Embed Size (px)
DESCRIPTION
h
Citation preview
Tema de ProiectareA: Instalatie cu compresie me 838i824i canica
Puterea frigorifica Φ0=250 kW.
Agent intermediar
-natura: Clorura de Magneziu MgCl2
-temperaturi de lucru:
-θS1= -10°C
-θS2= -15°C
Agent de racire
-natura: Apa
-temperaturi de lucru:
-θW1= 30°C
-θW2= 35°C
Energia de actionare :
-energie electrica.
B: Instalatie cu absorbtie în solutie hidro-amoniacala
Puterea frigorifica Φ0=250 kW.
Agent intermediar
-natura: Clorura de Magneziu MgCl2
-temperaturi de lucru:
-θS1= -10°C
-θS2= -15°C
Agent de racire
-natura: Apa
-temperaturi de lucru:
-θW1= 30°C
-θW2= 35°C
Concentratii
-a vaporilor la iesirea din coloana de rectificare : ζ 1" =98%
-a vaporilor la iesirea din deflegmator : ζ 8" =99.98%
Energia de actionare :
-energie termica.
MEMORIU TEHNIC al IFCMProiectul are ca scop dimensionarea unei instalatii frigorifice
cu compresie mecanica de vapori, in concordanta cu tema de proiect,
si alegerea solutiei optime din punct de vedere tehnic si economic.
Ţinând cont de puterea frigorifica de 250 kW, instalatia este de
putere medie, iar solutia cu comprimare mecanica de vapori este o
solutie buna, in conditii le in care sursa de energie disponibila este
energia electrica si nu abur tehnologic, apa fierbinte sau gaze de
ardere, care ar fi foarte scumpe de produs.
In conformitate cu noile norme de securitate si mediu se aleg 3
posibili tati pentru fluidul de lucru: amoniac, R22, R134a. Dupa
determinarea in toate cazurile a punctelor caracteristice ale
ciclurilor teoretice si dupa efectuarea calculului termic cu
determinarea puterilor masice la condensator, vaporizator,
subracitor, etc. , calcularea coeficientului de performanta si a
coeficientilor GWP si ODP se face un STUDIU COMPARATIV din
care rezulta instalatia cu amoniac ca fiind cea mai avantajoasa, fi ind
cea mai putin daunatoare mediului, cu cel mai mare COP si cele mai
mici debite de agent frigorific in circulatie, atât masic cat si
volumic. Instalatia cu freon R22 prezenta doar avantajul unui raport
dintre presiune de condensare si cea de vaporizare mai mic,
avantajos d.p.d.v. al lucrului mecanic de comprimare, iar instalatia
cu freon 134a avea cea mai mica temperatura a vaporilor
supraîncalziti la iesirea din compresor. Insa nici in cazul instalatiei
cu amoniac aceasta temperatura nu depasea 120 oC , temperatura la
care uleiul îsi pierde din proprietati .
In toate cazurile, datorita puterii frigorifice medii de 575 kW, a
fost gasita avantajoasa util izarea unui subracitor de lichid dupa
condensator, cu scopul de a ameliora COP-ul, prin marirea puterii
frigorifice in conditii le mentinerii aceleiasi puteri electrice de
comprimare.
In urma unui studiu comparativ s-a ales varianta de subracitor
in contracurent SCC, produs de firma Frigotehnica.
De asemenea puterea frigorifica medie a instalatiei recomanda
folosirea unui rezervor de amoniac lichid RAL, cu scopul de a stoca
agentul frigorific in momentul unei eventuale revizii si stocare unei
cantitati de agent pentru momentele de vârf de sarcina.
In cazul instalatiei cu amoniac, este absolut necesar un
separator de lichid vertical SLV, care sa separe faza lichida de cea
gazoasa înainte de intrarea acesteia din urma in compresor. Aceasta
este obligatorie cu scopul de a asigura in compresor numai vapori
saturati uscati de amoniac. La instalatia cu freon se puteau si era
recomandata alimentarea compresorului cu vapori supraîncalziti intr-
un schimbator de caldura intern care functiona ca supraîncalzitor de
vapori si subracitor de lichid. Aceasta era permisa la freoni deoarece
temperatura vaporilor supraîncalziti nu era asa de mare ca la
amoniac, ea daunând uleiului. In ambele cazuri este absolut necesar
ca stropii de agent frigorific sa nu patrunda in compresor, deoarece
acest fenomen ar produce lovituri de berbec in instalatie odata cu
vaporizarea brusca a acestora si deci cu cresterea volumului
specific.
Fiecare compresor a fost prevazut cu un separator de ulei SU,
cu scopul de a retine eventualul ulei antrenat de vaporii
supraîncalziti de amoniac. Acesta este obligatoriu deoarece
amoniacul nu este miscibil cu uleiul si altfel uleiul ar fi ramas in
vaporizator, împiedicând transferul termic si lasând compresoarele
fara o ungere adecvata. La instalatia cu freon aceste SU nu ar fi fost
necesare, insa s-ar fi impus o viteza de circulatie a agentului
frigorific mare si acesta ar fi fost constrâns sa circule prin spatiile
mai reduse pentru antrenarea uleiului ramas. Instalatia nu este foarte
mare, iar temperatura vaporilor supraîncalziti este relativ redusa, asa
ca nu au fost prevazute serpentine cu apa rece la SU pentru scaderea
miscibili tatii dintre vapori si ulei. In general aceste separatoare retin
cam 97% din uleiul antrenat. Totusi in calcule trebuie tinut cont de
pelicula de ulei formata pe suprafetele de transfer din vaporizator,
condensator si subracitor.
Pentru evitarea întreruperii instalatiei si pentru a putea acoperi
eventuale sarcini mai mari in cazul in care consumatorul de frig
devine, in timp, mai mare, s-a mai prevazut un compresor de rezerva
si un separator de ulei, izolate de instalatie cu ajutorul unor vane
normal închise.
Apa de racire circula prin interiorul tevilor, la calculul
coeficientilor de transfer termic tinându-se seama de stratul de
piatra depus pe peretii tevilor.
Pentru supravegherea instalatii lor a fost construita o camera de
supraveghere in imediata vecinatate a camerei compresoarelor,
dotate ambele cu usi de refugiu opuse respectând distantele minime
dintre compresoare si peretii înconjuratori.
Instalatii frigorifice cu compresie mecanica de vapori într-o treapta
Instalatia cu amoniac (R717)Date de calcul
Agentul frigorific :
Puterea frigorifica Φ0
Agentul racit
Temperaturile agentului racit θS1/θS2
Agentul de racire
Temperaturile agentului de racire θW1/θW2
Figura 1.1 : Schema teoretica a instalatiei cu compresie mecanica pentru amoniac
V - vaporizator; SL - Separator de lichid; K - compresor; SU - separator de ulei; C - condensator; R - rezervor de amoniac lichid; SR - subracitor de lichid; VL - ventil de laminare
Figura 1.2 : Ciclul termodinamic teoretic
1 - 2 proces de comprimare adiabatica; 2 -2' proces de racire a vaporilor; 2' - 3 proces de condensare; 3 - 4 proces de subracire în subracitor; 4 - 5 proces de laminare; 5 - 1 proces de vaporizare
Calculul Termic al Instalatiei
Figura 1.3 : Variatia de temperatura a agentilor în vaporizator
[ºC]
Figura 1.4 : Variatia de temperatura a agentilor în condensator
[ºC]
Figura 1.5 : Variatia de temperatura a fluidelor în subracitor
[ºC]
Parametrii termodinamici ai punctelor caracteristice
Dupa
determinarea temperaturilor si se pot determina nivelele de presiune la schimbarea de
faza si , stabilindu-se din tabelele amoniacului pe curba de saturatie parametrii punctelor 1, 2', 3, 6.
Parametrii celorlalte puncte se citesc din diagrama amoniacului dupa trasarea procesului.
Puterile termice si energetice ale instalatiei
Puterea frigorifica masica [kJ/kg]
Puterea frigorifica volumica [kJ/m3]
Debitul masic de amoniac [kg/s]
Puterea termica masica de condensare [kJ/kg]
Puterea termica totala a condensatorului [kW]
Lucrul mecanic de comprimare [kJ/kg]
Puterea totala de comprimare [kW]
Puterea masica a subracitorului [kJ/kg]
Puterea termica totala a subracitorului [kW]
Bilantul energetic al IFCM pentru amoniac
Coeficientul de performanta al IFCM pentru amoniac
Instalatia cu freon (R22, R134a)Figura 2.1 : Schema teoretica a instalatiei cu compresie mecanica pentru freoni
V - vaporizator; SCR - schimbator de caldura recuperativ; K - compresor; C - condensator; VL - ventil de laminare termostatat.
Figura 2.2 : Ciclul termodinamic teoretic
1 - 1' supraîncalzirea vaporilor în vaporizator; 1' - 1" supraîncalzirea vaporilor în SCR; 1" - 2 comprimare adiabatica; 2 -2' racire a vaporilor; 2' - 3 condensare; 3 -4 subracire a lichidului; 4 -5 laminare; 5-1 vaporizare.
Calculul termic
Figura 2.3 : Variatia de temperatura a agentilor în vaporizator
[ºC]
Figura 2.4 : Variatia de temperatura a agentilor termici în condensator
[ºC]
Se propun temperaturile vaporilor supraîncalziti în aspiratia compresorului
[ºC]
[ºC]
Din bilantul termic pe SCR rezulta entalpia lichidului subracit
Parametrii termodinamici ai punctelor caracteristice
Dupa determinarea temperaturilor si se pot determina nivelele de presiune la schimbarea
de faza si , stabilindu-se din tabelele de freoni pe curba de saturatie parametrii punctelor 1, 2', 3, 6.
Parametrii celorlalte puncte se citesc din diagrama amoniacului dupa trasarea procesului.
Puterile termice si energetice ale instalatiei
Puterea frigorifica masica [kJ/kg]
Puterea frigorifica volumica [kJ/m3]
Debitul masic de amoniac [kg/s]
Puterea termica masica de condensare [kJ/kg]
Puterea termica totala a condensatorului [kW]
Lucrul mecanic de comprimare [kJ/kg]
Puterea totala de comprimare [kW]
Puterea masica a subracitorului [kJ/kg]
Puterea termica totala a subracitorului [kW]
Puterea termica masica a SCR [kJ/kg]
Puterea termica totala a SCR [kW]
Bilantul energetic al IFCM pentru freoni
Coeficientul de performanta al IFCM pentru freoni
Alegerea compresoarelor
În timpul functionarii reale, performantele compresorului(debitul volumic aspirat, raportul de compresie, puterea consumata) se modifica defavorabil fata de functionarea teoretica. Acest lucru se datoreaza existentei unui spatiu mort(necesar amplasarii supapelor), a pierderilor de presiune la curgerea vaporilor prin supape, a supraîncalzirii vaporilor în aspiratia compresorului, a pierderilor de gaz prin neetanseitati, cât si prin abaterea vaporilor de la legile gazelor ideale. Aprecierea performantelor se poate exprima cantitativ cu ajutorul unor coeficienti de lucru.
Coeficienti de lucru Volumici
Influenta spatiului mort
Existenta spatiului mort este dictata de considerente constructive(amplasarea supapelor). Astfel existenta acestuia face ca aspiratia vaporilor sa se realizeze cu întârziere dupa destinderea vaporilor comprimati neevacuati.
Limitarea cursei pistonului si utilizarea partiala a ei cât si cresterea volumului masic de vapori aspirati (prin amestecul celor din vaporizator cu cei calzi din spatiul mort) vor conduce la micsorarea debitului volumic aspirat de compresor.
Aceasta abatere se apreciaza prin coeficientul spatiului vatamator .
unde:
- coeficientul relativ al spatiului mort
- indicele transformarii politropice (1 la NH3 ; 1.1 la freoni)
Influenta laminarii vaporilor în supape
Având în vedere pierderile de presiune la curgerea vaporilor prin supape în realitate compresorul va functiona la o presiune mai mica în aspiratie pâna la o presiune mai mare în refulare. Diferentele de presiune sunt necesare pentru învingerea inertiei si frecarilor din supape. Debitul
volumic va fi corectat prin coeficientul de laminare al vaporilor în supapa de aspiratie .
Influenta supraîncalzirii vaporilor în conducta de aspiratie
În aceasta conducta vaporii vor suferi o supraîncalzire ceea ce va mari volumul lor masic, încât debitul volumic aspirat de compresor se reduce.
unde este temperatura teoretica de aspiratie
Influenta neetanseitatilor
Pierderile de gaz prin neetanseitatile compresorului, dependente de acesta sunt apreciate de coeficientul de etanseitate.
Randamentul volumic al compresorului
Toate diminuarile debitului volumic sunt apreciate de randamentul volumic .
În situatia în care se dimensioneaza un compresor se utilizeaza formula:
[m3/h]
daca se verifica un compresor atunci formula devine :
[m3/h]
unde [m3/h]
Coeficienti de lucru energetici
Randamentul indicat
Acest coeficient realizeaza comparatia între puterea teoretica de compresie si cea indicata .
Puterea teoretica depinde de lucrul mecanic masic, de comprimarea adiabatica, lucrul mecanic de compresie si de debitul masic al vaporilor aspirati în compresor.
[kW]
unde sunt entalpiile masice ale vaporilor la absorbtia si refularea din compresor.
Puterea indicata este cea care trebuie data în realitate pistonului pentru a-l deplasa cu cursa l.
cu b - coeficient dependent de constructia compresorului si agentul frigorific; b=0.001 pentru compresoare verticale de amoniac sau b=0.0025 pentru compresoare verticale de freoni.
Randamentul mecanic
În realitate compresorul functioneaza cu un raport de compresie mai mare pentru a învinge inertiile si frecarile din supape. Puterea furnizata arborelui trebuie sa învinga si frecarile din
lagare. În plus debitul volumic aspirat este mai mare . Astfel puterea efectiva consumata de compresor va fi mai mare decât cea indicata.
unde puterea de frecare este data de relatia : unde poate avea valorile : (0.4 .0.6)10^5 N/m2 la compresoare în echicurent sau (0.2 .0.4)10^5 N/m2 pentru compresoare în contracurent.
Puterea totala consumata
Puterea totala consumata de motorul de antrenare al compresorului se apreciaza prin randamentul de transmisie de la motor la compresor:
Alegerea compresoarelor
Tipul si numarul de compresoare necesar instalatiei frigorifice se determina prin doua metode :
1)Pe baza debitului real aspirat aplicând relatia : [m3/h] unde este
cilindreea totala orara a celor compresoare active
2)Pe baza puterii frigorifice dezvoltate de cele compresoare active cu formula :
. Puterea frigorifica specifica a unui compresor este dependenta de caracteristicile geometrice ale compresorului, de proprietatile termodinamice ale fluidului precum si de conditiile de lucru. Astfel constructorul prezinta sub forma de tabele aceasta putere la diferiti parametrii de functionare.
În ceea ce priveste numarul de compresoare active acesta se recomanda a fi ales între 2 si 8. Suplimentar se vor prevedea un numar de compresoare de rezerva câte unul pentru 1 .4 compresoare active.
Recalcularea marimilor de proiectare
Datorita puterii frigorifice superioare obtinute în urma alegerii compresoarelor fata de cea din tema, este necesara recalcularea celorlalte puteri termice din instalatie.
Debitul masic real de agent frigorific [kg/s]
Puterea termica reala de condensare [kW]
Puterea termica reala de subracire [kW]
Dimensionarea condensatorului
Generalitati
Agentul de racire în cazul puterilor frigorifice medii si mari este apa pe când în cazul instalatiilor frigorifice cu puteri frigorifice reduse se poate utiliza si aerul.
În cazul instalatiilor frigorifice cu racire pe baza de apa condensatorul este multitubular orizontal în care apa de racire circula prin interiorul tevilor iar agentul frigorific prin exterior.
Datorita rolului redus al desupraîncalzirii vaporilor asupra suprafetei de schimb termic , în calcul se poate considera ca temperatura agentului termic ca fiind constanta.
Calculul termic
Suprafata de transfer de caldura a condensatorului este :
[m2]
unde q este densitatea de flux termic la condensare.
Determinarea lui q se face printr-un calcul grafo-analitic.
Transferul de caldura se realizeaza de la agentul frigorific care condenseaza (amoniacul, freonii) catre apa de racire. Astfel cantitatea de caldura q este constanta prin toate straturile termice dintre
cele doua fluide. Fie temperatura uleiului de pe partea freonului si temperatura medie a apei
de racire .
Conservarea densitatii de flux termic duce la : [W/m2]
unde sunt coeficientii de transfer termic convectiv, este rezistenta conductiva la trecerea prin ulei, metal, piatra.
Calculul se desfasoara prin determinarea a doua functii de , si .
Astfel :
[W/m2]
[W/m2]
[W/m2]
Determinarea functiei q1
Fie ecuatia criteriala din care da coeficientul convectiv de transfer termic
în care :
este criteriul Nusselt la condensarea agentului frigorific
criteriul Galilei;
Pr este criteriul Prandtl
este criteriul Kutateleadze
constantele C si m au valorile , lungimea caracteristica iar datele termofizice necesare sunt extrase din tabele pentru fiecare tip de agent frigorific pentru
temperatura de condensare .
Determinarea functiei q2
Fie ecuatia criteriala din care da coeficientul convectiv de transfer termic
în care :
este criteriul Nusselt la încalzirea apei în tevi
este criteriul Reynolds
Pr este criteriul Prandtl.
Constantele c, m si n au valorile ,parametrii termofizici sunt
determinati pentru apa cu temperatura , lungimea caracteristica este l=di, iar viteza apei este aleasa suficient de mare pentru a se instala regimul turbulent (Re>104).
În urma trasarii celor doua functii rezulta la intersectia graficelor θx si q.
Cu debitul de caldura determinat se poate calcula suprafata de schimb de caldura.
[m2]
Dimensionarea constructiva
Suprafata condensatorului este realizata de n tevi pe trecere, cu un diametru mediu dm = (di+de)/2, o lungime L si N treceri ale apei prin condensator.
[m2]
Numarul de tevi pe o trecere rezulta din ecuatia de continuitate:
Lungimea fasciculului de tevi este limitata la 2 .6 m determinându-se pentru un numar par de treceri N=2 .24
[m]
Diametrul mantalei condensatorului rezulta în functie de asezarea tevilor, numarul si dimensiunea acestora:
unde:
m - coeficient dependent de numarul total de tevi din manta
t - pasul dintre tevi
de - diametrul exterior al tevilor
δ - distanta intre teava cea mai apropiata de manta si aceasta
în care
δm - grosimea mantalei.
Dimensionarea racordurilor se face cu ecuatia de continuitate a debitelor:
[m]
Dimensionarea Vaporizatorului
Generalitati
Vaporizatoarele au rolul de a raci lichidul sosit de la consumatorul de frig (agentul intermediar) fie pin imersarea suprafetei de transfer termic în lichidul acumulat în baia de racire, fie prin circulatia acestuia printr-un schimbator de caldura multitubular.
Vaporizatoarele imersate se utilizeaza pentru agenti nemiscibili cu uleiul (R22, R134a).
Vaporizatoarele multitubulare sunt utilizate pentru toti agentii frigorifici având o functionare diferita pentru fiecare tip de agent în parte (amoniac, freoni).
Figura 4.1 : Variatia temperaturii agentilor în vaporizator pentru amoniac si freoni
Dimensionarea vaporizatorului multitubular orizontal
Vaporizatorul multitubular orizontal pentru amoniac este realizat dintr-un fascicul de tevi din otel de 25x2.5 - 28x3 mm, sudate sau mandrinate în placile tubulare si plasat într-o manta circulara.
Amoniacul vaporizeaza în spatiul dintre tevi si manta primind caldura cedata de agentul intermediar care circula prin interiorul tevilor. Amoniacul circula cu o viteza între 0.8 .2 m/s.
Calculul termic
Suprafata de transfer termic a vaporizatorului se determina cu relatia :
[m2]
iar k cu relatia de la pereti plani:
[W/m2K]
Modul de calcul este iterativ propunându-se o valoare pentru k si verificând-o prin calcul pâna sub o eroare admisa.
Calculul preliminar
Se alege diametrul tevilor de x g
Se propune un coeficient global de transfer termic k=500 .800 W/m2K.
Se alege viteza solei prin vaporizator.
Calcul Definitiv
Determinarea coeficientului convectiv al solei
Pentru regimul turbulent la curgere în tevi orizontale Miheev propune relatia:
valabila pentru
Pentru regimul tranzitoriu valorile NuS se diminueaza cu coeficientul lui Ramm
unde : , criteriul Nusselt; , criteriul Reynolds.
Lungimea caracteristica este l=di, parametrii termofizici se determina din tabele în functie de fluidul ales si temperatura medie a acestuia.
Determinarea rezistentei termice conductive
Determinarea coeficientului convectiv al amoniacului
în care :
este criteriul Nusselt la condensarea agentului frigorific
criteriul Grasshoff;
Pr este criteriul Prandtl
Relatia este valabila pentru vaporizare în spatii largi când
Datele criteriale ale agentului frigorific se aleg din tabele pentru temperatura de vaporizare.
Pentru amoniac cu se considera relatia :
Daca si atunci se utilizeaza relatia:
sau o relatie valabila pentru
Verificarea lui k
Se calculeaza eroarea :
în cazul în care aceasta nu este convenabila se reia calculul cu o noua valoare kP
Dimensionarea constructiva
Suprafata condensatorului este realizata de n tevi pe trecere, cu un diametru mediu dm = (di+de)/2, o lungime L si N treceri ale apei prin condensator.
[m2]
Numarul de tevi pe o trecere rezulta din ecuatia de continuitate:
Lungimea fasciculului de tevi este limitata la 2 .6 m determinându-se pentru un numar par de treceri N=2 .24
[m]
Diametrul mantalei condensatorului rezulta în functie de asezarea tevilor, numarul si dimensiunea acestora:
unde:
m - coeficient dependent de numarul total de tevi din manta
t - pasul dintre tevi
de - diametrul exterior al tevilor
δ - distanta intre teava cea mai apropiata de manta si aceasta
în care
δm - grosimea mantalei.
Dimensionarea racordurilor se face cu ecuatia de continuitate a debitelor:
[m]
Aparatura auxiliara
Separatorul de ulei
Acest dispozitiv este prevazut la instalatiile cu agenti nemiscibili cu uleiul. Rolul sau este acela de a separa picaturile de ulei antrenate de vaporii de agent frigorific din compresor în scopul diminuarii stratului de ulei din schimbatoarele de caldura si a ungerii corespunzatoare a compresoarelor prin returnarea uleiului în carter. Separarea uleiului se produce prin scaderea brusca a vitezei, prin schimbari bruste de directie si parcurgerea unui strat de umplutura. Diametrul minim este:
unde QV2 - debitul volumic la starea 2
w - viteza vaporilor în separator 0.3 .0.5 m/s
NKA - numarul compresoarelor active.
Separatorul de lichid
Acesta este utilizat în instalatiile cu amoniac pentru protectia compresorului împotriva patrunderii picaturilor de lichid rezultate dintr-o vaporizare incompleta în compresor. Separat de aceasta separatorul mai serveste si la alimentarea vaporizatorului. Diametrul minim este:
Rezervorul de lichid
Rezervorul de lichid este utilizat în instalatiile frigorifice cu puteri medii sau mari pentru acumularea în caz de avarie a volumului de agent frigorific lichid sau pentru stocarea surplusului de agent frigorific în perioadele de consum redus. În ceea ce priveste volumul acestuia el trebuie sa asigure umplerea cu agent frigorific în cazul cel mai defavorabil pâna la 80%.
Subracitorul de lichid
La instalatiile cu amoniac de puteri medii sau mari se recomanda subracirea agentului frigorific, cu efect asupra cresterii puterii frigorifice cu 3 .4% în conditiile aceluiasi consum energetic. Amoniacul este subracit cu 3 .5ºC.
Dimensionarea subracitorului
Dimensionarea acestui aparat consta în determinarea suprafetei de schimb termic:
[m2]
unde:
k cu relatia de la pereti plani: [W/m2K]
- diferenta medie logaritmica de temperatura a fluidelor din subracitor.
Pentru un bun transfer termic se recomanda o viteza a fluidelor prin subracitor de 0.5 .2 m/s pentru lichide si 8 .15 m/s pentru gaze.
Coeficientii de transfer termic se determina utilizând relatia lui Miheev :
valabila pentru
Pentru regimul tranzitoriu valorile Nu se diminueaza cu coeficientul lui Ramm
unde : , criteriul Nusselt; , criteriul Reynolds; , criteriul Prandtl.
Lungimea caracteristica este :
la curgerea în tevi respectiv la curgerea printre tevi.
Parametrii termofizici se determina din tabele în functie de fluidul ales si temperatura medie a acestuia.
Temperatura medie logaritmica este: .
MEMORIU TEHNIC al Instalatiei Frigorifice cu Absorbtie
Proiectul de fata are ca scop calcularea d.p.d.v. termic si dimensionarea unei instalatii frigorifice cu absorbtie de vapori de amoniac in apa in conditiile aceleiasi puteri frigorifice ca si in cazul anterior, al instalatiei frigorifice cu compresie mecanica de vapori de amoniac. Aceasta solutie este recomandabila fiind mai fiabila si mai simpla ca întretinere in cazul in care se dispune de o sura de energie precum aburul saturat uscat. Desi debitele de apa aflate in circulatie vor fi mai mari iar energia termica raportata la puterea frigorifica va fi mult mai multa, deci COP-ul va fi mult mai mic, aceasta recomandare ramâne valabila in conditiile unui cost mult mai redus al kW -ului termic (abur) fata de cel electric, mai ales când aburul survine ca deseu tehnologic. Se urmareste determinarea punctelor caracteristice, fluxurilor termice masice, raportate la unitatea de agent frigorific, bilanturile termice partiale si bilantul termic total al instalatiei, determinarea coeficientului de performanta si dimensionarea principalelor utilaje ale instalatiei, fierbatorul si absorbitorul.
Pentru pomparea solutiei bogate prin circuitul compresorului
termochimic se util izeaza o pompa de fluid care insa consuma o
energie de pompare neglijabila in raport cu celelalte fluxuri
termice, sau in raport cu puterea consumata de compresoarele
IFCM.
