,88 se determină sarcina termică specifică de rectificare în condiţii reale: qR= qRi / ηR = 900kJ/kg Puterea termică de rectificare: ∅ R = m1 ∙ qR = 0,824 - 900 = 758 kW Puterea termică a fierbătorului: ∅ F = ∅ R +(∅ F−∅R) = 758 +1869 = 2627 kW Verificarea calculelor folosind ecuaţia de bilanţ energetic pe

53

întreaga instalaţie frigorifică: ∅ 0 + ∅ F = ∅K+ ∅ Ab + ∅ R

∅ 0 + ∅ F = 1000 + 2627 = 3627 kW ∅K+ ∅ Ab + ∅ R= 967 +1902 + 758 = 3627 kW

3.3. INSTALAŢIA FRIGORIFICĂ CU ABSORBŢIECU GAZ DE COMPENSARE

Asemenea instalaţie se folosesc în cazul puterilor frigorifice mici şi anume, la frigiderele casnice. Prezintă avantajul că sunt lipsite de piese în mişcare, nu au pompă mecanică de circulaţie a soluţiei. întreaga instalaţie constă numai din piese statice, fără uzură, fără întreţinere specială şi total lipsite de zgomot în timpul funcţionării, calităţi esenţiale pentru un frigider menajer. De asemenea, costul instalaţiei este mai redus decât al instalaţiilor cu comprimare mecanică de vapori şi deci, frigiderele de acest tip sunt mult mai accesibile. Singurul lor dezavantaj constă în consum de energie electrică mai mare decât cel corespunzător acţionării unei instalaţii echivalente cu compresor. Au fost făcute eforturi pentru reducerea consumului de energie, dar la noi în ţară s-a considerat mai avantajoasă, sub aspect energetic, utilizarea frigiderelor cu compresor.Unele firme din străinătate ca, de exemplu, Sibir-Schileren din Elveţia au adus o serie de perfecţionări frigiderului cu absorbţie, încât consumurile energetice au devenit comparabile cu cele ale frigiderelor cu compresie.

Această instalaţie cu absorbţie s-a realizat prin introducerea în circuitul agentului de lucru a unui gaz ajutător şi anume, hidrogenul, iar instalaţia rezultată este denumită "cu absorbţie, cu gaz de compensare "

54

Descrierea instalaţiei. Principiul de funcţionare.In figura 3.8. se prezintă schema de principiu a instalaţiei

frigorifice cu absorbţie, cu gaz de compensare, unde au fost notate aparatele, debitele şi stările caracteristice, schimburile energetice cu exteriorul şi au fost evidenţiate circuitele de bază.

Instalaţia cu gaz de compensare trebuie să funcţioneze cu o temperatură de condensare t^ determinată de temperatura aerului care este utilizat ca agent de răcire la condensator, rectificator şi la absorbitor. Admiţând că în condensator intră vapori puri de amoniac, presiunea din acest aparat este presiunea de saturaţie pk a amoniacului, corespunzătoare temperaturii tk. în toate aparatele din instalaţie este aceeaşi presiune ca în condensator.

La această instalaţie se deosebesc trei circuite:

Circuitul de amoniac. Prin încălzirea soluţiei în fierbătorul Fe se produce debitul masic (D+R) de vapori cu starea 2' şi concentraţia x2. In rectificatorul Rc, răcit cu aer, se obţine o creştere a concentraţiei vaporilor; refluxul R curge înapoi în fierbător, iar vaporii cu debitul masic D, având starea 2 şi concentraţia x2 = x" > x2. intră în condensator. Răcirea condensatorului se realizează cu ajutorul aerului care preia fluxul de căldură ØK de la vaporii de amoniac, asigurând condensarea lor. Condensatul din starea 3 se subrăceşte până în starea 3a şi, totodată, se laminează în tubul capilar. Curgerea amoniacului lichid din condensator în vaporizator are loc ca urmare a diferenţei de nivel ΔH3.

Prin preluarea fluxului de căldură Ø0 (puterea frigorifică) de la mediul răcit, amoniacul lichid cu starea 3a se vaporizează. Vaporii formaţi, cu starea 5, se supraîncălzesc în aparatul SS2 până în starea 5a.

Circuitul de soluţie amoniacală. In fierbătorul Fe are loc stratificarea soluţiei: soluţia săracă, având densitatea mai mare, se află în partea de jos, iar deasupra ei este soluţia bogată (cu concentraţie mai mare în amoniac). Soluţia săracă cu starea 6, cu

55

concentraţia xs şi debitul masic (F - D) se răceşte în schimbătorul de căldură SS1 până în starea 6a, cu care intră în absorbitor. Circulaţia soluţiei sărace este asigurată de diferenţa de nivel ΔH 2.

In absorbitorul Ab, soluţia săracă absoarbe vaporii de amoniac şi rezultă soluţia bogată cu starea 9, debitul F şi concentraţia xb. La instalaţia cu gaz de compensare, în absorbitor se produce o absorbţie selectivă a amestecului gazos (hidrogen şi vapori de amoniac) venit din vaporizator, adică o epurare a hidrogenului prin absorbţia amoniacului de către soluţia săracă. Hidrogenul îndeplineşte rolul de "gaz de compensare ".

Soluţia bogată, care rezultă în absorbitor, curge în rezervorul Rz şi, în continuare, circulă prin schimbătorul de căldură SS1 în care se preîncălzeşte şi ajunge în pompă prin termosifonul Pt. Pompa prin termosifon este reprezentată printr-o serpentină înfăşurată în jurul corpului de încălzire. Incălzirea soluţiei bogate în cadrul pompei prin termosifon se poate realiza atât cu ajutorul rezistenţei electrice, cât şi cu soluţia săracă ce părăseşte fierbătorul.

56

Fig. 3.8. Schema instalaţiei frigorifice cu absorbţie cu gaz de compensare: Fe- fierbător; Ca - coloană ascendentă; Pt- pompă prin termosifon; Rc - rectificator; K - condensator; Tc - tub capilar; Te -

ţeava de echilibrare; V- vaporizator; Ab - absorbitor; Rz - rezervor de soluţie bogată;

SSj - schimbător de căldură soluţie săracă- soluţie bogată; SS2 - suhrăcitor;

Cî - corp de încălzire (rezistenţă electrică). -o-o- Soluţie bogată în NH3; = = = Soluţie săracă în NH3; ••••• Amoniac lichid; o o o o Amoniac vapori; +++ Hidrogen; +o+ o+ Hidrogen şi vapori de amoniac.

57

Vaporii care se formează în această parte de instalaţie antrenează soluţia în sus, spre fierbător (principiul termosifonului). Pe coloana ascendentă Ca circulă un amestec de vapori în echilibru termodinamic cu soluţia. Densitatea acestui amestec este mai mică decât densitatea soluţiei. Circulaţia soluţiei bogate de la rezervorul Rz spre fierbător se realizează datorită diferenţei de densitate produsă în urma încălzirii soluţiei în pompa prin termosifon. In acest mod, încălzirea elimină necesitatea pompei.

Aparatul SS1 realizează încălzirea soluţiei bogate cu ajutorul soluţiei sărace care se răceşte şi în acest mod se reduce atât sarcina fierbătorului cât si cea a absorbitorului.

Circuitul de amestec gazos. In aparatele în care amoniacul se află la presiunea parţială mai mică decât presiunea pk, se află hidrogen, astfel încât, presiunea totală este aceeaşi, egală cu pk.

Soluţia săracă intră în absorbitor pe la partea superioară. în acest aparat se află un amestec gazos format din hidrogen şi vapori de amoniac; hidrogenul fiind mai uşor, se colectează în partea de sus. Vaporii reci, în amestec cu hidrogenul, intră în aparat pe la partea de jos. In absorbitorul Ab are loc un proces complex, de schimb de căldură şi de substanţă. In urma absorbţiei vaporilor de amoniac de către soluţia săracă în amoniac, amestecul gazos îşi reduce concentraţia în amoniac, de jos în sus şi, ca urmare, presiunea parţială a amoniacului scade în absorbitor, de jos în sus. Soluţia bogată rezultată curge în rezervorul Rz.

In vaporizatorul V intră, pe sus, amoniacul lichid subrăcit. In acest aparat se află un amestec gazos (NH3+H2). Participaţia amoniacului creşte de sus în jos, iar a hidrogenului, invers, de jos în sus.

58

4. INSTALAŢII FRIGORIFICE CU EJECŢIE

4.1. CONSIDERAŢII GENERALE

Instalaţiile frigorifice cu ejecţie utilizează apa ca agent frigorific. Privită din punct de vedere temodinarnic, apa poate fi considerată ca un agent frigorific foarte bun, având căldura latentă de vaporizare de aproape două ori mai mare decât a amoniacului şi mult mai mare decât în cazul freonilor. De asemenea apa prezintă şi alte avantaje: este ieftină, nu este toxică, nu este inflamabilă şi nu prezintă pericol de explozie.

In schimb, apa în stare de vapori are şi două mari dezavantaje ca agent frigorific şi anume:- presiunile de saturaţie foarte scăzute la temperaturile de vaporizare uzuale, ceea ce conduce la pătrunderi importante de aer în instalaţie prin neetanşeităţi;- valorile volumelor specifice ale vaporilor, la temperaturile uzuale pentru tehnica frigului, sunt foarte mari, ceea ce implică debite volumice mari.

Menţinerea vidului înaintat în instalaţia frigorifică cu ejecţie de vapori de apă se realizează cu ajutorul unor echipamente auxiliare, care complică şi scumpesc instalaţia respectivă.

Ca urmare a celor de mai sus, rezultă că sfera de utilizare a apei ca agent frigorific este redusă numai la temperaturi de vaporizare mai mari de 0 °C, în mod obişnuit între 8... 11 °C, rareori sub 4 °C. Chiar şi pentru asemenea instalaţii, cu temperaturi de vaporizare ridicate, volumele specifice ale vaporilor de apă sunt foarte mari, încât circularea lor constituie o problemă tehnică deosebită.

Antrenarea unor debite volumice de vapori, foarte mari, se realizează la ora actuală, fie prin absorbţie, fie prin utilizarea de turbocompresoare, sau cu ajutorul ejectoarelor.

Pentru funcţionare, instalaţiile frigorifice cu ejecţie utilizează aburul care se destinde într-un ejector şi asigură antrenarea

59

vaporilor reci produşi în vaporizator.Deşi instalaţiile frigorifice cu ejecţie pot funcţiona cu orice agent frigorific, singurele care s-au impus sunt cele cu vapori de apă. Instalaţia cu ejecţie este o soluţie care convine sub aspect economic atunci când aburul, care constituie agentul motor, nu este produs în mod special în acest scop.

Este indicată folosirea ejectoarelor pentru antrenarea vaporilor de apă din următoarele motive:- ejectorul este o piesă statică, cu o construcţie simplă, ieftină şi robustă, cu o lipsă aproape totală de uzură, deci cu o durată mare de utilizare. Ca urmare, nu apare problema fundaţiei şi a trepidaţiilor, cât şi a ungerii. In plus, este înlăturată prezenţadefavorabilă a uleiului de ungere din circuitul agentului frigorific, care înrăutăţeşte schimbul de căldură din aparate;- deservire şi întreţinere uşoară, cu personal obişnuit, fără o pregătire specială;- asigură parametrii aerului, fără pericolul de a fi impurificat cu agent frigorific. Dezavantajele ejectoarelor sunt:- consum specific mare de abur şi apă de răcire;- adaptare dificilă faţă de condiţiile exterioare variabile (temperatura apei de răcire şi temperatura mediului răcit, cât şi presiunea aburului de lucru);- reglarea dificilă a puterii frigorifice;- randamentul redus al ejectorului.

Toate dezavantajele de mai sus pot fi limitate, încât instalaţiile frigorifice cu ejecţie pot constitui varianta optimă din punct de vedere tehnico-economic, în anumite conditii de funcţionare.

In ceea ce priveşte consumul de abur, aceste instalaţii sunt indicate atunci când aburul nu este produs în mod special, ci a fost utilizat într-un proces tehnologic care necesită şi instalaţia frigorifică, sau când provine de la o priză intermediară a unei turbine.

Consumul de apă de răcire poate fi redus considerabil prin folosirea turnurilor de răcire sau a pompelor de căldură.

60

Reglarea puterii frigorifice este asigurată prin variaţia numărului de ejectoare care lucrează în paralel pe un vaporizator comun, compartimentat (reglaj grosier) şi prin variaţia consumului de abur la unul din ejectoare (reglaj fin).

Prin completarea instalaţiei cu aparatură de automatizare corespunzătoare (termostate, presostate) se rezolvă şi problema adaptării instalaţiei la condiţiile variabile de funcţionare.

Domeniul de utilizare cel mai indicat pentru instalaţiile cu ejecţie îl reprezintă condiţionarea aerului, fie de confort, fie de proces, care necesită temperaturi de vaporizare ridicate, în mod obişnuit de 8... 11 °C. Cele mai multe instalaţii cu ejecţie produc apă rece care este folosită pentru răcirea în diverse procese tehnologice sau pentru condiţionarea aerului.

Folosirea instalatiilor cu ejecţie pentru răcirea unor produse alimentare (de exemplu, legume frunzoase) oferă avantajul că, odată cu răcirea în vid a produselor respective se extrag şi gazele dezvoltate şi, astfel, se pot înlătura oxidările premature şi se reduce posibilitatea de dezvoltare a bacteriilor. Aceste instalaţii se utilizează de asemenea în fabricile de zahăr pentru răcirea soluţiilor în procesele de sedimentare, care necesită temperaturi de 9... 11 °C.

In industria chimică se folosesc instalaţiile frigorifice cu ejecţie pentru cristalizarea în vid a sărurilor din soluţiilor lichide, cât şi pentru prepararea apei reci, utilizată ca agent de răcire în unele procese tehnologice.

In industria metalurgică se folosesc instalaţii frigorifice cu ejecţie pentru răcirea aerului la locurile cu degajări mari de căldură, în vederea îmbunătăţirii condiţiilor de muncă.

Instalaţiile cu ejecţie se pot utiliza şi în lucrările de construcţii pentru prerăcirea componentelor betonului în cazul realizării unui baraj.Instalaţiile frigorifice cu ejecţie se utilizează în cazul puterilor frigorifice mari.

S-au efectuat încercări de laborator pentru folosirea în instalaţiile cu ejecţie şi a altor agenţi, de exemplu, a freonilor şi a

61

amoniacului, dar aceştia nu au căpătat încă o întrebuinţare practică în asemenea situaţii.

S-au realizat cuplaje între instalaţiile cu comprimare mecanică de vapori şi cele cu ejecţie. Treapta de ejecţie este plasată la temperaturi scăzute şi asigură vehicularea unor debite volumice mari, cât şi menţinerea pe această porţiune de instalaţie a unor presiuni scăzute.

4.2. PRINCIPIUL DE FUNCŢIONARE A INSTALAŢIILOR FRIGORIFICE CU EJECŢIE

Instalaţiile frigorifice cu ejecţie pot funcţiona în circuit închis sau deschis .

a) Instalaţia în circuit închisAceastă instalaţie este caracterizată prin două circuite

închise: circuitul agentului primar (motor) şi circuitul de răcire (fig. 4.1).

In vaporizatorul V, care este un aparat de schimb de căldură prin suprafaţă, se realizează vaporizarea parţială a apei pe baza preluării căldurii de la agentul intermediar, care poate fi aerul sau apa. Instalaţia uzuală în care mediul răcit este apa este instalaţia în circuit deschis. Vaporizatorul V este aparatul care face legătura dintre instalaţie şi sursa rece.

Fig. 4.1. Schema instalaţiei cu ejecţie în circuit închis:

62

V-vaporizator; E-ejector; K-condensator; F-fierbător (cazan de abur);

VL-ventil delaminare; P1, P2 – pompe

Ejectorul E realizează comprimarea vaporilor reci aspiraţi din vaporizator. Pentru realizarea acestui proces se utilizează aburul produs de cazanul F. Aburul de lucru intră în ajutajul convergent-divergent A al ejectorului, în care se destinde până la presiunea pQ, atingând viteza de 800..1000m/s. Amestecul format între aburul destins şi vaporii reci aspiraţi din vaporizator este comprimat în difuzorul D al ejectorului şi apoi intră în condensatorul K, unde are loc condensarea. Aparatul K face legătura dintre instalaţie şi sursa caldă (mediul ambiant). Ventilul de laminare VL realizează laminarea condensului (apa) de la presiunea de condensare pk la presiunea de vaporizare p0.

Pompa P1 realizează recircularea apei în vaporizator în scopul intensificării schimbului de căldură.

Cel de al doilea circuit, al agentului primar cuprinde:- Fierbătorul F (cazanul de abur) în care are loc încălzirea şi

vaporizarea apei, asigurându-se aburul de lucru necesar funcţionării ejectorului. Aburul de lucru folosit trebuie să fie saturat uscat, la o presiune de aproximativ 5 bar. Aburul supraîncălzit nu aduce avantaje remarcabile, iar aburul umed conduce la eroziuni ale ejectoarelor. Folosirea aburului cu presiuni mari influenţează nefavorabil randamentul ejectorului prin creşterea pierderilor prin şoc în camera de ardere CA.

- Pompa P2 realizează circulaţia condensului prin cazanul de abur.

Se observă că procesul care se desfăşoară într-o asemenea instalaţie este un proces frigorific bazat pe comprimarea de vapori, în care agentul frigorific este apa. Compresorul mecanic este înlocuit prin ejectorul de vapori de apă. Modificarea stării fizice a agentului, în circuit închis se realizează cu ajutorul energiei potenţiale a aburului.

63

b) Instalaţia în circuit deschis.Schema de principiu se prezintă în figura 4.2. Se observă că

la instalaţia în circuit deschis, atât circuitul agentului primar, cât şi circuitul de răcire sunt deschise. în vaporizator, agentul frigorific (apa) devine chiar agentul intermediar răcit, care este circulat cu pompa P1 la utilizatorul de frig. în condensator schimbul de căldură se realizează prin amestecul vaporilor cu apa de răcire pulverizată la partea superioară şi evacuată apoi împreună cu condensatul.

Fig. 4.2. Schema instalaţiei cu ejecţie în circuit deschis: V - vaporizator;

E- ejector; F-fierbător; CS -consumator de frig; VL - ventil de laminare; P1 P2, P3- pompe

Apar unele deosebiri în ceea ce priveşte construcţia utilajelor celor două instalaţii. Condensatorul şi vaporizatorul instalaţiei în circuit deschis sunt aparate prin amestec şi nu prin suprafaţă, ca la instalaţia în circuit închis.

Circuitul de răcire este alimentat cu apă proaspătă, prin ventilul de laminare VL, pentru a înlocui vaporii reci extraşi din vaporizator cu ajutorul ejectorului.

Comparând cele două instalaţii se evidenţiază faptul că, procesul în circuit deschis oferă avantajul diferenţelor de temperatură foarte mici, chiar neglijabile la schimburile de căldură în condensator şi vaporizator, ceea ce conduce la un randament exergetic mai mare faţă de procesul în circuit închis.

64

Instalaţiile frigorifice în circuit închis, cu condensator şi vaporizator prin suprafaţă au gabarite mai mici şi pot fi instalate în locurile de producţie, în imediata apropiere a utilizatorului de frig. La instalaţiile în circuit deschis, cu condensator şi vaporizator prin amestec, la care se produce amestecul vaporilor reci cu apa de răcire (în condensator), condensatul nu poate fi introdus direct în cazan, ceea ce provoacă cheltuieli suplimentare pentru epurarea apei.

Funcţionarea ejectorului în condiţii teoretice (fără pierderi) se poate urmări cu ajutorul figurii 4.3.

Fig. 4.3. Variaţia presiunii şi vitezei aburului în ejector.

Părţile componente principale ale ejectorului sunt: A - ajutajul (duza), CA -camera de amestec şi D - difuzorul. In ajutajul A, aburul de lucru se destinde de la presiunea pF. (presiunea de alimentare) până la presiunea p0 din vaporizator şi, ca urmare, viteza lui creşte continuu, de la valoarea iniţială wF până la valoarea wI. In ajutaj are loc transformarea energiei potenţiale în energie cinetică.

Considerând curgerea adiabatică şi neglijând frecările (curgerea izentropă), în baza ecuaţiei primului principiu al termodinamicii sub formă completă, pentru sisteme deschise, rezultă expresia vitezei wI a aburului la ieşirea din ajutaj: wI = √2∙ (hF−h I ) m/sunde hF. şi hI (J/kg) sunt entalpiile specifice ale aburului în secţiunile de intrare şi de ieşire din ajutaj.

65

Parametrii ce caracterizează curgerea aburului în secţiunea I, de intrare în camera de amestec sunt p0 şi wI.

In condiţiile uzuale de funcţionare a ejectorului în cadrul instalaţiei frigorifice cu ejecţie de vapori de apă, viteza wI este mai mare decât viteza sunetului în agentul de lucru (abur) şi, ca urmare, se foloseşte ajutajul convergent-divergent.

Jetul aburului de lucru se numeşte "jet primar" sau "jet ejectant", iar vaporii reci antrenaţi formează "jetul secundar" sau "jetul ejectat".

In camera de amestec, care funcţionează la presiunea constantă p0, are loc amestecul celor două fluide, aburul de lucru şi vaporii reci. Vitezele fluidelor în amestec se consideră că variază după cum se indică în figura 4.3, aşa încât, în secţiunea de amestec II, în care procesul de amestec se consideră terminat, parametrii amestecului de fluide sunt p0 şi wII. Viteza wII pentru condiţiile uzuale ale procesului este mai mare decât viteza sunetului.

La curgerea supersonică a amestecului, la transformarea energiei cinetice a fluidului în mişcare în energie potenţială sub formă de presiune, au loc "şocuri de comprimare" însoţite de scăderea energiei cinetice deci şi a vitezei, curgerea devenind subsonică. Ca urmare, creşterea totală a presiunii vaporilor de agent în ejector se realizează, o parte, prin şocul de comprimare, iar o altă parte, prin curgerea subsonică a fluidului în difuzor, prin transformarea continuă a energiei cinetice în energie potenţială, fluidul curgând prin secţiuni din ce în ce mai mari.

4.3. PROCESUL TEORETIC. CALCULUL TERMIC.

Schema de calcul al instalaţiei cu ejecţie este reprezentată în figura 4.4, iar în figura 4.5. este reprezentat procesul teoretic în coordonate T-s şi h-s. S-a notat:

m0 , mF- debitele masice ale vaporilor reci şi a aburului de lucru (kg/s) ∅ 0 , ∅K , ∅ F - puterile termice ale vaporizatorului,

66

condensatorului şi cazanului de abur (kW); at = mF/m0 - coeficientul de consum specific de abur de lucru în procesul teoretic (kg abur de lucru / kg vapori reci aspiraţi).

Diagrama procesului teoretic este formată din două cicluri suprapuse parţial:- ciclul invers (frigorific) 5-l-2-2'-3-4-5, parcurs de m0 (kg/s) de agent;- ciclul direct (motor) l-2-2'-3-3'-6-7-8-l, efectuat de mF (kg/s) de agent.

Transformările de stare din figura 4.5. au următoarele semnificării:

1-2 - comprimarea adiabatică a amestecului în difuzorul ejectorului;

2-2'-3 -răcirea şi condensarea izobară a amestecului;3-3' -pomparea adiabatică a unei părţi din condens în cazan;3'-6 -reîncălzirea izobară a condensului în cazan, până la

starea de saturaţie; 6-7 -vaporizarea izoterm-izobară în cazan; 7- 8 -destinderea adiabatică a aburului de lucru în ajutaj, până la presiunea de vaporizare p0; 3-4 -laminarea (h=ct.) a apei în ventilul de laminare VL, cu reducerea presiunii de la presiunea de condensare pk până de presiunea de vaporizare p0;

4-5 -vaporizarea izoterm-izobară a apei în vaporizatorul V;

8-1-5 -procesul de amestec al aburului de lucru destins (cu starea 8), cu vapori reci (cu starea 5), rezultând starea finală 1.

67

Fig. 4.4. Schema de calcul a instalaţiei frigorifice cu ejecţie.

Calculul termic. Se consideră cunoscute următoarele mărimi: ∅ 0 - putereafrigorifică a instalaţiei (W); to -temperatura de vaporizare (°C); tk - temperatura de condensare (°C).

Prin cunoaşterea sau stabilirea sursei disponibile de abur de lucru sunt cunoscuţi şi parametrii de stare ai acestuia:

tF = t7 [°C]; pF = p7 [MPa].Pe baza acestor date trebuie determinate: debitele masice de

vapori reci antrenaţi, m0 şi de abur de lucru mF în vederea dimensionării conductelor respective; fluxurile de căldură ∅K şi ∅ F în vederea dimensionării condensatorului şi a cazanului; puterea de antrenarea pompei PP pentru a se putea alege motorul de antrenare.

Trebuie remarcat faptul că, prin notaţiile din figura 4.4 ecuaţia de bilanţ de materiale pe ejectorul E sau pe nodul N (E şi N sunt noduri identice) a fost deja folosită, încât rămâne la dispoziţie doar posibilitatea scrierii ecuaţiilor de bilanţ energetic (termic) pe cele patru aparate V, K, F, E şi pe pompa P.

Din aceste cinci ecuaţii se pot determina cele cinci mărimi necunoscute: m0, mF, ∅K, ∅ F şi Pp aşa cum se indică mai jos:

68

Fig. 4.5. Reprezentarea procesului de lucru în condiţii teoretice,

a) în diagrama T-s; b) - în diagrama h-s

∅ o = m0 ∙ (h5 -h4) ec.

b.e. pe V => m0

mF ∙h7 + m0 ∙h5=( mF +m0¿ ∙ h2

∅K =(mF +m0¿ ∙(h2- h3) ∅ F = mF ∙ (h7 –h3’)

ec. ec. ec.

b.e. pe Eb.e. pe Kb.e. pe F

=> mF

=>∅K =>∅ F

Pp = mF ∙(h3’- h3) ec.

b.e. pe P => Pp

Starea 2, aparent necunoscută, poate fi determinată prin calcul, aşa cum se indică la sfârşitul acestui paragraf.

Prin împărţirea ecuaţiilor de mai sus la debitul masic m0 rezultă mărimile specifice, raportate la 1 kg de vapori reci:

69

q0 = ∅ o / m0 = h5 - h4 [kJ/kg vapori reci]qK = ∅K /m0 =(l + at)-(h2-h3) [kJ/kg vapori reci]qF = ∅ F /m0 = at ∙ (h7 – h3’ ) [kJ/kg vapori reci] lP = PP / m0 = at ∙ (h3’ - h3) [kJ/kg vapori reci]

Ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie, scrisă în mărimi specifice este: q0 +qF +lP = qK

In condiţiile teoretice, când se consideră procesele reversibile, puterea produsă în ciclul direct (motor) PD este egală cu puterea consumată în ciclul frigorific PF, (PD=PF):

PD- PP= mF ∙¿ (h7 -h8)-(h2 –h1)- (h3’ -h3)] PF = m0 ∙ (h2 –h1)

Coeficientul a, de consum specific de abur de lucru poate fi calculat cu relatia:

at = h2−h5

h7−h2

Starea 2 se determină prin calcul dacă se consideră că procesele din ejector se produc fără pierderi, respectiv, se neglijează pierderile cauzate de ciocnirile dintre particule şi de schimbarea direcţiei de curgere şi se neglijează schimbul de căldură cu exteriorul, cât şi schimbul de căldură la diferenţă finită de temperatură în interiorul ejectorului. De altfel, numai în aceste condiţii se poate admite că destinderea 7-8 şi comprimarea 1-2 sunt transformări izentrope. In aceste condiţii se poate scrie o ecuaţie de bilanţ de entropii pe ejector: mF ∙ s7 + m0 ∙ s5=¿(mF +m0)s2

Din ecuaţiile de bilanţ entalpic şi entropie pe ejector rezultă:

h2−h5

s2−s5=

h7−h2

s7−s2=

ΔhΔs = const.

Din această relaţie se deduce faptul că stările 7, 2 şi 5 se află pe aceeaşi dreaptă în diagrama h-x, la intersecţia dreptei 7-5 cu izobara pk.

Deoarece forma curbei limită a vaporilor de apă saturaţi

70

uscaţi, în coordonate h-s, între temperaturile uzuale procesului frigorific la nivelul de condiţionare a aerului este foarte apropiat de o dreaptă, în locul stării 2 poate fi considerată starea 2', situată pe curba limită, la intersecţia cu izobara.

In calculele termice se poate neglija creşterea entalpiei în pompa P, deci se poate considera h3’ = h3 şi Pp = 0.

Să se efectueze calculul termic pentru instalaţia cu ejecţie, în următoarele condiţii de funcţionare:

- temperatura de vaporizare a apei, t0= 7°C;- temperatura de condensare, tk = 30 °C;- presiunea aburului utilizat, pF = 6 bar;- puterea frigorifică a instalaţiei, ∅ o=¿ 3000 kW.

RezolvareDin tabelele cu proprietăţile pentru apă şi vapori (anexa

"DIAGRAME") se extrag valorile parametrilor de bază pentru stările caracteristice, aşa cum se prezintă în tabelul 4.1. Se admite că: h3’ = h3 şi deci Pp = 0.

Se au în vedere relaţiile: h4 = h3; s8 = s7; s1 = s2;

x4 = h4−h9

h5−h9=

s4−s9

s5−s9=

v4−v9

v5−v9 ; x8 =

h8−h9

h5−h9=

s8−s9

s5−s9=

v8−v9

v5−v9

Tabelul 4.1. Parametrii principali în stările caracteristice

Mărimea U.M.

t p h v s

Starea [°C] [Pa] [kJ/kg] [m3/kg] [kJ/kg∙

K]6 158,8

4600000 670,5 0,0011 1,931

7 158,84

600000 2757 0,3156 6,761

3 30 4241 125,71 0,0010 0,43662' 30 4241 2556 32,93 8,4523

71

5 7 1001,3 2514 129,1 8,97369 7 1001,3 29,45 0,0010 0,10634 7 1001,3 125,71 5 0,44938 7 1001,3 1896 96,8 6,7612 35 4241 2568 33 8,4561 7 1001,3 2370 122 8,456

Se calculează:q0 =h5 -h4 = 2514-125,71 = 2388,29kJ/kgm0=∅ o /q0 = 3000/2388,29 = l,256 kg/s = 4522 kg/h

at = h2−h5

h7−h2 = 0,286 kg abur de lucru / kg vapori reci

mF=¿ m0 ∙a t = 1,256-0,286 = 0,359 kg/s = 1293 kg/h ∅K =(mF +m0¿ ∙(h2- h3) = (1,256 + 0,359)- (2568 - 125,7l) = 3944kW ∅ F = mF ∙ (h7 –h3) = 0,359∙ (2757 -125,71) = 944 kW

Se observă că valorile mărimilor calculate verifică ecuaţia de bilanţ energetic pe întreaga instalaţie:

∅ 0+∅F =∅K

4.4. DETERMINAREA CONSUMULUI REAL DE ABUR DE LUCRU

In procesul real de producere a frigului, în instalaţia cu ejecţie apar o serie de pierderi exergetice, care nu există în procesul teoretic examinat şi care conduc la un consum mai mare de abur de lucru.

O primă categorie de pierderi se datoreşte frecărilor pe circuitele de agent, fiind materializată prin pierderi de presiune.

O altă categorie de pierderi este cauzată de imperfecţiunea proceselor gazodinamice din ejector şi care cuprinde pierderi prin frecare în ajutajul de destindere a aburului de lucru, pierderi prin şoc în camera de amestec şi pierderi prin frecare îndifuzor. De asemenea apar pierderi cauzate de schimbul de căldură la diferenţe finite de temperatură în condensator şi vaporizator.

72

In literatura de specialitate, precum şi în prospectele diferitelor firme constructoare de instalaţii cu ejecţie se găsesc reprezentări grafice care asigură stabilirea consumului specific real, ar, de abur de lucru.

Fig. 4.6. Coeficientul de consum specific real de abur de lucru, după datele diferitelor firme constructoare: x - Wiegand; Δ -

Ross-Heater; * - Kompressor; + - Jackson; o - Forster – Wheler

In figura 4.6. se prezintă dependenţa dintre ar şi raportul Δ hc/Δ he undeΔ hc = h2 –h1 şi Δ he =h7 -h8, stabilite conform figurii 4.4. Această dependenţă arela bază determinările experimentale ale diferitelor firme constructoare de instalaţii frigorifice cu ejecţie. APLICATIE

Sa se determine coeficientul specific real de abur de lucru (ar) şi debitelemasice m0 şi mF, considerând aceleaşi condiţii de funcţionare ca în cazul teoretic: ta = 7°C, tk = 30 °C, pF = 6 bar.

RezolvareSe calculează:Δ hc =h2- h1 = 2568 - 2370 = 198kJ/kg

73

Δ he = h7-h8 = 2757-1896 = 861 kJ/kg Δ hc/Δ he =198/861 = 0,23

Din figura 4.6 rezultă ar = 1,505 kg abur de lucru / kg vapori reci. Puterea frigorifică specifică are aceeaşi valoare ca şi în cazul teoretic: q0= 2388,29 kJ/ kg Debitele masice: m0=∅ o /q0 =3000/2388,29 =l,256kg/s = 4522kg/h mF=¿ m0 ∙ar = 1,505∙1,256 = l,890 kg/s = 6805kg/h In urma unui calcul complet au fost calculate puterile termice ∅K şi ∅ 0:∅K= 8057 kW şi ∅ F= 4973 kW Se observă deosebirile însemnate ce apar în condiţiile reale faţă de cele teoretice: creşte foarte mult consumul de abur cât şi puterile termice ale condensatorului şi fierbătorului.

4.5. MENŢINEREA VIDULUI ÎN INSTALAŢIE

In vederea menţinerii vidului înaintat din instalaţia cu ejecţie de vapori de apă (p0= 1000... 1300 Pa) se folosesc ejectoare auxiliare pentru scoaterea aerului pătruns prin neetanşeităţi. Prezenţa aerului în instalaţie şi, în general, a gazelor necondensabile conduce, pe de o parte, la creşterea presiunii de condensare pk şi, implicit, a consumului specific de abur de motor, iar pe de altă parte reduce coeficientul total de schimb de căldură a aparatelor.

In figura 4.7. se prezintă schema de principiu a unei instalaţii frigorifice cu ejecţie în circuit închis (cu condensator prin suprafaţă), prevăzută cu aparate auxiliare pentru menţinerea vidului.

La această instalaţie, aburul de lucru care vine de la cazan intră în ajutajul, ejectorului principal Ep, unde se destinde şi antrenează vaporii reci din vaporizatorul V. Amestecul comprimat în difuzorul ejectorului Ep intră în condensatorul principal al

74

instalaţiei, K. Condensul rezultat este circulat de către pompa P2 şi trimis, o parte, la cazan (printr-o clapetă de sens unic), iar o altă parte, în vaporizator, printr-un ventil de laminare cu flotor VLF. Apa răcită în vaporizator este circulată cu pompa P1 la consumatorul de frig CS şi apoi, prin ventilul de laminare VL este introdusă din nou în vaporizator.

Fig. 4.7. Menţinerea vidului în instalaţia frigorifică cu ejecţie, cu condensatoare prin suprafaţă

Ep - ejector principal; V- vaporizator; K - condensator principal; F cazan de abur; CS - consumator de frig; P1, P2 - pompe;

EA1,EA2- ejectoare auxiliare;KA 1, KA2 - condensatoare auxiliare; VP - ventil cu plutitor; VL -

ventil de laminare; VLF - ventil de laminare cu flotor; CR - clapetă de reţinere.

Din cauza presiunii scăzute, în instalaţie pătrunde aer din exterior, atât în vaporizator cât şi în condensator.

Amestecul de gaze necondensabile (aer) cât şi vapori de agent (apă) este evacuat din condensatorul instalaţiei, în exterior. Acest amestec are presiunea pk= 4000....8000 Pa, încât la evacuarea lui se utilizează o baterie formată din două ejectoare auxiliare EA1, EA2. Fiecare dintre aceste ejectoare este alimentat cu abur de lucru. Amestecul de aer (în general, gaze necondensabile) şi abur este comprimat de ejectorul auxiliar EA1 şi este introdus în condensatorul auxiliar KA1 din prima treaptă. O

75

parte din abur se condensează, iar amestecul rămas este aspirat de ejectorul auxiliar EA2 şi comprimat în a doua treaptă de condensare KA2. In acest fel se condensează şi aburul rămas din prima treaptă, iar aerul este evacuat în atmosferă. Pentru asigurarea unei circulaţii corespunzătoare pe partea de lichid între condensatoarele auxiliare şi condensatorul principal, având în vedere faptul că presiunea creşte de la condensatorul principal la condensatorul auxiliar KA1 şi apoi la condensatorul auxiliar KA2, instalaţia este prevăzută cu un ventil cu plutitor şi cu un zăvor hidraulic. Aparent , bateria de vacuumare măreşte consumul de abur, însă ea asigură condiţii mai bune de funcţionare a instalaţiei şi, prin evacuarea aerului se reduce raportul de comprimare în ejectorul principal şi scade consumul de abur la acest dispozitiv.

In figura 4.8 se prezintă schema instalaţiei cu ejecţie cu condensator şi vaporizator prin amestec (tip barometric). Se observă aceeaşi construcţie şi la condensatorul auxiliar KA, deservit de două ejectoare auxiliare EA1 şi EA2.

Fig. 4.8. Menţinerea vidului în instalaţia frigorifică cu ejecţie, cu condensatoare şi vaporizatoare barometrice, prin amestec:

V- vaporizator; Ep - ejector principal; K condensator principal; EA1, EA2- ejectoare auxiliare;

B1 - bazin pentru condens şi apă de răcire; B2 - bazin pentru 76

apa răcită; P1 -pompăpentru apă răcită; CS - consumator de frig; KA - condensator auxiliar; C1, C2 - conducte barometrice.

La partea superioară este montat vaporizatorul V, iar sub el este amplasat condensatorul principal K. Pe la partea superioară a vaporizatorului se introduce apa care urmează să fie răcită. O parte din această apă se vaporizează, vaporii reci formaţi fiind aspiraţi de ejectorul principal Ep şi comprimaţi în condensatorul K. Apa care nu se vaporizează se scurge prin tubul barometric în bazinul B2, montat cu circa 11 m sub nivelul vaporizatorului. Din acest bazin, apa este luată cu pompa P1 şi circulată la consumatorii de frig. La partea superioară a condensatorului K se introduce apa de răcire, care se scurge în bazinul B1.

77